某車型變速器怠速異響分析

黃從奎，張奇奇

?

某車型變速器怠速異響分析

黃從奎，張奇奇

（安徽江淮汽車股份有限公司輕型商用車營銷公司，安徽 合肥 230601）

通過對變速器怠速異響的原理分析，確定關鍵性因素，對離合器隔振原理進行理論分析，得到預減震剛度、阻尼和角度與隔振效果的關系，并依此優化離合器預減震機構，選取合適的剛度、阻尼和角度，并通過實車驗證，有效緩解怠速異響問題。

變速器；怠速異響；預減震；剛度；阻尼；角度

引言

隨著經濟的發展，人們越來越追求車輛的舒適性，對整車噪音的要求也越來越高。對于傳動系統，發動機轉速波動是噪音的要因之一，若發動機轉速波動不能被有效隔離，就會傳遞至傳動系統，造成傳動系統甚至整車出現噪音。本文通過某車型存在的變速器怠速異響的機理進行分析，制定對策提升離合器隔振能力，有效緩解怠速異響問題。

1 故障現象及原理分析

某車型存在的變速器怠速異響主要表現為：車輛在正常怠速狀態下，松開離合踏板，變速器存在明顯的“噠噠噠”異響，踩下踏板，異響消除。

（1）怠速異響原理

發動機運行時受各種因素的影響，其輸出轉矩轉速并不均勻，存在一定的波動。怠速狀態下，如果發動機轉速波動較大，而離合器減震能力有限，發動機轉速波動就會傳遞至變速器，變速器常嚙合的齒輪副因側隙(如圖1)的存在而出現反復分離和接觸現象，從而產生齒輪敲擊，該敲擊經軸、軸承傳遞至殼體，導致殼體振動并輻射噪聲即怠速異響。

圖1 齒輪側隙

2）齒輪敲擊存在的條件

對于一對嚙合齒輪，從動輪受力情況如下：

（T從動輪受到的驅動力矩，T從動輪慣性力矩，T從動輪拖曳力矩。）

為說明敲擊條件,將慣性力矩、驅動力矩簡化為正弦波動，拖曳力矩為固定值，繪制圖2力矩曲線圖。

圖2 力矩傳遞曲線（左側有敲擊、右側無敲擊）

有敲擊：慣性力矩幅值大于拖曳力矩，驅動力矩存在方向變動（負值），齒輪嚙合面因側隙的存在而反復接觸和分離，進而產生敲擊；

無敲擊：慣性力矩幅值小于拖曳力矩，驅動力矩始終為同一方向（正值），齒輪嚙合面始終保持接觸，不會出現敲擊。

經以上分析，以慣性力矩幅值等于拖曳力矩，即驅動力矩最小值為零時為臨界點來計算敲擊的臨界條件：

因此得到敲擊條件為：

由此可見，一對嚙合齒輪是否發生敲擊取決于角加速度?的大小，?越大越易發生敲擊，越小越不易發生敲擊。

?體現的是主動輪的轉速波動，傳遞路徑為發動機-離合器-變速器輸入軸齒輪（主動輪），其大小取決于發動機轉速波動大小和離合器的隔振能力。

2 關鍵因素分析

依據變速器怠速異響的原理及傳遞路徑，確定怠速異響的關鍵因素為：發動機轉速波動、離合器衰減能力。

1）發動機轉速波動

統計現有車型匹配的發動機轉速波動及怠速異響情況，如表1所示。

表1 現有車型轉速波動及異響情況

通過對比，發動機轉速波動越大，越容易發生怠速異響。

2）離合器衰減能力

一般帶預減震結構的離合器，可以對發動機怠速轉速波動進行衰減，為說明衰減原理，將離合器的傳遞動力過程進行簡化，簡化的隔振模型如圖3所示，K為預減震剛度、c為阻尼，飛輪的運動波動作為激勵，設為θ0=Aωt，對盤轂及一軸而言可簡化為單自由度強迫振動，列出微分方程為：

B/A稱為放大系數：該值＜1時，起衰減作用，＞1時，起放大作用，繪制出不同剛度及不同阻尼狀態下的放大系數，如圖3所示：

圖3 隔振模型

圖4 放大系數曲線

由圖4可知，剛度、阻尼越小，隔振效果越好，一般預減震選取較小的剛度和阻尼。

預減震作用是衰減怠速時的轉速波動，怠速時離合器必須工作在預減震階段才能起到隔振作用，如果預減震角度較小，當發動機轉速波動較大時，離合器就會越過預減震而達到主減震階段，因主減震剛度和阻尼較大，無法衰減怠速時的轉速波動，故為了保證離合器工作在預減震階段，應選取較大的預減震角度。

3 方案制定

因影響發動機轉速波動的因素較多且復雜，要減小其轉速波動相對比較困難，故只從提升離合器減振能力方向制定方案。

某車型變速器怠速異響是發動機轉速波動大，離合器預減震角度小造成的，故需通過優化剛度、阻尼，加大預減震角度來消除怠速異響。表2為原狀態離合器扭轉特性參數。

表2 原離合器扭轉特性參數

表3為優化后離合器扭轉特性參數，與優化前相比，預減震角度由7°增加至14°；預減震剛度由一段剛度0.49調整為兩段剛度0.45和1.2；預減震阻尼由2.85~4.2減小至0.5~2。

表3 優化后離合器扭轉特性參數

4 實施驗證

依據制定的方案，制作樣件裝車進行NVH測試，分別采集發動機轉速、變速器一軸轉速、變速器殼體振動加速度等信號，以振動加速度大小值代表怠速敲擊聲大小，對優化前和優化后的離合器進行對比測試，結果如圖5所示。

圖5

從圖中可以看出，優化前，發動機轉速波動為85r/min，變速器一軸轉速波動為34r/min，衰減率為60%，變速器殼體振動加速度幅值為60m/s2；優化后發動機轉速波動為85r/min，變速器一軸轉速波動為28r/min，衰減率為67%，變速器殼體振動加速度幅值為25m/s2。優化后衰減率提升，振動加速度幅值明顯降低，有效減輕怠速異響。

主觀評價方面，優化前存在明顯的敲擊音，優化后怠速異響基本消除，踩下離合踏板與松開離合踏板聲音無明顯變化，說明優化有效。

5 結論

通過對變速器怠速異響原理的理論分析和實際優化驗證相結合的方式，得到以下結論：1）發動機轉速波動較大是變速器怠速異響的根本原因；

2）離合器可以對轉速波動進行衰減，通過優化離合器預減震結構可以提升離合器怠速隔振效果，有效減輕怠速異響，優化后的預減震應滿足以下條件：足夠小的剛度和阻尼，能夠隔離發動機轉速波動；足夠大的預減震角度，保證怠速時離合器工作在預減震階段。

[1] 楊允輝,燕逸飛等.某輕型車變速器怠速異響分析優化[J].汽車實用技術,2016(08):255-258.

[2] 王望予.汽車設計[M].北京:機械工業出版社,2007.

[3] 徐石安,江發潮.離合器設計[M].北京:清華大學出版社,2005.

Analysis of Transmission Idling Noise on a Certain Auto

Huang Congkui, Zhang Qiqi

( Anhui Jianghuai Automobile Co., Ltd.. Light Commercial Vehicle Marketing Company, Anhui Hefei 230601 )

Through principle analysis of idling noise, the key factors were identified. Through principle analysis of vibration isolation of clutch, the relationship between vibration isolation and predamper stiffness, damping, angle. According to analysis, the stiffness, damping and angle were optimized. It is validated that the problem of idling noise is relieved effectively.

transmission; idling noise; predamper; stiffness; damping; angle

B

1671-7988(2018)24-70-03

U463.2

B

1671-7988(2018)24-70-03

U463.2

黃從奎，就職于安徽江淮汽車股份有限公司輕型商用車營銷公司。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2018.24.024