某型汽車變速箱的振動噪聲分析

馬 龍，李玉山

（長城汽車股份有限公司 技術(shù)中心 河北省汽車工程技術(shù)研究中心，河北 保定 071000）

1 引言

隨著人們對社會環(huán)保的重視，為了應(yīng)對越來越嚴(yán)重的汽車油耗問題，我國政府積極出臺多項政策法規(guī)引導(dǎo)并扶持汽車公司發(fā)展新能源汽車。與傳統(tǒng)汽車不同的是，新能源汽車可以由電動機取代發(fā)動機作為動力源，只需要配備一臺單（兩）擋變速箱便可滿足車輛使用需求。

變速箱的主要作用是在減小轉(zhuǎn)速的同時增大輸出扭矩，以使車輛具有良好的動力性。事實上，變速箱工作時，其內(nèi)部的嚙合齒輪副很容易發(fā)生沖擊并輻射噪聲，而且當(dāng)齒輪沖擊傳遞到殼體上時與殼體產(chǎn)生共振而擴大噪聲。由于變速箱的工作正常與否往往涉及到動力總成甚至整車的工作性能，而變速箱的振動噪聲等級能夠從客觀上表明它的工作狀態(tài)，使得其逐漸成為衡量變速箱質(zhì)量水平的重要指標(biāo)。

對某型新能源汽車用兩擋變速箱的振動噪聲進行分析，經(jīng)過NVH試驗、齒輪嚙合頻率計算、模態(tài)分析，最終識別出產(chǎn)生噪聲的根源。

2 NVH試驗分析

在車輛道路試驗過程中，發(fā)現(xiàn)中高速時哨音比較突出，經(jīng)整車NVH主觀評價初步判斷為變速箱噪聲。為進一步分析該問題，特組織本次NVH試驗以進行相關(guān)數(shù)據(jù)采集。

圖1 試驗裝置及測點布置框圖Fig.1 Test Apparatus and Measuring-Point Arrangement Diagram

在半消聲室內(nèi)，將試驗車輛固定在四驅(qū)轉(zhuǎn)鼓試驗臺上，在如圖1所示的測點a、測點b、測點c處分別布置三向加速度傳感器，使用LMS數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)和CANCASE等軟、硬件采集信號數(shù)據(jù)。試驗主要測量變速箱殼體表面的振動加速度、電動機輸入轉(zhuǎn)速、負載轉(zhuǎn)矩等信號，總共測試了變速箱處于一擋空載、一擋負載（40N·m）、二擋空載、二擋負載（40N·m）時的四種工況。

在同樣的測試工況下，經(jīng)過對各測試位置的振動和近場噪聲信號進行分析，可以發(fā)現(xiàn)兩者的頻譜結(jié)構(gòu)大致相同，這也間接說明噪聲是由振動引起的。

經(jīng)過試驗后的數(shù)據(jù)處理，得出的振動階次瀑布圖，如圖2～圖4所示。從圖中可以得知：（1）從電機轉(zhuǎn)速7600r/min、頻率3000Hz附近（圖中紅框區(qū)）開始，變速箱噪聲開始明顯增大；（2）變速箱處于二擋的時候殼體振動并不明顯，振動主要發(fā)生在一擋的時候；（3）再次進行對比，可以發(fā)現(xiàn)負載比空載的殼體振動幅度要嚴(yán)重許多。殼體表面存在著27階、37階、46階、54階等四個階次的振動，其中27階是主要的振動，且54階是27階的二倍頻。

圖2 測點a振動階次瀑布圖Fig.2 Vibration Order Spectrum of Measuring Point a

圖3 測點b振動階次瀑布圖Fig.3 Vibration Order Spectrum of Measuring Point b

圖4 測點c振動階次瀑布圖Fig.4 Vibration Order Spectrum of Measuring Point c

3 齒輪嚙合頻率計算

一般情況下，在變速箱工作時需要承受自身內(nèi)部齒輪嚙合而產(chǎn)生的周期性激勵。由于齒輪齒數(shù)各不相同，并且擋位不同時動力傳遞路徑也不同，電動機的輸入轉(zhuǎn)速范圍十分寬泛，這些因素都導(dǎo)致變速箱的內(nèi)部激勵非常復(fù)雜。

主要是使用階次跟蹤理論來分析變速箱的主要振動源。變速箱各嚙合齒輪副的齒數(shù)及其內(nèi)部齒輪傳動結(jié)構(gòu)，如圖5、圖6所示。由圖6可知，一擋與二擋的區(qū)別在于動力傳遞路徑是否經(jīng)由行星齒輪系減速機構(gòu)。設(shè)行星齒輪系特征階次為ord_1，一級外嚙合齒輪副的特征階次為ord_2，二級外嚙合齒輪副的特征階次為ord_3，輸入軸（太陽輪）轉(zhuǎn)速為n_1，行星架轉(zhuǎn)速為n_2，一級外嚙合齒輪副從動輪的轉(zhuǎn)速為n_3。

圖5 變速箱各嚙合齒輪齒數(shù)Fig.5 Number of Teeth of Each Meshing Gear

圖6 變速箱齒輪傳動結(jié)構(gòu)Fig.6 Gear Drive Structure of Gearbox

根據(jù)階次跟蹤定理，通常設(shè)定輸入軸的轉(zhuǎn)動頻率為1階，則通過計算各嚙合齒輪的齒數(shù)關(guān)系可得對應(yīng)的特征階次。由于變速箱振動噪聲主要發(fā)生在一擋的時候，故此處僅計算一擋時各嚙合齒輪副的嚙合頻率。

由于驅(qū)動電機最高轉(zhuǎn)：Rmax=13300r/min，

n_1/n_2=2.93，n_2/n_3=56/17=3.29，

故n_2=n_1/2.93≈0.34*n_1

n_3=n_2/1.63≈0.61*n_2≈0.207*n_1

行星齒輪系嚙合頻率：

f_1=41*（n_1-n_2）/60=41*（n_1-0.34n_1）/60

=41*0.66*n_1=0.45*n_1

故 f_1∈［0，5986.51］Hz

一級外嚙合齒輪副嚙合頻率：

f_2=n_2*27/60=0.153*n_1∈［0，2034.9］Hz

二級外嚙合齒輪副嚙合頻率：

f_3=n_3*17/60=0.0945*n_1∈［0，791.35］Hz

行星齒輪系特征階次：

ord_1=41*（n_1-n_2/n_1=41*（n_1-0.34*n_1）/n_1≈27

一級外嚙合齒輪副特征階次：

ord_2=27*n_2/n_1=27*0.34*n_1/n_1=9.18

二級外嚙合齒輪副特征階次：

ord_3=17*n_3/n_1=17*0.207*n_1/n_1=3.52

由NVH試驗已知變速箱殼體表面存在著27階、37階、46階、54階等四個階次的振動，綜合上述計算結(jié)果及NVH試驗數(shù)據(jù)進行判斷：變速箱的27（54）階振動噪聲與行星齒輪系的特征階次相一致，37階振動噪聲是一級外嚙合齒輪副特征階次9.18階的4倍頻，46階振動噪聲是二級外嚙合齒輪副特征階次3.52階的13倍頻。

4 變速箱殼體約束模態(tài)分析

采用Ansys Workbench對變速箱殼體進行模態(tài)仿真分析，主要包括導(dǎo)入數(shù)模、添加材料屬性、劃分網(wǎng)格、添加約束、模態(tài)分析設(shè)置、結(jié)果后處理等步驟。對變速箱殼體進行建模及網(wǎng)格劃分，如圖7所示。

圖7 變速箱殼體模型Fig.7 Housing Model of Gearbox

通常模態(tài)分析包含自由模態(tài)和約束模態(tài)，由于約束模態(tài)更接近實際工作狀態(tài)，因此本次分析采用的是變速箱約束模態(tài)。對變速箱殼體前端面添加Z方向零位移約束Displacement，對螺紋孔內(nèi)表面添加固定約束Fixed Support，如圖8所示。

圖8 添加約束條件Fig.8 Add Constraint Condition

為了更好的得到變速箱的模態(tài)參數(shù)，一般至少要提取20階以上的模態(tài)。提取前20階模態(tài)進行計算結(jié)果，如表1所示。

表1 變速箱20階固有頻率Tab.1 20 Natural Frequency of Gearbox

由表1結(jié)合前述齒輪嚙合頻率計算結(jié)果可知：行星齒輪系嚙合頻率 f_1∈［0，5986.51］Hz與變速箱（1～20）階固有頻率均存在共振點；一級外嚙合齒輪副嚙合頻率f_2∈［0，2034.9］Hz與變速箱1、2階固有頻率存在共振點；二級外嚙合齒輪副嚙合頻率f_3∈［0，791.35］Hz低于變速箱1階頻率，故不發(fā)生共振。由于共振點的存在，致使變速箱噪聲變得更加嚴(yán)重。

再結(jié)合前述的NVH試驗數(shù)據(jù)，可以得出如下結(jié)論：27（54）階噪聲源是行星齒輪系自身的嚙合沖擊及其與變速箱本身的（5～9）階固有模態(tài)產(chǎn)生共（諧）振；37階振動噪聲源是一級外嚙合齒輪副本身的嚙合沖擊及其與變速箱1、2階固有模態(tài)產(chǎn)生共振；46階振動噪聲源是二級外嚙合齒輪副的嚙合沖擊。

5 結(jié)論

變速箱的振動噪聲情況往往非常復(fù)雜。首先通過NVH試驗分析了變速箱的振動頻譜，其次計算各擋齒輪嚙合頻率確定噪聲源的產(chǎn)生位置；最后結(jié)合變速箱殼體模態(tài)分析，確定了噪聲的共振點?；趯ψ兯傧湓肼曉吹淖R別分析結(jié)果，對于下一步制定降噪措施有著重要作用。

［1］陳南.汽車振動和噪聲控制［M］.北京：人民交通出版社，2005.（Chen Nan.Automobile Vibration and Noise Control［M］.Beijing：China Communications Press，2005.）

［2］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.（Li Run-fang，Wang Jian-jun.Gear System Dynamics：Vibration，Shock，Noise［M］.Beijing：Science Press，1997.）

［3］左言言，宮鎮(zhèn).齒輪箱噪聲的分析與控制［J］.中國機械工程，1994，5（2）：55-57.（Zuo Yan-yan，Gong Zhen.Analysis and control of gearbox noise［J］.China Mechanical Engineering，1994，5（2）：55-57.）

［4］袁敏剛，陳曉峰，尹曉飛.基于模態(tài)分析的乘用車變速器殼體振動優(yōu)化設(shè)計［J］.機械工程與自動化，2012（6）：80-82.（Yuan Min-gang，Chen Xiao-feng，Yin Xiao-fei.Optimum vibration design of transmission housing for passenger car by modal analysis［J］.Mechanical Engineering&Automation，2012（6）：80-82.）

［5］江洪，徐建鋒，賴澤豪.變速器振動對純電動汽車車內(nèi)噪聲的影響［J］.機械設(shè)計與制造，2015（1）：48-51.（Jiang Hong，Xu Jian-feng，Lai Ze-hao.Analysis of the gearbox vibration impact on noise inside pure electric vehicle［J］.Machinery Design&Manufacture，2015（1）：48-51.）

［6］施全，龍月泉，石曉輝.變速器齒輪參數(shù)優(yōu)化與嘯叫聲控制的研究［J］.噪聲與振動控制，2010（6）：46-49.（Shi Quan，Long Yue-quan，Shi Xiao-hui.Parameter optimization of transmission gear clusters and squeak noise control［J］.Noise and Vibration Control，2010（6）：46-49.）

［7］王青林.八擋定軸齒輪變速箱動態(tài)特性仿真研究［D］.長春：吉林大學(xué)，2012.（Wang Qing-lin.Research on simulation of eight-shifts transmission dynamic characteristics［D］.Changchun：Jilin University，2012.）

［8］鄧?yán)?汽車齒輪變速箱的振動分析與優(yōu)化設(shè)計［D］.重慶：重慶大學(xué)，2013.（Deng Lei.Vibration analysis and optimization design of automobile gearbox［D］.Chongqing：Chongqing University，2013.）

［9］浦廣益.ANSYS Workbench 12基礎(chǔ)教程與實例詳解［M］.北京：中國水利水電出版社，2010.（Pu Guang-yi.ANSYS workbench 12 basic course and example explanation［M］.Beijing：China Water&Power Press，2010.）

［10］郭磊，郝志勇，蔡軍.汽車變速箱齒輪傳動系統(tǒng)動力學(xué)振動特性的研究［J］.振動與沖擊，2010，29（1）：103-107.（Guo Lei，Hao Zhi-yong，Can Jun.Vibration characteristics of transmission gear-train for a car［J］.Journal of Vibration and Shock，2010，29（1）：103-107.）

［11］李潤方，林騰蛟，陶澤光.齒輪箱振動和噪聲實驗研究［J］.機械設(shè)計與研究，2003，19（5）：363-365.（Li Run-fang，Lin Teng-jiao，Tao Ze-guang.Study on vibration and noise test for gearbox［J］.Machine Design and Research，2003，19（5）：363-365.）