關(guān)鍵詞： 減速器噪聲 粗糙度 螺栓預(yù)緊力 仿真分析

中圖分類號(hào)： U463.212 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼： A 文章編號(hào)： 1672-3791（2023）16-0104-04

隨著科技的發(fā)展，人們對(duì)汽車的駕駛體驗(yàn)提出了更高的要求，汽車噪聲也逐漸成為影響整車駕駛舒適性的重要因素之一[1-2]。除了汽車行駛過程中的風(fēng)噪和輪胎與地面的摩擦噪聲，變速箱齒輪嘯叫也是汽車噪聲的主要來源之一[3]。

在動(dòng)力傳輸過程中，變速箱齒輪嚙合過程中的高頻振動(dòng)和齒輪傳遞誤差造成的沖擊，是變速箱噪聲的來源[4]。除了改善齒輪的宏觀參數(shù)，以及對(duì)齒輪進(jìn)行微觀修形以減小傳遞誤差[5]，改善齒輪（軸）的裝配方法，提高齒軸系統(tǒng)的整體剛度也有益于變速箱NVH 性能的改善。

本文從某型號(hào)CVT變速箱的噪聲問題入手，首先，通過瀑布圖鎖定了噪聲產(chǎn)生的位置為小齒輪軸。其次，通過測(cè)量小齒輪軸端面與軸承支架的表面的平行度，發(fā)現(xiàn)小齒輪軸的偏移現(xiàn)象。再次，根據(jù)“螺栓541 原則”分析了變速箱殼體與小齒輪軸支架接合面粗糙度對(duì)螺栓預(yù)緊力的影響。最后，結(jié)合有限元仿真與實(shí)驗(yàn)，驗(yàn)證了通過改變殼體與小齒輪軸支架接合面粗糙度，以增大螺栓預(yù)緊力，并降低小齒輪軸偏移的可行性。

1 變速器嘯叫問題分析

汽車變速箱噪聲是在變速箱內(nèi)部多重激勵(lì)的同時(shí)作用下產(chǎn)生的，其內(nèi)部激勵(lì)包括內(nèi)部剛度激勵(lì)，齒輪高頻嚙合接觸激勵(lì)與齒輪軸錯(cuò)位導(dǎo)致的傳遞誤差激勵(lì)[6]。

某型號(hào)的CVT 變速箱出現(xiàn)了零公里噪聲問題，變速箱運(yùn)行過程中的嘯叫明顯，噪聲評(píng)價(jià)不合格。從實(shí)測(cè)的噪聲瀑布圖中可以觀察到，在23 階、41 階和82 階的噪聲曲線明顯；根據(jù)NVH 階次跟蹤，在23 階、41 階、82 階存在多項(xiàng)噪聲超差；EOL 復(fù)測(cè)結(jié)果也證明，這3 個(gè)階次的噪聲均大于標(biāo)準(zhǔn)值，如表1 所示。

通過對(duì)NVH 階次數(shù)據(jù)的分析，并結(jié)合瀑布圖可以判斷變速箱噪聲的來源是小齒輪軸，其中噪聲的階次對(duì)應(yīng)著小齒輪的倍頻。為了驗(yàn)證這一判斷的正確性，并找出小齒輪軸噪聲問題根源，對(duì)故障件進(jìn)行拆箱檢查，并分配一臺(tái)正常件作為對(duì)照組。

該型號(hào)變速箱的小齒輪軸結(jié)構(gòu)剖視圖，如圖1 所示，圖中綠色部分為小齒輪軸，軸的左端面通過圓錐滾子軸承與變速箱殼體連接，右端與支架連接；小齒輪軸支架通過5 個(gè)螺栓固定在殼體上。

在小齒輪軸的齒面上涂藍(lán)油并進(jìn)行嚙合測(cè)試，運(yùn)轉(zhuǎn)后差速器齒輪與小齒輪有一半不能完全嚙合，該現(xiàn)象說明小齒輪軸發(fā)生了偏移，導(dǎo)致較大的傳遞誤差，并成為齒輪嚙合過程中，噪聲的激勵(lì)源。

表2 為小齒輪端面與殼體的平行度對(duì)比。其中，噪聲故障件的平行度偏差為0.059，遠(yuǎn)大于正常件；對(duì)故障件進(jìn)行重新安裝后平行度恢復(fù)到0.02。經(jīng)過重新裝配后，故障件的嘯叫消除。由此可以得出，軸承座偏移導(dǎo)致軸系傾斜最終發(fā)生齒輪噪聲問題。

由于軸承座通過5 個(gè)螺栓固定在殼體上，偏移主要原因可以歸結(jié)于螺栓的預(yù)緊力不足。如圖2 所示，根據(jù)541 原則，螺栓在添加擰緊力矩的過程中，實(shí)際轉(zhuǎn)化為螺栓夾緊力的扭矩僅占10%，另有50% 用于克服螺栓法蘭面與被夾緊物體表面的摩擦力，另外40% 用于克服螺紋副中的摩擦力，如果采用一定的改善措施（如涂抹潤滑油）或螺紋副中存有缺陷（如雜質(zhì)、磕碰等），該比例關(guān)系會(huì)受到不同影響而改變。

為了提高螺栓的夾緊力，預(yù)防軸承座偏移的發(fā)生，除了增大預(yù)緊扭矩外，還可以采取以下措施。本案例中使用帶法蘭面的金屬螺栓，其中螺栓的法蘭面與小齒輪軸承座的上表面接觸，依據(jù)上述的541 法則，減小螺栓法蘭面與軸承座上表面的粗糙度，可以有效降低這兩個(gè)結(jié)合面之間的摩擦系數(shù)，從而降低用于克服螺栓法蘭面與被夾緊物體表面的摩擦力的占比，提高夾緊力。此外，還可以增加軸承座下端面與殼體接合面的表面粗糙度，增大軸承座與殼體間的最大靜摩擦力，來預(yù)防偏移。

2 仿真分析

軸承支座與殼體結(jié)構(gòu)具體見圖3。由上述測(cè)量分析可知，軸承支座的滑動(dòng)變形可能是螺栓的軸向預(yù)緊力不夠，根據(jù)541 螺栓法則，其根本原因可歸結(jié)為螺栓頭法蘭面與軸承支座面的摩擦過大；軸承支座的滑動(dòng)變形也可能是軸承支座與殼體的摩擦力不足。軸承支座的滑動(dòng)變形量大小直接影響著齒輪軸的傾斜程度，對(duì)噪聲的產(chǎn)生起著至關(guān)重要的作用。為此，使用ANSYS軟件對(duì)不同摩擦系數(shù)的軸承支座和殼體進(jìn)行有限元分析，探究它們的滑動(dòng)變形情況。

考慮螺栓預(yù)緊力不足，在ANSYS 中設(shè)置了18 kN、23 kN和28 kN 這3 種螺栓預(yù)緊力，結(jié)果如圖4 所示。通過對(duì)上述云圖的整理匯總，得到了不同預(yù)緊力軸承座最大變形量和滑動(dòng)量的表格，如表3 所示。

通過對(duì)上述云圖的整理匯總，得到了不同預(yù)緊力軸承座最大變形量和滑動(dòng)量的表格，如表3 所示。

從表3 數(shù)據(jù)可以看出，預(yù)緊力越大，軸承座的最大變形量、與離殼的最大滑移量越小，小的變動(dòng)量可以抑制軸系的傾斜，減小噪聲產(chǎn)生，這充分表明了螺栓預(yù)緊力不足是噪聲產(chǎn)生的重要原因。根據(jù)541 螺栓法則，螺栓預(yù)緊力的不足是由于需要克服的阻力太大，其中螺栓頭法蘭與殼體的摩擦阻力占到了40%，這是導(dǎo)致預(yù)緊力缺乏的根本原因。為此，使用ANSYS 對(duì)不同摩擦系數(shù)的螺栓與軸承支座接觸面、軸承支座與殼體接觸面進(jìn)行數(shù)值分析，探究其對(duì)軸承支座滑動(dòng)變形的影響。

螺栓與軸承支座接觸面的摩擦系數(shù)μ 1分別設(shè)置為0.1 和0.25，軸承支座與殼體接觸面μ 2 分別設(shè)置成0.1 和0.3，邊界條件設(shè)置相同，將μ 1和μ 2排列成不同的組合，為了排除預(yù)緊力帶來的影響，同時(shí)也設(shè)置了兩組預(yù)緊力做對(duì)比分析，經(jīng)過ANSYS 軟件分析后得到如圖5 所示的變形云圖。

從表3 數(shù)據(jù)可以看出，預(yù)緊力越大，軸承座的最大變形量、與離殼的最大滑移量越小，小的變動(dòng)量可以抑制軸系的傾斜，減小噪聲產(chǎn)生，這充分表明了螺栓預(yù)緊力不足是噪聲產(chǎn)生的重要原因。根據(jù)541 螺栓法則，螺栓預(yù)緊力的不足是由于需要克服的阻力太大，其中螺栓頭法蘭與殼體的摩擦阻力占到了40%，這是導(dǎo)致預(yù)緊力缺乏的根本原因。為此，使用ANSYS 對(duì)不同摩擦系數(shù)的螺栓與軸承支座接觸面、軸承支座與殼體接觸面進(jìn)行數(shù)值分析，探究其對(duì)軸承支座滑動(dòng)變形的影響。

螺栓與軸承支座接觸面的摩擦系數(shù)μ 1分別設(shè)置為0.1 和0.25，軸承支座與殼體接觸面μ 2 分別設(shè)置成0.1 和0.3，邊界條件設(shè)置相同，將μ 1和μ 2排列成不同的組合，為了排除預(yù)緊力帶來的影響，同時(shí)也設(shè)置了兩組預(yù)緊力做對(duì)比分析，經(jīng)過ANSYS 軟件分析后得到如圖5 所示的變形云圖。

在相同的摩擦系數(shù)下，通過ANSYS 對(duì)軸承支座的滑動(dòng)情況也進(jìn)行了分析，分析結(jié)果見圖6。

從圖6 可以看出，不同的摩擦系數(shù)對(duì)軸承支座的變形量與滑動(dòng)量會(huì)產(chǎn)生很大的影響，如表4 所示。

從表4 中可以看出，在μ 1相同為0.1 的情況下，隨著軸承支座和殼體摩擦系數(shù)的增大，兩者之間的滑動(dòng)量由0.254 降低到了0.043，軸承支座的最大變形量由0.513 降低到了0.315，對(duì)于不同的預(yù)緊力12.08 kN 和摩擦系數(shù)μ ₁=0.25，趨勢(shì)依然相同，這表明較大的μ ₂摩擦系數(shù)可以抑制軸系傾斜，對(duì)減弱噪聲起到非常重要的作用，這也體現(xiàn)出軸承支座與殼體的摩擦系數(shù)是本案例噪聲產(chǎn)生的重要原因。

3 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

根據(jù)測(cè)量結(jié)果和仿真結(jié)果，可以判斷螺栓擰緊力、軸承座端面與殼體之間的摩擦系數(shù)即兩者結(jié)合面的粗糙度會(huì)影響變速箱噪聲，為進(jìn)一步驗(yàn)證結(jié)果，筆者進(jìn)行了以下實(shí)驗(yàn)：實(shí)驗(yàn)使用砂紙對(duì)軸承座和殼體接合面進(jìn)行打磨，增大殼體間摩擦力，其次在螺栓法蘭端面抹油，減小螺栓與軸承座間的摩擦力，增加螺栓擰緊力矩，由38 N·m 增加到42 N·m；完成以上措施后，將變速箱裝配完成，到產(chǎn)線進(jìn)行EOL 測(cè)試。軸承座打磨前粗糙度是0.297，打磨后的粗糙度是0.85，進(jìn)行測(cè)試后與之前數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，如表5 所示。

返工后的變速箱在進(jìn)行EOL 測(cè)試的數(shù)據(jù)均出現(xiàn)了下降，驗(yàn)證了之前測(cè)量結(jié)果和仿真結(jié)果的正確性。

4 結(jié)論

本文從裝配角度考慮噪聲產(chǎn)生的原因，通過仿真和實(shí)驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證，主要結(jié)論如下。

（1）實(shí)驗(yàn)與仿真結(jié)果具有一致性，驗(yàn)證了有限元模型的正確性。

（2）變速箱裝配過程中的螺栓預(yù)緊力和結(jié)合面粗糙度對(duì)噪聲的產(chǎn)生有很大的影響。

（3）增大軸承支座螺栓預(yù)緊力和結(jié)合面粗糙度可以有效抑制軸系傾斜，減少傳遞誤差，降低噪聲。