陳勇 馬凱凱 張教超

摘 要：本文通過LMS Test.Lab對某10擋變速器嘯叫的時域信號進行采集和分析，將分析結(jié)果和變速器階次進行比對，確定變速器嘯叫來源，進而對噪聲貢獻值最大的齒輪進行齒輪宏觀參數(shù)設(shè)計改進，將優(yōu)化前和優(yōu)化后的變速器噪聲臺架實驗數(shù)據(jù)進行比較，確認改進效果。

關(guān)鍵詞：階次分析;變速器;嘯叫;齒輪參數(shù);臺架實驗

0 引言

齒輪敲擊一般發(fā)生在輕載或空載條件下，由于變速器輸入端扭矩波動引起的非承載齒輪嚙合沖擊所產(chǎn)生，與傳動路徑上各零件的配合間隙和齒輪的精度有重要關(guān)系;齒輪嘯叫一般發(fā)生在加載條件下，也有少部分發(fā)生在滑行條件下，是由承載齒輪嚙合過程中的傳遞誤差所決定的[1]。其特點是具有明顯的階次特征，與齒數(shù)等相關(guān)。

本文將以某10擋變速器優(yōu)化其8擋嘯叫噪聲為例，詳細介紹利用LMS Test.Lab對噪聲時域信號進行階次分析，確定嘯叫噪聲最大貢獻源，從改變齒輪宏觀參數(shù)著手優(yōu)化變速器振動噪聲。

1 階次Order

研究齒輪嚙合振動噪聲，離不開階次。當齒輪處于運轉(zhuǎn)狀態(tài)時，旋轉(zhuǎn)本身就是一種激勵，齒輪會對其產(chǎn)生響應(yīng)（振動和噪聲）。階次就是相對于參考軸每轉(zhuǎn)一圈，目標旋轉(zhuǎn)部件嚙合振動響應(yīng)發(fā)生的事件次數(shù)。階次是齒輪系統(tǒng)固有屬性的一種描述方式，跟外界的激勵無關(guān)。此時引入兩種階次概念，一種是旋轉(zhuǎn)階次，另一種是嚙合階次[2]。旋轉(zhuǎn)階次是針對旋轉(zhuǎn)軸來講的，而嚙合階次是針對齒輪來講的。以某10擋變速器為例，8擋參與動力傳遞的齒輪/軸結(jié)構(gòu)示意如圖1所示，那么對于一款變速器來說，一般將其輸入軸（主軸）設(shè)置為參考軸，且設(shè)定一軸的旋轉(zhuǎn)階次為1，其它齒輪/軸相關(guān)階次信息如表1所示。

從上述數(shù)據(jù)不難看出，齒輪的嚙合階次是針對主動齒輪來說的，軸的旋轉(zhuǎn)階次和參與嚙合的主/被動齒輪齒數(shù)均相關(guān)。

2 噪聲信號采集和階次分析

客戶反饋變速器處于8擋，發(fā)動機轉(zhuǎn)速在1 300 rpm～

1 700 rpm時，從駕駛室里面能聽到明顯的“嗚嗚”聲，客戶初步判斷異響來自于變速器。為了查找準確的異響聲源，采用西門子LMS SCADAS XS 便攜式數(shù)據(jù)采集器，對客戶反饋的工況進行噪聲時域信號采集。聲傳感器分別位于駕駛員座椅右耳側(cè)以及變速器殼體側(cè)方。測試路況為平整水平路面，車輛貨箱配重5噸，駕駛員掛8擋起步，從車輛怠速起步，全油門加速至發(fā)動機最大轉(zhuǎn)速。

測得的駕駛室和變速器近場噪聲colormap，從圖中可以看出噪聲具有明顯的齒輪階次特征。從階次噪聲切片圖如圖2可以看出，8擋齒輪23.14階對于變速器噪聲貢獻量最大，峰值出現(xiàn)在1 440 rpm處，也就是在變速器8擋齒輪嚙合頻率和變速器模態(tài)560 Hz左右的共振頻率產(chǎn)生了共振響應(yīng)，該問題是響度和聲音品質(zhì)問題的耦合，和客戶反饋的信息一致。

3 變速器振動噪聲特點

（1）變速器系統(tǒng)主要由齒輪、軸、軸承、殼體組成，模態(tài)豐富。變速器結(jié)構(gòu)緊湊，設(shè)計更改的空間較小，故系統(tǒng)模態(tài)不易更改。

（2）增加系統(tǒng)阻尼的方法，在工程上可行性低。

（3）齒輪嚙合激勵是變速器振動噪聲的源頭，在滿足強度設(shè)計的前提下，齒輪的設(shè)計可以在一定范圍內(nèi)更改激勵能量和激勵頻率[3]。

（4）由于變速器的擋位多、輸入轉(zhuǎn)速范圍寬，使得齒輪嚙合激勵的范圍很廣，無法完全避免共振。在一定范圍內(nèi)，可以降低對總聲壓級影響最大的齒輪對的激勵能量，以期降低共振響應(yīng);或者改變對總聲壓級影響最大的齒輪的激勵頻率，將共振現(xiàn)象轉(zhuǎn)移至非常用轉(zhuǎn)速段[4]。

4 噪聲優(yōu)化方案

針對8擋共振嘯叫問題，由于其產(chǎn)生共振的轉(zhuǎn)速在1 300 rpm～1 600 rpm，將共振頻率完全轉(zhuǎn)移至常用轉(zhuǎn)速段并不可行，故采用齒輪宏觀參數(shù)調(diào)整的方法，也就是增加齒輪重合度的方法來降低齒輪嚙合的激勵能量。在擋位傳動比不變的情況下，共振頻率基本不變，發(fā)生共振的轉(zhuǎn)速將下移至1 100 rpm左右，這是優(yōu)化的風(fēng)險點之一，見圖3。另外，由于齒數(shù)增加，齒輪模數(shù)將減小，齒輪由原來的粗齒變?yōu)榧汖X，齒輪彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力勢必會發(fā)生變化，齒輪的承載能力將受到考驗，這是優(yōu)化的風(fēng)險點之二，改進方案見表2。

5 臺架實驗驗證

為了驗證優(yōu)化方案，在半消聲室加載噪聲臺架和變速器耐久疲勞壽命臺架上分別對變速器噪聲和齒輪疲勞進行驗證。

5.1 噪聲實驗

采用LMS噪聲測試系統(tǒng)，分別對優(yōu)化前和優(yōu)化后的變速器進行加載噪聲實驗，其轉(zhuǎn)速和聲壓級對比如圖4所示。和理論計算結(jié)果基本一致，優(yōu)化后的共振轉(zhuǎn)速從1 500 rpm（96.33 dB）轉(zhuǎn)移至1 050 rpm（90.37 dB），8擋齒輪噪聲最大值降低了6 dB，降噪效果明顯。

5.2 齒輪疲勞壽命實驗

在完成450萬次輸出軸循環(huán)次數(shù)后，拆解變速器，8擋齒輪副完好，各軸承轉(zhuǎn)動靈活無卡滯，殼體無裂紋，齒輪疲勞壽命實驗通過。

6 結(jié)論

本文對某10擋變速器8擋嘯叫現(xiàn)象進行數(shù)據(jù)采集和階次分析，并制定合理的齒輪宏觀參數(shù)優(yōu)化方案，對嘯叫噪聲進行優(yōu)化并得到以下結(jié)論：

（1）變速器內(nèi)部齒輪系統(tǒng)確定以后，各擋位齒輪階次就被確定，齒輪階次只針對主動齒輪，和被動齒輪無關(guān)。

（2）齒輪齒數(shù)的增加（階次增加），意味著齒輪重合度的增加，能夠顯著降低齒輪嚙合的激勵能量，降低嘯叫響應(yīng)。在變速器共振頻率變化不大的情況下，共振轉(zhuǎn)速將下移。

（3）采用增加齒輪重合度進行噪聲優(yōu)化時，同時要考慮齒輪的承載能力。

參考文獻：

[1]尹葛亮.某6擋機械式變速器嘯叫噪聲控制研究[J]. 汽車診所，2017（12）：9-10.

[2]譚祥軍.從這里學(xué)NVH[M].機械工業(yè)出版社，2018（5）：211.

[3]陳曉利.變速器共振特性測試及仿真研究[J].檢測與維修，2015（7）：22-24.

[4]王伯良.噪聲控制理論[M].華南理工大學(xué)出版社，1990.