主減速器總成NV H性能優(yōu)化分析

李海建

（柳州五菱汽車工業(yè)有限公司，廣西 柳州545007）

0 引言

當今汽車高速發(fā)展，我國消費者對汽車的品質也越來越高，從最初的耐久問題轉化成了對汽車的舒適性提出更高要求的問題。其中對于汽車NVH（noise，vibration，harshness） 問題客戶感受最明顯，NVH問題比較差的汽車容易使用戶產生疲勞和煩躁的感覺，這對汽車的行駛安全極為不利。商用車由于承載需要一般采用整體橋結構，對于整體橋的主減速器總成的嘯叫問題尤為突出。本文所研究的某車型在五檔加速和滑行工況出現嚴重的嘯叫噪聲問題，嚴重影響了市場競爭力。本文試圖利用主減速器總成嘯叫產生原理以及CAE仿真手段找出某車型主減速器總成嘯叫的原因并進行改進以解決后橋嘯叫問題。

1 主減速器總成嘯叫原因分析

主減速器總成噪聲主要是由齒輪嚙合誤差引起，這種齒輪噪聲被叫做齒輪嘯叫。發(fā)生情況隨車輛負荷等行駛參數的不同而變化。大多車輛在特定的車速下出現峰值。

差速器振動傳遞路徑如圖1所示，齒輪嚙合誤差產生的激振力引起以傳動軸為中心的扭轉及彎曲振動如圖2所示，這個以傳動軸為中心的振動經過懸架縱臂與車身連接點傳遞到車身而產生振動并被乘員感知[1]。因此減少差速嚙合振動對降低以傳動軸為中心的扭轉振動是有效的。

圖1 差速器振動傳遞路徑

圖2 后橋傳動系統(tǒng)振動

降低差速器引起的噪聲的方法如下：

（1）通過增加差殼、減殼、軸承等安裝剛度以及通過齒輪修形降低齒輪嚙合力

（2）改良后橋傳動系的振動特性，比如降低傳動軸的扭轉剛度，在傳動軸輸出或者輸入端增加扭轉減震器，可以減小后橋傳動系統(tǒng)的扭轉振動。

（3）改良懸架，驅動系彎曲振動特性，使其避免共振而放大振動。懸架的縱臂、橋殼等高頻率范圍中存在很多彎曲共振。這些共振和傳動系統(tǒng)的激振頻率一致時就會惡化并導致噪聲。

2 影響主減速器總成嘯叫因素的計算校核

2.1 主減速器總成強度剛度分析

主減速器總成在汽車傳動系統(tǒng)的作用主要是降低發(fā)動機傳給后橋的轉速并且增大發(fā)動機輸出扭矩，給左右車輪分配扭矩的作用[2]。主減速器總成的主要零件有主被齒、差殼、主減殼、軸承、隔套、墊片，如圖3所示。主齒安裝在主齒軸承上，被齒安裝在差殼上面而差殼也安裝在差殼軸承上。差殼性能指標、減殼性能指標、隔套的性能指標、軸承的性能指標、墊片性能指標，這些指標參數都直接影響了主被齒的錯位量和齒側間隙以至對齒輪傳動振動噪聲有比較大的影響。在設計的時候就應該考慮其在工作狀態(tài)下不發(fā)生屈服以及保證足夠的剛度。主被齒的錯位量符合格利森公司推薦錯位量標準，如表1所示。

圖3 后橋減速器總成圖

表1 格里森推薦準雙曲面齒輪錯位量

2.1.1主減速器總成強度剛度CAE分析結果

主齒大小軸承的墊片為65Mn鋼，隔套材料為20#鋼，主減速器最大扭矩工況下主齒小軸承墊片的最大應力為443.7 MPa＞430 MPa（65Mn屈服強度）導致墊片出現耐久破壞。主齒大軸承墊片的最大應力508 MPa＞430 MPa（65Mn屈服強度）且應力較為集中出現疲勞開裂。隔套剛預緊時應力為220 MPa＜245 MPa（20#鋼屈服強度），當主齒軸受到522.5 N·m扭矩時隔套應力為260 MPa＞245 MPa（20#鋼屈服強度）且隔套的應力不均勻應力一端大一端小這就造成了隔套歪斜屈服變形。主齒調整墊片的損壞，隔套的歪斜屈服變形，直接導致的后果就是主齒松曠造成主被齒間沖擊載荷變大，齒輪噪聲變大更為嚴重的后果就是被齒蹦齒如圖4所示。本文研究車型差殼有兩個較為大的開口，差殼剛度不足且剛度不均勻，差殼旋轉一次剛度變化兩次這就產生了新的激勵源。差殼剛度不足被齒安裝面不平如圖5所示，導致主被齒嚙合點偏移量過大，導致傳動不平穩(wěn)沖擊噪聲較大NVH效果變差，更為嚴重的就是齒輪破壞[3]。表2為某車型在最大扭矩工況下主被齒嚙合點的錯位量，這些錯位量不符格利森公司推薦錯位量標準需要進行優(yōu)化。

圖4 被齒蹦齒故障圖片

表2 研究車型主被齒嚙合點偏移量

圖5 差殼變形云圖

2.1.2后橋主減速器總成改進和效果后橋主減總成改進方案

通過CAE分析主減速器總成在最大扭矩工況下主減速器總成內部零件的強度、剛度不符合設計要求，造成主被齒嚙合錯位量較大達不到行業(yè)推薦的標準，這也是某車型后橋傳動系統(tǒng)振動噪聲較大的主要原因。為了要達到良好的NVH效果必須要對其進行改進以達到設計要求。圖6、圖7、圖8列出了某車型主減速器總成修改的位置。

圖6 主減速器總成改進前后對比圖

圖7 主減速器總成改進前后對比圖

圖8 差殼改進前后對比圖

（1）改進前主齒安裝距墊片接觸面積小接觸應力較大容易磨損，改進后主齒安裝距墊片接觸面積大接觸應力較小疲勞耐久性能好，而且墊片在徑向有定位，不會產生新的動不平衡。

（2）改進前主齒軸大小軸承剛度不足齒輪嚙合點錯位量大，改進后主齒軸大小軸承剛度比現狀態(tài)提高30%，主被齒嚙合點錯位量減小。

（3）改進前隔套強度剛度不足在加載情況下容易產生歪斜屈服，改進后隔套強度剛度得到加強同軸度好。

（4）改進前預緊墊片接觸面積小，厚度較薄，容易產生屈服，使得主減速器總成預緊力喪失，改進后預緊墊片外徑加大，接觸面積加大，厚度加大，接觸應力變小，墊片始終不屈服，主減速器總成始終保持預緊狀態(tài)。

（5）改進前差速器軸承安裝座耳孔位置應力集中剛度較差使得被齒嚙合點錯位量大，改進后差速器軸承安裝座耳孔位置加了很大的加強筋消除應力集中，耳孔剛度也得到加強使得被齒嚙合點錯位量減小。

（6）改進前差速器殼體有兩個大孔，剛度較差且不均勻使得被齒嚙合錯位量加大且傳動不平穩(wěn)產生新的激勵，差速器殼體改成四個小孔剛度較好且均勻使得被齒嚙合錯位量減小并且傳動平穩(wěn)。

（7）改進前主齒軸大小軸承跨距b=94.3 mm，較大的軸承跨距使得主齒軸彎曲變形較大齒輪嚙合點偏移量變大，改進后在保證大軸承作用點到主齒嚙合點距離a=23.2 mm基本不變，大小軸承跨距b＞2.5a的情況下縮短b的距離使得主齒軸彎曲變形較小齒輪嚙合點偏移量變小[4]。

2.2 后橋主減總成改進方案C A E分析結果

對改進后的主減速器總成進行CAE分析，主減速器總成的應力及變形情況比原方案有了很大的改善達到了預期的效果。主齒小軸承墊片的應力水平從原來的443.7 MPa降低到了305.2 MPa＜430 MPa（材料屈服強度），主齒大軸承墊片的應力水平從原來的508 MPa降低到了74.22 MPa＜430 MPa（材料屈服強度），隔套的應力水平從原來的271.5 MPa降低到了213 MPa＜245 MPa（材料屈服強度），主減速器殼體的強度和變形量都有了明顯的改善。差速器的強度和變形量也都有了明顯的改善。主減速器總成剛度的改善最直接的表現就是主被齒嚙合點錯位量的改善如表3所示，改善后的主被齒嚙合點錯位量達到了格里森公司的要求。

表3 研究車型改進后主被齒嚙合點偏移量

3 整車測試結果分析

整車測試結果如圖9所示，從測試結果來看，原方案加速度工況主減速器噪聲為69dB（A），優(yōu)化后主減速器噪聲降為58.5dB（A）。原方案滑行工況主減速器噪聲為64.5dB（A），優(yōu)化后降為57dB（A）。無論是加速工況還是滑行工況主減速器的噪聲都在整車噪聲的目標線以內，整車測試也已經證明了對后橋傳動系統(tǒng)的改進方案符合整車NVH設計要求。

圖9 優(yōu)化方案實車測試結果

4 結論

主減器總成NVH問題的產生最根本原因是主減速器總成零件剛度強度不足，造成主被齒嚙合錯位量較大達不到設計要求，這是某車型后橋傳動系統(tǒng)振動噪聲較大的主要原因，通過改善后橋主減總成的剛度強度使得主被齒嚙合錯位量降低。最后通過實車驗證后橋主減速器總成的嘯叫也證明了本文對后橋主減總成的改進措施是有效的。