某變速器噪聲及振動異常分析

張教超，陳曉利，郝方楠

(陜西法士特齒輪有限責(zé)任公司,陜西西安 710119)

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某變速器噪聲及振動異常分析

張教超，陳曉利，郝方楠

(陜西法士特齒輪有限責(zé)任公司,陜西西安 710119)

某型8速變速器在整車試車中，變速器掛8擋時，當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速為1 300～1 600 r/min時，變速器產(chǎn)生明顯的嘯叫。為了解決這個問題，對該變速器進(jìn)行臺架試驗，通過頻譜分析及對變速器中間軸8擋輪、中間軸及變速器殼體進(jìn)行模態(tài)試驗及分析，發(fā)現(xiàn)8擋齒輪副嚙合動態(tài)激勵導(dǎo)致中間軸發(fā)生共振，引起變速器異響。通過改變8擋輪齒數(shù)但不改變速比，有效避開了中間軸的共振區(qū)，消除了變速器異響。

異響；齒輪；階次分析；模態(tài)測試

0　引言

變速器是整車傳動系的重要組成部件之一，變速器的振動噪聲對整個傳動系的振動噪聲有著重要的影響。

變速器齒輪在嚙合過程中，由于齒輪誤差和受載變形等因素會產(chǎn)生沖擊，進(jìn)而產(chǎn)生嚙合噪聲。另一方面，在齒輪嚙合過程的動態(tài)激勵下，會激起其他部件(箱體等)的共振噪聲，稱為自鳴噪聲，而自鳴噪聲是閉式齒輪傳動的主要聲源[1]。因此，當(dāng)變速器振動及噪聲出現(xiàn)異常時，有必要對變速器各零部件總成進(jìn)行模態(tài)試驗與分析[2]，掌握各個零部件總成的模態(tài)信息，確認(rèn)變速器是否發(fā)生共振。而在對變速器振動噪聲信號進(jìn)行分析時，采用階次分析有利于找出變速器噪聲的特征頻率，定位噪聲源[3-5]，進(jìn)而采取相應(yīng)的措施以減小變速器振動及噪聲水平。

針對在整車試車時發(fā)生異響的某型8速變速器，進(jìn)行了試驗臺加載試驗、模態(tài)測試，通過階次分析、模態(tài)分析等，確定了變速器產(chǎn)生異響的原因。在不改變速比的前提下，通過改變相應(yīng)齒輪的齒數(shù)，有效降低了變速器的噪聲水平。

1　振動噪聲測試

1.1整車測試

某型8速變速器在整車試車時掛8擋，當(dāng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到1 300～1 600 r/min時，駕駛員可明顯聽到變速器發(fā)出很大的嘯叫聲，給駕駛舒適性造成了極大的影響。為進(jìn)一步確定異響的情況，在靠近變速器的地方布置了兩個傳聲器，實(shí)車運(yùn)行時測試其噪聲值。測試結(jié)果如圖1所示。可以看出：當(dāng)發(fā)動機(jī)輸入轉(zhuǎn)速在1 300～1 600 r/min時，其噪聲值都明顯增大；轉(zhuǎn)速為1 376 r/min時，噪聲達(dá)到最大值。

1.2臺架試驗

為進(jìn)一步分析變速器異響產(chǎn)生的原因，在半消聲室內(nèi)變速器加載試驗臺上對產(chǎn)生異響的變速器進(jìn)行加載噪聲及振動測試。輸入轉(zhuǎn)速從2 200降至500 r/min，輸入扭矩為850 N·m，在變速器上布置2個振動傳感器，在變速器周圍布置了7個傳聲器。測試結(jié)果如圖2—3所示。可以看出：與整車測試時情況相同，當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速達(dá)到1 300～1 600 r/min時，加速度及聲壓級都顯著增大；當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速為1 420 r/min時，加速度及噪聲出現(xiàn)最大值。

而從試驗臺加載的電機(jī)的輸入轉(zhuǎn)速、扭矩監(jiān)測曲線可以看出，轉(zhuǎn)速及扭矩波動很小，由此可以排除是由于電機(jī)或整車上發(fā)動機(jī)的扭矩波動導(dǎo)致變速器產(chǎn)生異響。

當(dāng)變速器掛8擋時，計算得到其各齒輪副的階次如表1所示。對加速度信號進(jìn)行頻譜分析，得到如圖4所示的加速度Colormap圖。對加速度信號進(jìn)行階次分析，結(jié)果如圖5所示。從圖5可以看出：當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速為1 300～1 600 r/min時， 8擋輪的第3階次對振動貢獻(xiàn)量最大。從圖4中可以看出：在1 630～2 030 Hz頻帶范圍內(nèi)，存在一條較寬的共振頻帶。當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速為1 420 r/min時，根據(jù)表1計算得到常嚙合輪和8擋輪的第3階次嚙合頻率分別為1 704和1 767 Hz，正好處于圖4所示的共振頻帶內(nèi)。由此可判斷，常嚙合輪及8擋輪嚙合過程中的動態(tài)激勵導(dǎo)致變速器發(fā)生共振，從而導(dǎo)致輸入轉(zhuǎn)速為1 420 r/min左右時，變速器振動加速度及噪聲值出現(xiàn)很大的峰值。

表1　變速器掛8擋時各嚙合齒輪齒數(shù)、階次

2　模態(tài)測試

變速器工作時，齒輪嚙合動態(tài)激勵首先傳遞到中間軸，再通過軸承傳遞到殼體。為進(jìn)一步確定發(fā)生共振的零部件，采用錘擊法對各主要零部件總成進(jìn)行模態(tài)測試[2]。

2.1中間軸8擋輪模態(tài)測試

將8擋輪安裝在中間軸上，將中間軸安裝在變速器內(nèi)，測量得到的8擋輪約束條件下的頻響函數(shù)如圖6所示。可以看出，在1 737 Hz存在1階模態(tài)。

2.2中間軸模態(tài)測試

將中間軸安裝在變速器殼體內(nèi)，去掉其他零部件總成，測試中間軸約束條件下的模態(tài)。圖7所示為中間軸約束狀態(tài)下的頻響函數(shù)。可以看出，在1 698 Hz左右存在1階模態(tài)。

2.3殼體模態(tài)測試

對變速器殼體進(jìn)行模態(tài)測試，圖8所示為變速器殼體的頻響曲線。可以看出：由于變速器殼體是箱體薄壁結(jié)構(gòu)，因此它在整個頻帶范圍內(nèi)模態(tài)非常豐富。它在1 650～2 000 Hz頻率范圍存在1 653、1 780、1 803、1 892、1 978 Hz等模態(tài)。

從表1可知：當(dāng)變速器輸入轉(zhuǎn)速為1 300～1 600 r/min時，常嚙合輪和8擋輪的第3階嚙合頻率分別為1 560～1 800 Hz，1 618～1 866 Hz，而中間軸8擋輪、中間軸在該頻段存在一階模態(tài)，殼體在該頻段存在多階模態(tài)。由此可知，當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速為1 300～1 600 r/min時，常嚙合輪和8擋輪的動態(tài)嚙合激勵使得中間軸8擋輪及中間軸產(chǎn)生共振，并進(jìn)一步激發(fā)殼體在該頻段的模態(tài)，使其產(chǎn)生共振。因此，變速器在該轉(zhuǎn)速段內(nèi)噪聲明顯增大。

3　修改措施及效果

噪聲控制主要從聲源、傳播途徑、接受者3個方面考慮，可通過下列措施降低變速器的振動與噪聲：(1)減小嚙合齒輪副的動態(tài)激勵能量，改變嚙合齒輪副的激勵頻率以避開變速器的固有頻率；(2)在齒輪嚙合的振動能量到箱體的傳遞路徑上采取隔振措施；(3)改變殼體結(jié)構(gòu)形狀，降低箱體的聲輻射；(4)改善變速器所在環(huán)境，如采取隔聲罩、吸聲等措施。文中采用第一種方法，對8擋輪結(jié)構(gòu)進(jìn)行一定的改變，但不改變其速比，以達(dá)到消除共振的效果。

改變8擋主、被動齒輪的齒數(shù)，表2所示為8擋齒輪改變前后的齒數(shù)及階次比較。

表2　8擋齒輪改變前后齒數(shù)及階次比較

圖9和圖10 所示為改變8擋齒輪齒數(shù)前后臺架試驗與整車試驗所測得的聲壓級對比，可以看出：改變齒輪齒數(shù)后，其最大聲壓級較改變前減小了約7 dB(A)，并且消除了原曲線中的共振峰值。從圖9可以看到：在進(jìn)行臺架加載試驗時，在轉(zhuǎn)速為790、1 486 r/min時有2個共振峰，但其能量都較小。圖11和圖12所示為齒輪改變前后在加載試驗臺上測量得到的噪聲Colormap圖。8擋輪改變后，當(dāng)轉(zhuǎn)速為790 r/min時，8擋輪的第3階嚙合頻率為1 790 Hz；當(dāng)轉(zhuǎn)速為1 486 r/min時，常嚙合輪的第3階嚙合頻率為1 783 Hz。由此可知，當(dāng)輸入轉(zhuǎn)速為790、1 486 r/min時，分別由8擋輪、常嚙合輪的動態(tài)激勵激發(fā)起殼體的1 780 Hz模態(tài)，從而引起殼體共振，因此在該兩個轉(zhuǎn)速下存在共振峰。

分析表1和表2及圖11和圖12可以發(fā)現(xiàn)：8擋輪改變前，常嚙合輪和8擋輪的階次非常接近，即嚙合頻率也非常接近，也就是說，在某一轉(zhuǎn)速下、某一共振頻帶內(nèi)，同時有2對輪對中間軸及殼體施加了2個頻率非常接近的動態(tài)激勵；而8擋輪改變后，常嚙合輪和8擋輪的階次相差很大，即嚙合頻率相差很大，在某一轉(zhuǎn)速下、某一共振頻帶內(nèi)，僅一對輪對中間軸及殼體施加動態(tài)激勵，其激勵能量必然較8擋輪改變前小得多。因此，8擋輪改變后，雖然也存在共振，但其峰值較改變前小了很多。

4　結(jié)論

針對在整車試車時發(fā)生異響的某型8速變速器，進(jìn)行了試驗臺加載試驗、模態(tài)測試，通過頻譜分析、模態(tài)分析等，確定了變速器產(chǎn)生異響的原因，在不改變速比的情況下，改變相應(yīng)齒輪的齒數(shù)，有效降低了變速器的噪聲水平，得到以下結(jié)論：

(1)在進(jìn)行變速器設(shè)計時，應(yīng)進(jìn)行相應(yīng)的動力學(xué)分析，避免發(fā)生共振。

(2)應(yīng)盡量避免使兩對齒輪的階次過于接近，以減小同一頻率的激勵能量。

【1】李潤方,王建軍.齒輪系統(tǒng)動力學(xué)-振動、沖擊、噪聲[M].北京：科學(xué)出版社，1997：11.

【2】王基,吳新躍,朱石堅.某型船用傳動齒輪箱振動模態(tài)的試驗與分析[J].海軍工程大學(xué)學(xué)報,2007,19(2):55-58,67.

【3】龍月泉,石曉輝,施全.基于階次跟蹤的變速箱噪聲源識別[J].噪聲與振動控制,2009,29(1):77-81.

【4】李輝,鄭海起,唐力偉.基于階次雙譜的齒輪箱升降速過程故障診斷研究[J].中國機(jī)械工程,2006,17(16):1665-1668.

【5】康海英,欒軍英,鄭海起,等.基于階次跟蹤和經(jīng)驗?zāi)Ｊ椒治龅凝X輪診斷[J].上海交通大學(xué)學(xué)報,2007,41(9):1529-1532.

Analysis for Abnormal Noise and Vibration of One Transmission

ZHANG Jiaochao, CHEN Xiaoli, HAO Fangnan

(Shannxi FAST Gear Co.,Ltd., Xi’an Shannxi 710119,China)

Transmission is one important sect1 of the power transfer system of a car. Its sound and vibration deeply affect the car’s sound quality. An eight gears transmission fixed in a car howls when it is in the eighth gear and the input speed is 1 300～1 600 r/min. In order to solve the problem, the transmission was fixed on the test device, and the vibration and sound of the transmission was measured. It was found that the middle shaft resonated because of the mesh process dynamic excitation of the eighth gear by frequency spectrum analysis and modal analysis. That was the reason why the transmission generated abnormal noise. Through changing the number of the gears’ teeth but not changing the velocity ratio, the middle shaft resonating is effective avoided and the abnormal noise of the transmission is eliminated.

Abnormal noise; Gears; Frequency spectrum analysis; Modal analysis

2015-03-25

張教超(1985—)，男，助理工程師，從事變速器振動噪聲測試與分析。E-mail：jczhangwn@163.com。