中圖分類號：U463.2 DOI：10.16578/j.issn.1004.2539.2025.07.020

0 引言

在變速器研發(fā)過程中，有很多技術指標需要滿足，其中，可靠性、安全性是變速器的首要性能指標。但隨著用戶對駕駛舒適性要求的提高，噪聲、振動和聲振粗糙度（Noise，VibrationandHarshness，NVH）性能正成為用戶選擇產品的重要參考指標。在變速器中，齒輪激勵是影響NVH性能的主要因素。如何將齒輪激勵控制在合理的范圍內，避免產生嘯叫，是變速器重要的研究方向。余磊等運用Masta軟件，研究了齒輪壓力角、螺旋角和齒寬3個參數對動態(tài)響應的影響規(guī)律，通過優(yōu)化設計來降低各工況下的動態(tài)嚙合力，從而降低減速器噪聲。于子強等[2]運用Abaqus軟件生成減速器和差速器殼體的縮聚矩陣，考慮殼體剛度對仿真結果的影響，通過齒輪微觀修形的方法來降低齒輪傳遞誤差，從而降低減速器的噪聲。肖將等3介紹了一種綜合考慮傳動總成結構剛性的動態(tài)響應分析方法，該方法通過完整傳動系統(tǒng)動力學建模來準確復現重型汽車驅動橋齒輪嘯叫現象，考慮了變速器軸系對系統(tǒng)模態(tài)的影響，提高了振動仿真的準確性；同時，針對影響齒輪嘯叫噪聲的多個重要因素（齒輪修形方案、懸架剛度、變速器結構剛度和質量）進行仿真研究，分析了各參數的改變對系統(tǒng)振動響應的影響。劉慧等4分析了空氣輻射噪聲和結構傳遞噪聲對車內變速器嘯叫噪聲的貢獻量，并通過優(yōu)化變速器選換擋拉索支架和變速器后懸置主動側的懸置支架，有效降低了車內變速器嘯叫。李樹華等基于階次分析確定了車內噪聲與電驅動總成噪聲之間的關聯(lián)，并識別出電驅動總成對車內噪聲影響最大的激勵；基于奇異值分解改進的工況傳遞路徑分析方法，分析了對車內噪聲影響最大的激勵通過結構路徑和空氣路徑對車內噪聲的貢獻情況。羅軼超等通過端蓋模態(tài)提升、傳動軸軸管加吸音紙、改進電動機轉子生產工藝，將車內電動機48階嘯叫噪聲總體優(yōu)化了6＼～8dB，有效解決了電動皮卡電動機嘯叫問題。曠龍等對發(fā)電路徑上的嚙合齒輪激勵源和振動傳遞路徑進行系統(tǒng)分析，最終通過對激勵源的階次對比及對傳遞路徑的解耦驗證確定，車輛嘯叫的主要原因為變速器殼體剛度不足、齒輪微觀修形不合理、發(fā)動機軸模態(tài)頻率低。

綜上可知，行業(yè)內已經對解決嘯叫問題總結了一部分有效措施，包括齒輪修形、增加齒輪重合度、優(yōu)化傳遞路徑等。但在重卡變速器領域，由于其結構更復雜，嘯叫激勵源更多，而且主箱二軸是浮動的。因此，僅僅通過齒輪修形、提高齒輪重合度、優(yōu)化傳遞路徑等方法并不能完全解決重卡變速器的嘯叫問題。本文采用階次跟蹤法確定嘯叫激勵源，通過調整齒輪階次，避免階次共振；同時，通過提高齒輪重合度、對齒輪進行微觀修形，降低傳遞誤差；并通過整車NVH測試驗證了上述措施的有效性。這是一套對解決重卡變速器嘯叫行之有效的方法，為進一步解決重卡變速器的嘯叫問題提供了新的思路。

1嘯叫的產生及定位

嘯叫的產生有多種原因，例如，齒輪階次共振、傳遞誤差過大等。目前，對結構復雜、激勵源及傳遞路徑多的重卡變速器，定位激勵源主要通過對整車或臺架進行NVH測試，并對測試結果采用瀑布圖、階次切片圖、彩圖等分析手段進行激勵源定位。

1.1 傳遞誤差

WELBOURN定義的傳遞誤差為“輸出齒輪的實際位置與理論位置之間的差別”。在理想狀態(tài)下，齒輪齒廓為完美的漸開線，沒有加工誤差或裝配誤差，齒輪被看作剛性無變形的。此時，主、從動輪的轉角與半徑關系為

θ₁r_b1=θ₂r_b2

式中， θ₁ 、 θ₂ 分別為主、從動輪在理想狀態(tài)下的轉角； r_b1 r_b2 分別為主、從動輪的基圓半徑。但在實際情況中，存在齒輪加工精度誤差、微觀幾何誤差、裝配誤差及嚙合剛度變化等因素，從動輪在基圓半徑上不均勻轉動，進而與主動輪產生旋轉位移差，即傳遞誤差。傳遞誤差計算式為

式中， Δθ₂ 為主、從動輪之間產生的角度偏差。傳遞誤差是用來表述齒輪傳動不平穩(wěn)性的周期性函數，其峰峰值能夠反映主、從動輪之間轉動的不均勻程度。傳遞誤差不僅影響齒輪傳動系統(tǒng)的振動噪聲，還影響齒輪使用壽命。因此，降低傳遞誤差可以改善嘯叫噪聲。分析傳遞誤差主要從兩方面著手：一是齒輪的幾何變形；二是齒輪的嚙合，主要包括齒輪嚙合對數、嚙合位置、嚙合剛度的時變性等。

1.2 嘯叫激勵源定位

采用階次跟蹤法進行嘯叫激勵源定位。階次分析本質上是基于參考軸轉速的頻率分析。其中，階次 c 、頻率 f 與參考軸轉速 n₁ 之間的關系為

c=f/n₁

齒輪嚙合頻率的計算式為

f=z?n₂

式中， z 為齒數； n₂ 為齒輪轉速。

由式（3）、式（4）可得

c=z?n₂/n₁

根據式（5）對該重卡變速器進行階次計算。圖1為重卡變速器傳動簡圖，主箱為雙中間軸結構，副箱為行星輪系結構。其中，主箱有6對齒輪副，副箱行星輪系通過約束大齒圈的旋轉自由度來實現低速擋和高速擋。主箱1擋齒輪副對應1擋和6擋，2擋齒輪副對應2擋和7擋，3擋齒輪副對應3擋和8擋，4擋齒輪副對應4擋和9擋，常嚙合齒輪副對應5擋和10擋。表1所示為各擋位齒輪副的階次（取發(fā)動機轉速為參考軸轉速）。

1.3 整車測試

本次測試采用的設備為SimcenterScadasMobile12通道數采。其中，振動傳感器（圖2）2個，麥克風（圖3）1個。振動傳感器布置在變速器下方靠近中間軸前軸承處和右側后懸置處，麥克風布置在駕駛員右耳附近。

測試工況如表2所示。

1. 4 測試結果

按表2所示測試工況對該重卡10擋變速器進行了NVH測試。由于9擋是直接擋，沒有齒輪副參與傳動，故不做測試。本文僅對有明顯嘯叫的6擋、7擋、8擋進行分析，其余擋位暫不做分析。

圖4所示為6擋測試結果。輸入軸轉速為 1000～ 2000r/min ，ColorMap中主要出現38階、57階和76階3條階次特征線，對應殼體振動存在峰值。38階為常嚙合齒輪基頻，由于附近存在較多的背景噪聲（黃色部分），主觀駕評不明顯。57階和76階分別為擋位齒輪3倍諧波和4倍諧波，這兩條階次特征比較明顯，附近背景噪聲較少，主觀駕評有明顯嘯叫。

圖5所示為7擋測試結果。輸入軸轉速為950＼～2000r/min ，ColorMap中主要出現25.3階、38階、50.6階和75.9階4條階次特征線，對應殼體振動存在峰值。其中，25.3階和38階分別為7擋基頻和常嚙合基頻，由于附近存在較多的背景噪聲，主觀駕評不明顯。50.6階和75.9階分別為擋位齒輪2倍諧波和3倍諧波，這兩條階次特征比較明顯，附近背景噪聲較少，主觀駕評有嘯叫。

圖6所示為8擋測試結果。輸入軸轉速為 950～ 2000r/min ，ColorMap中主要出現30.76階、61.53階和76階3條階次特征線，對應殼體振動存在峰值。其中，30.76階為8擋基頻，由于附近存在較多的背景噪聲，主觀駕評不明顯。61.53階和76階分別為擋位齒輪2倍諧波和常嚙合齒輪2倍諧波，該兩條階次特征稍明顯，主觀駕評有嘯叫聲。

從上述測試結果可知，6擋擋位齒輪的2倍諧波、4倍諧波與常嚙合齒輪基頻、2倍諧波重合，7擋擋位齒輪3倍諧波與常嚙合齒輪2倍諧波重合。由于諧波相互疊加，嘯叫加劇。針對常嚙合齒輪副與擋位齒輪副諧波疊加的問題，研發(fā)團隊計劃對常嚙合齒輪副的齒數進行調整，盡可能避開擋位齒輪副的38階、57階、76階、75.9階諧波。

2 設計優(yōu)化

齒輪參數優(yōu)化包括宏觀參數優(yōu)化和微觀參數優(yōu)化。前者主要是對齒輪的齒數、壓力角、變位系數等宏觀參數進行調整。后者主要是針對鼓形量、修緣量、螺旋線偏差、齒廓偏差、修緣起始點等進行調整，優(yōu)化齒輪的嚙合斑點，降低傳遞誤差。

2.1 宏觀參數優(yōu)化

本文通過全局優(yōu)化方法對齒輪副進行宏觀參數優(yōu)化。將齒輪模數、齒數、壓力角、變位系數等參數作為變量，在不同的組合下，參照QC/T568—2019《汽車機械式變速器總成技術條件及臺架試驗方法》9中的載荷譜計算齒輪副齒面接觸疲勞強度、齒根彎曲疲勞強度、重合度等數據。從中選取齒輪安全系數符合標準、重合度在2附近的組合進行仿真計算和試制。具體方法為：調整常嚙合齒輪副齒數，齒數由原先的38齒、42齒調整為40齒、44齒，階次由38階、76階調整為40階、80階，與6擋、7擋、8擋的基頻、2倍諧波、3倍諧波均相互錯開；同時，通過調整齒頂高系數來提高齒輪重合度，具體優(yōu)化前、后數值分別如表3、表4所示。調整后，常嚙合齒輪副重合度提高 22% ，6擋齒輪副提高 25% ，7擋齒輪副提高 15% ，8擋齒輪副提高 17% 。

2.2 微觀修形

齒輪微觀修形包括齒廓修形、螺旋線修形，通過改變齒輪的接觸斑點來獲得良好的性能。通常情況下，齒輪微觀修形一般要達到以下目的：接觸斑點對中、充分利用齒寬、避免邊緣和齒頂受載、最小化接觸應力和齒面載荷分布系數、最大化齒輪安全系數。本文以傳遞誤差為優(yōu)化目標，對該重卡變速器的齒輪進行微觀修形。采用Masta動力學軟件對該重卡變速器進行傳動系統(tǒng)建模。圖7所示為該重卡變速器Masta傳動系統(tǒng)模型。

修形方案包括齒廓修形和螺旋線修形。其中，齒廓修形采用齒頂修緣、壓力角修形、齒廓起鼓；螺旋線修形采用螺旋角修形、螺旋線起鼓。具體的修形參數如表5所示。

傳遞誤差按 50% 的最大輸入轉矩進行計算，計算出優(yōu)化前后的齒輪傳遞誤差，如表6所示。

由表6可知，在 50% 轉矩下，6擋傳遞誤差降低40.2% ，7擋傳遞誤差降低 74.4% ，8擋傳遞誤差降低 56.9% ，效果明顯。這說明，通過提高齒輪重合度、對齒輪進行微觀修形的方式可以有效降低齒輪傳遞誤差。

3 測試驗證

為了驗證優(yōu)化方案是否能改善6擋、7擋、8擋的嘯叫問題，按之前的測試方法及流程，對優(yōu)化方案進行試驗驗證。同時，為了便于數據對比，在ColorMap中僅對駕駛員右耳處采集的噪聲數據進行對比分析。

圖8為改前的6擋ColorMap，圖9為改后的6擋ColorMap，圖10為6擋階次切片圖。由圖8＼～圖10可知，改前57階最大噪聲為 57dB ，改后最大噪聲42dB ，最大噪聲值降低 15dB ，57階的能量明顯變淡；改前76階最大噪聲55.5dB，改后最大噪聲45dB ，最大噪聲降低 10.5dB ，改善明顯。

圖11為改前的7擋ColorMap，圖12為改后的7擋 ColorMap ，圖13為7擋階次切片圖。由圖11＼～圖13可知，改前50.6階最大噪聲 63dB ，改后50.6階最大噪聲 59dB ，減小4dB，稍有改善；改前76階最大噪聲 56dB ，改后76階最大噪聲 47dB ，減小9dB，改善明顯。由于50.6階附近環(huán)境噪聲較大，人耳的聽感并不難受，主觀駕評可以接受。76階附近基本沒有環(huán)境噪聲，導致其噪聲被放大，人耳感受不好，主觀駕評有嘯叫。經過優(yōu)化后，尖銳的嘯叫聲改善明顯，但在 1450r/min 附近依舊存在輕微的嘯叫聲。從ColorMap中可以觀察到，在 1450r/min 附近有明顯的寬頻特征，初步分析認為是變速器50.6階嘯叫。重新對7擋齒輪副進行第二輪修形，測試后發(fā)現問題依舊存在。后續(xù)將其余空套齒輪的從動輪拆除后，發(fā)現嘯叫明顯改善，從而確認是空套齒輪敲擊導致的嘯叫聲。

圖14為改前的8擋ColorMap，圖15為改后的8擋ColorMap，圖16為8擋階次切片圖。由圖14＼～圖16可知，改前常嚙合76階最大噪聲56.5dB，改后76階最大36.5dB，下降 20dB ，改善明顯；改前擋位齒輪副92.28階最大噪聲52dB，改后最大噪聲43dB，下降9dB，改善較明顯。

4結論

以一款重卡10擋變速器為研究對象，通過整車測試以及階次分析，識別出6擋、7擋、8擋急加速工況下的主要嘯叫噪聲源。采用調整齒輪嚙合階次、降低齒輪傳遞誤差、增大重合度的方法，使6擋57階最大噪聲值降低 15dB ，76階最大噪聲值降低10.5dB；7擋50.6階最大噪聲值降低4dB，76階最大噪聲值降低9dB；8擋76階最大噪聲值降低20dB，92.28階最大噪聲值降低9dB，嘯叫聲得到明顯抑制，整體效果明顯。

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Whistle identification and solution of aheavy truck transmission

WANG Zirun OUYANGHeng LINBo QIAO Xianghe ZHUYe YUFang WURonghua （Zhejiang Wanliyang Co.，Ltd.，Jinhua 321000，China）

Abstract：[Objective]Aheavy truck'sten-speed transmissonwastakenastheresearchobjective，thewhistlingproblem undertherapidacelerationin6th，7th，and8thgearswasanalyzedandsolved.[Methods]Theordertrackingmethodwasused todeterminethesourceofwhistling，thegearwasoptimized through thecomputeraidedengineering（CAE），and the optimizationplanwasverifiedthroughthevehiclenoisevibrationandharshness （NVH）testing.[Results]Itisdiscoveredthat byadjustingthegearorder，improvingthegearcontactratio，andmicro-modificationofgears，theproblemofwhistlingcanbe effectively solved.

KeyWords：Heavytruck transmision;Transmission whistle;Gearorder;Gearcontactratio;Gear micro-modification