變速器換擋異響問題有限元分析及試驗驗證

曹昭展

(上海汽車變速器有限公司，上海201800)

0 引言

變速箱換擋性能是指駕駛員換擋過程中，換擋桿、拉索、變速器等具有的性質和功能。好的換擋性能要求在換擋過程中無換擋沖擊，使乘員無不適的感覺。目前，絕大多數整車采用間接操縱，即變速器、發動機等的抖動通過拉索傳遞到駕駛員手球，這樣抖動會被衰減掉很多。通過拉索及操縱機構，對變速箱本體進行操縱，換擋更柔和，容易獲得更好的換擋手感。文中針對這種結構出現的換擋異響問題展開具體分析。

1 問題背景

某整車廠配置一款縱置變速器，出現“掛擋時副儀表臺共振異響/換擋異響，掛擋時有咚咚咚的聲音”的現象，整車廠以為是拉索和操縱機構的問題，采取了兩個措施：

(1)在換擋機構拉索端增加190 g質量的配重塊，大約降了1～2 dB，如圖1所示，圈住部分即為配重塊。

(2)在變速器換擋搖臂配重塊上增加“X向頻率為265 Hz，Z、Y向頻率為295 Hz，質量340 g”的吸振器，大約降了7 dB，如圖2所示。

圖1 拉索增加配重塊

圖2 換擋搖臂加吸振器

第二個措施有非常明顯的效果，一般可降7 dB，最大可降9 dB。于是提出了兩個具體方案：

(1)考慮到吸振器的質量，將換擋配重塊減掉部分質量后增加螺紋孔或螺柱，將適當的吸振器裝配到配重塊上；

(2)將變速器上的配重塊按一定的頻率和質量直接包硫化橡膠到搖臂上，配重塊和搖臂之間通過橡膠連接。

針對以上方案，對于如何解決異響問題作進一步分析。

2 問題理論分析

首先來認識一下吸振器的原理，探討整車廠如何通過吸振器來消除振動。吸振器組成如圖3所示。

圖3 吸振器組成

其原理是：在振動物體上存在具有一定質量的彈簧阻尼系統附件，附加系統對主系統的作用力正好平衡了主系統上的激勵。這種利用附加系統吸收主系統的振動能量以降低主系統的振動的設備稱為動力吸振器。

吸振器的性能測試如下：試驗采用錘擊激勵法。將動力吸振器放在剛性平臺上，加速度傳感器放在動力吸振器上，用帶有力傳感器的力錘在動力吸振器表面中間的激勵點位置敲擊，動力吸振器由于激勵產生振動。該振動由測試點上的傳感器拾取，經分析儀處理后得到動力吸振器在X、Y、Z3個方向的幅頻曲線，進而得到固有頻率。文中整車廠使用的吸振器性能：X向頻率為265 Hz，Z、Y向頻率為295 Hz。

在整車調試中最常用方法是利用吸振器來消除振動產生的某個特定頻率。吸振器可以在某個頻率范圍內有效地衰減振動，而且簡單實用，不需要改變車輛本身的結構，已成為汽車 NVH 設計和調試中重要的減振手段之一。將它連接于主動件振動位移最大的位置，當系統振動時，動力吸振器產生的反作用力可以使主動件的振動減小，從而減小汽車在特定頻段內的振動噪聲。

此案例中就是整車廠通過使用吸振器找到了產生換擋異響的位置，即換擋搖臂處，這說明在減振調試中吸振器是一個很重要的手段之一。

3 有限元仿真分析

3.1 模態分析

通過有限元軟件可以對換擋搖臂進行模態分析，求出換擋搖臂的固有特性，并在此基礎上進行諧響應分析，得出線性結構在受到隨時間以正弦(簡諧) 規律變化的載荷的作用下的穩態響應，從而得到結構穩態響應的最大值隨簡諧載荷頻率變化的規律。

由于換擋搖臂的振動主要是由一階模態引起，由振動相關理論可知，高階模態對響應的影響很小且速度減小快，低階模態在結構的振動過程中起主要作用，故只考慮前幾階的低階模態。在模態分析中，低階模態的作用占主導地位，高階模態影響較小，且階數越高，影響越小。文中分析時模態分析取前6階。

試驗模態(如圖4所示)測出一階頻率為68.9 Hz，通過仿真求出約束模態一階模態頻率為78.6 Hz，誤差為12%。誤差略微有些大，一般控制在10%以內，后續需要對約束位置的剛度因素進行調試，找出規律。

圖4 模態試驗

3.2 諧響應分析

模態分析中的位移值是一個相對的量值，它表征各節點在某一階固有頻率上振動量的相對比值，反映該固有頻率上振動的傳遞情況，并不反映實際振動的數值。而通過諧響應分析可以得到換擋搖臂的位移和頻率之間的關系，并且可以得到換擋搖臂在某一頻率范圍內的振動情況，計算出換擋搖臂在易發生共振的頻率下的振動幅值，為進一步設計優化提供理論依據。

諧響應分析試驗也是模態測試的方法，如圖4所示用小錘錘擊，激振點和測試點是同一個點，頻響函數縱坐標是在1 N力下激起的振動加速度。仿真和試驗保持一致，先模態分析取前6階，用模態疊加法計算出換擋搖臂的臂端加速度響應頻率曲線。如圖5所示，在方塊區域加1 N的力，提取此區域的振動加速度響應，直接獲取到的加速度響應結果單位是m/s2，加速度響應結果比較大，為便于數值觀察，試驗人員用公式20lga對數據進行換算處理，a是以g為單位的加速度，仿真的結果也用此公式進行換算，與試驗結果保持一致。最終可以看出圖6和圖7數值基本保持一致。

圖5 諧響應仿真分析加載

圖6 試驗結果曲線

圖7 仿真結果曲線

基于文中開頭提出的兩個方案，又參考其他平臺的換擋搖臂結構，圖8所示是鎖定的優化方法，把天然橡膠通過螺紋與配重塊一起裝配到換擋搖臂上。此方案帶來的直接影響是增大了換擋搖臂的阻尼。

圖8 優化后方案

阻尼是動力分析的一大特點，也是動力分析中容易引起困惑之處，由于它影響動力響應的衰減，因此對于諧響應分析十分重要。阻尼的本質和表現是相當復雜的，相應的模型也很多。ANSYS提供了強大又豐富的阻尼輸入，材料阻尼、恒定阻尼比，振型阻尼等，一個系統如果沒有阻尼，諧響應分析出在共振峰處的響應會非常大，而阻尼無法通過仿真計算獲得，只能通過試驗獲取。因此在仿真試驗中的阻尼比只能根據經驗設置。此案例中通過試驗測出優化前阻尼比為0.57%，優化后阻尼比為1.71%。仿真諧響應分析時直接輸入此阻尼比，仿真結果如圖10所示，縱坐標的值與試驗結果圖9量級基本一致。后續需要在阻尼比方面進行不斷的積累，以便仿真時可以根據經驗設置。

圖9 優化后試驗結果曲線

圖10 優化后仿真結果曲線

4 減振問題解決過程

以上通過對換擋搖臂進行結構改進，增加了橡膠塊材料，也就是增大了換擋搖臂的阻尼，最終整車廠反饋換擋異響噪聲降低7 dB，解決了噪聲問題，關鍵步驟如下：

(1)問題提出：在某車型和變速箱開發過程中，通過主觀評價，發現有異響，可以通過噪聲測試得到振動頻譜圖，找到在某頻率下振幅較大。由主觀經驗和模態測試確定產生噪聲的原因及所在部件，在部件上增加吸振器，目的是找到問題源部件。

(2)試驗：布置好吸振器，對噪聲進行數據前后比對，如果噪聲水平下降說明找到問題所在，然后對其進行方案落實。

(3)方案落實：可以從提高部件模態頻率的角度來提高其剛性，或者從阻尼的角度對共振的幅值進行降低，先通過仿真得出部件的模態和諧響應分析下的振幅，對優化方案進行比對，找到較優的方案。

(4)實物驗證：對優化后安裝的實物重新測試其性能。

針對換擋搖臂出現的振動噪聲解決過程進行了一個簡單的介紹，這也是通過改變振幅來尋找解決振動問題的一個實際案例，由于以前對相關知識缺乏，在此案例過程中數據積累的不夠，與整車廠的溝通也缺乏，但通過此成功案例對知識進行一定的梳理，相信在后續的類似問題中可以更好地把握。隨著試驗和仿真的對標積累，阻尼比數值的積累，通過仿真確定出較優方案，這樣會使產品性能越來越好，從而節約人力物力。

5 換擋搖臂優化設計

另一實際案例，某款小扭矩橫置變速箱，整車廠反饋在轉速為4 000～5 000 r/min時有抖動現象，經測試換擋搖臂的約束模態一階頻率為92 Hz，如圖11所示。對換擋搖臂進行結構更改，如圖12所示，板厚從原來的4.5 mm增到6 mm，同時質量塊位置進行了調整，優化后約束模態一階頻率為266 Hz。通過有限元仿真，更改前約束模態一階頻率為100 Hz，優化后約束模態一階頻率為269 Hz，與試驗基本一致。優化后抖動現象消失，說明提高換擋搖臂的模態頻率解決了抖動問題。

圖11 某橫置變速箱優化前搖臂

圖12 某橫置變速箱優化后搖臂

現對目前手動變速箱平臺上使用換擋搖臂作一個統計，圖13為部分換擋搖臂模型，統計結果如表1所示。

圖13 部分換擋搖臂模型

種類換擋搖臂1換擋搖臂2換擋搖臂3約束一階模態頻率/Hz77192210

換擋搖臂的結構影響換擋手感，同時會出現掛擋異響抖動的情況。換擋搖臂的臂長、剛度、質量塊分配直接影響換擋搖臂的性能。對換擋搖臂從振動的角度考慮時，盡量提高其一階模態。通過以上統計發現，一類是沖壓件，如換擋搖臂1；一類是鑄造類，如換擋搖臂2和3。配種塊的分布也有兩類，一類是直接焊接，如換擋搖臂1；一類通過螺栓連接到搖臂上，如換擋搖臂3。沖壓件模態都偏低，并且提高模態頻率的空間很小，一般通過增加板厚來提高頻率，但也比較局限，也可以通過調整配重塊位置和大小，但配重塊影響換擋手感，所以配重塊的匹配也是很重要的。從統計結果看出，鑄件易于提高模態頻率，材料分布比較靈活；配重塊通過螺栓連接的方式可以對其進行調整匹配，以達到振動和換擋手感有一個合理的性能。綜上考慮選擇鑄件提高模態，配重塊采用螺栓連接的方式以便調整，這有助于后期對換擋搖臂設計時進行綜合性能考慮，因此換擋搖臂3是3種結構中最優的，并且結果顯示一階模態頻率也是最大的。

6 結論

(1)減振方面，僅從實際案例中找到了一個途徑、方法和思路，可以通過減振器找到解決振動問題的部件，然后通過有限元模態分析和諧響應分析對部件優化前后進行仿真，通過仿真結果對前后方案進行比對，尋找較優結構，再通過實物裝機驗證，積累經驗后可以通過早期設計達到較優性能。

(2)從對換擋搖臂的實際案例可以看出：提高模態固有頻率，目前給出的考核要求是換擋搖臂一階固有頻率大于200 Hz(汽油發動機轉速6 000 r/min時2階對應的頻率)，文中案例中換擋搖臂從100 Hz提高到269 Hz，換擋抖動現象消失；降低其諧響應分析的振幅，文中案例中振幅從原來的27.7 dBg降低到優化后的13.6 dBg，換擋異響噪聲降低7 dB，綜上說明兩者結合起來可避免換擋搖臂帶來的振動噪聲問題。

(3)統計出目前手動變速箱平臺上使用的部分換擋搖臂，最后總結出較好的換擋搖臂結構，可為產品設計提供參考。