電動開啟車門鎖曲柄齒輪嚙合沖擊噪聲分析

蘇 旭，杭魯濱，郭 輝，王明遠，劉 哲，陳 勇

（1.上海工程技術大學 機械與汽車工程學院, 上海 201620；2.上汽集團泛亞汽車技術中心有限公司, 上海 201201）

汽車門鎖工作噪聲作為汽車NVH(Noise，vibration and harshness)研究的重要部分，其水平高低直接影響人們對汽車整體質量的主觀印象[1－2]。

目前，汽車智能側門鎖逐漸成為發展趨勢。基于傳統GEN3 車門鎖，新增的新型電動開啟支鏈利用非完全齒輪避免門鎖內不同支鏈運動干涉，但電動開啟支鏈快速復位特性會導致曲柄齒輪產生瞬態嚙合沖擊噪聲。復位過程中產生的聲輻射由研發的開啟支鏈引入鎖中，將關系到新型側門鎖的聲品質，是亟待分析的課題。

側門鎖聲輻射常用A 計權聲壓級進行評價[3]。對于側門鎖噪聲控制手段主要依靠試驗技術進行分析，開發周期長、設計制造柔性功能差，難以快速滿足市場需求[4]。仿真技術的發展使其在汽車領域得到了廣泛的應用[5]。

齒輪傳動動態特性一直是國內外學者的研究熱點[6-8]。王鑫等[9]應用有限元軟件預測了變速箱端蓋外部聲場福射噪聲聲壓，分析了聲場聲壓與結構模態之間的關系。Abbes 等[10]采用聲固耦合方法分析了齒輪箱結構在時變剛度激勵作用下的聲輻射響應；張金梅等[11]等對多工況下齒輪箱振動噪聲輻射進行了計算，得到了噪聲輻射隨齒形誤差及負載的變化規律。黃冠華等[12]利用直接積分法分析動態載荷作用下高速列車齒輪箱箱體的動態響應，針對相關頻率進行諧響應分析。杜進輔等[13]采用時變嚙合剛度計算方法分析了時變嚙合剛度、嚙合沖擊及兩者綜合3種激勵條件下高速斜齒輪傳動系統的振動特性。

上述研究主要對結構完整、正常嚙合狀態下的齒輪及箱體進行研究，涉及非完整齒輪傳動噪聲研究甚少；忽略非完整齒輪變剛度結構對其碰撞沖擊特性的影響，將導致非完整齒輪噪聲的預測精度降低。

汽車門鎖電動開啟支鏈過程中，曲柄齒輪為非完整結構，存在變嚙合狀態，且復位過程速度由多扭簧力相容驅動，難以使用解析法進行求解。所以，非完整齒輪傳動噪聲的計算方法及結構改善值得探索。

以汽車智能側門鎖樣機為研究對象，提出一種顯式有限元-邊界元結合的求解方法。使用Abaqus建立了電動開啟支鏈有限元模型，考慮齒輪嚙合時序及其瞬態碰撞沖擊特性，提取輪齒嚙合接觸力；以聲學邊界模型為邊界條件，將已提取的輪齒接觸力作為激勵條件，求解分析曲柄齒輪聲輻射響應；結合試驗，驗證顯式有限元-邊界元結合的噪聲求解方法的可行性，進而優化齒輪剛度以降低車門鎖噪聲。

1 汽車側門鎖功能介紹

汽車側門鎖新型電動開啟支鏈的研發需考慮輪齒嚙合時序及其瞬態碰撞沖擊特性，分析曲柄齒輪聲輻射對側門鎖噪聲的影響。

汽車門鎖內部機構分為操作機構與執行機構，操作機構主要由電動開啟、電動吸合、手動開啟以及保險等機構組成，執行機構一般由棘輪、棘爪組成，與安裝于車身的鎖柱配合，由操作機構驅動，實現車門開啟、關閉等功能。

如圖1 所示，電動開啟支鏈的作用是將電機輸出的動力經過門鎖傳動機構傳遞給執行機構，其構件包括電機、齒輪、連桿以及棘爪盤等，電機動力經支鏈傳遞至執行機構實現車門自動開啟，其運動過程如表1所示。

表1 電動開啟支鏈運動過程及復位噪聲源

圖1 智能側門鎖樣機實物圖

復位過程中，曲柄齒輪嚙合噪聲由新增新型電動開啟支鏈引入，需要進行聲輻射分析及結構優化以改善車門鎖噪聲。

2 顯式有限元-邊界元結合求解方法

針對曲柄齒輪回復噪聲問題，提出一種顯式有限元-邊界元相結合的求解方法，該方法求解步驟為：使用Abaqus 建立電動開啟支鏈有限元模型，獲得輪齒嚙合接觸力；將其施加到齒輪振動聲輻射模型中，可以將齒輪接觸碰撞轉換為輪齒作用力激勵，即將非線性問題轉換為線性問題，基于振型疊加法求解輪齒振動位移，進而計算其聲輻射響應。

顯式有限元-邊界元相結合的求解方法與曲柄齒輪聲輻射計算過程如圖2所示。

圖2 顯式有限元-邊界元相結合的求解方法

3 曲柄齒輪振動仿真分析

建立電動開啟支鏈仿真模型，通過Abaqus顯式動態求解器計算得到曲柄齒輪輪齒動態接觸力，將其映射至曲柄齒輪振動計算模型中，求解其振動位移響應。

3.1 電動開啟支鏈有限元模型

（1）軟件求解設置

使用Abaqus 軟件建立了車門鎖電動開啟支鏈有限元模型，使用顯式有限元法動態仿真電動開啟車門及其快速復位過程。模型包含8個構件、2個連接件。齒輪接觸采用“General contact(Explicit)”接觸算法求解，棘爪盤與殼體接觸采用“面-面”接觸算法求解。曲柄齒輪復位過程嚙合力主要由扭簧參數決定，為減少計算量，將殼體簡化為剛體，將棘輪、棘爪簡化為顯示體。

（2）仿真參數設置

曲柄齒輪與連桿通過線性扭簧連接，連桿、棘爪盤采用旋轉副連接，棘爪盤轉動中心有一線性扭簧，預緊力為265.428 N，具體參數如表2所示。同時，設置邊界約束條件包括鎖殼固定約束，齒輪、棘爪盤的Ux、Uy、Uz、URy、URz約束。

表2 模型計算參數

齒輪嚙合區域最小網格大小為0.3 mm，其他區域采用盡可能大的網格，網格劃分結果如圖3所示。

圖3 電動開啟支鏈網格劃分示意圖

（3）驅動設置

在具體計算過程中，先對非完全齒輪施加40 rad/s 的角速度以及邊界條件。同時，線性扭簧存儲勢能，當非完全齒輪嚙合到無齒部分時，電動開啟支鏈在扭簧作用下快速復位，以顯式有限元法求解電動開啟車門過程中的曲柄齒輪嚙合響應。

3.2 曲柄齒輪接觸力仿真結果分析

用顯式有限元法分析電動開啟支鏈復位過程，求解得到曲柄齒輪與惰輪的12 對輪齒瞬態嚙合接觸力，如圖4所示。

圖4 瞬態嚙合下輪齒時域接觸力

圖4中顯示了各對輪齒嚙合、脫離嚙合時，輪齒振動峰值區域逐漸變化。輪齒接觸力大小受曲柄齒輪扭簧扭矩值及齒輪轉動速度共同影響，第2、3、5、6對齒輪嚙合時接觸力峰值較大（最大為30.9 N）。

3.3 曲柄齒輪振動位移求解

將得到的時域接觸力結果作為力邊界條件，依次施加到曲柄齒輪振動計算模型中，繼而求解曲柄齒輪的振動位移響應。

對電動開啟支鏈進行仿真得到曲柄齒輪的12對輪齒接觸力，回復過程中曲柄齒輪嚙合時序如圖5中數字序號所示。序號1為回復過程嚙合的第一個輪齒，序號12為回復過程嚙合結束時的輪齒。

圖5 曲柄齒輪振動計算模型

基于振型疊加法計算得到回復過程中曲柄齒輪的振動位移，如圖6所示。其回復時間為8 ms，當曲柄齒輪嚙合位置位于第5、第6對輪齒時產生最大振動，且位于曲柄齒輪兩端區域。

圖6 曲柄齒輪振動位移峰值結果（t=5.13 ms）

4 曲柄齒輪聲輻射仿真分析

以曲柄齒輪位移振動數據為聲源，聲學邊界模型為邊界條件，使用LMS軟件計算曲柄齒輪聲輻射響應。

4.1 曲柄齒輪數值聲學計算原理

對已求得的曲柄齒輪振動位移求導得到振動速度，通過Helmholtz積分方程和邊界元法求得曲柄齒輪表面及聲場內各場點聲壓，場點聲壓滿足[14]：

式中：p(x)是場點聲壓，vn(y)是表面法向振速，y是表面S上的任意點，x是空間任意點，R=2πf/c，f是頻率，c是波速，G(R,k)=exp(-ikR)/4πR是三維空間格林函數。C(x)為實體角，如果x在輻射體內，C(x)=0；如果x在輻射體外，即聲場空間，C(x)=1；如果x在輻射體表面，則C(x)=0.5。

可利用邊界元法將振動體表面劃分為N個單元，得到離散的Helmholtz積分方程：

通過該方程可以求解聲學空間內任一場點的聲壓，獲得齒輪結構聲輻射響應。

曲柄齒輪噪聲計算結果由各節點振動數據產生，難以使用解析方法進行求解，基于邊界元法，使用LMS軟件仿真計算曲柄齒輪聲輻射響應。

4.2 曲柄齒輪聲輻射仿真計算

進行曲柄齒輪聲輻射仿真計算時需確定聲學邊界模型單元尺寸，其主要通過綜合考慮計算頻率及物理模型特征確定。

（1）單元尺度確定

對于邊界元模型，計算頻率要求單元極限尺度上限滿足最小波長內有6 個單元的條件[15]。則需要的單元長度Lmax應滿足：

其中：c為聲音在流體中的傳播速度，fmax為最高計算頻率，由于齒輪復位噪聲主要集中在0～3 000 Hz，則Lmax≤18.89 mm。

（2）聲學邊界模型結構特征

由于聲學邊界模型（由鎖殼、非完全齒輪、惰輪、連桿及棘爪盤組成）存在狹小區域及邊界，綜合考慮了聲學邊界模型特征及仿真計算量，將其網格單元尺寸L設為2 mm，其網格劃分結果如圖7所示。

圖7 聲學邊界模型仿真示意圖

4.3 曲柄齒輪振動聲輻射仿真結果分析

將曲柄齒輪聲源定位于聲學邊界模型內部，如圖8所示，其聲波經過反射、衍射以及折射等效應向外傳播。將齒輪表面作為振動聲源，聲學邊界模型作為邊界條件，利用邊界元法求解該齒輪時域聲輻射響應。

圖8 曲柄齒輪噪聲仿真裝配模型

將包含振動數據的曲柄齒輪有限元模型及邊界元模型導入LMS 中，并在距離車門鎖模型0.5 m 處創建噪聲監測點，得到曲柄齒輪A 計權聲壓級仿真結果如圖9所示，其噪聲最大值為65.4 dB(A)。

圖9 曲柄齒輪回復過程噪聲時域結果

4.4 曲柄齒輪噪聲試驗設計對比

曲柄齒輪噪聲試驗布置如圖10 所示。將車門鎖固定于臺架上，置于半消聲室內進行噪聲測量，準確測得曲柄齒輪回復過程中聲學響應情況，并驗證求解方法的可靠性。

圖10 半消聲室聲學測試環境示意圖

試驗中采集信號的5個聲音傳感器位置如圖11所示。與車門鎖曲柄齒輪轉動中心的距離為0.5 m，噪聲信號采集處理軟件為LMS Test.Lab。

圖11 聲音傳感器布置位置示意圖

聲源正上方top傳感器與仿真監測點位置相同，以下分析均選取top場點為測量分析對象，試驗結果如表3 所示，仿真與試驗對比誤差為5.3%，驗證采用顯式有限元-邊界元方法進行側門鎖曲柄齒輪噪聲分析具有正確性和可靠性。

表3 曲柄齒輪噪聲A計權聲壓級對比

5 曲柄齒輪噪聲優化分析

圖6 顯示了曲柄齒輪嚙合位置位于第5、6 對輪齒時，產生最大振動，進一步通過模態分析獲得曲柄齒輪結構的頻率、振型等固有特征，曲柄齒輪前4階模態如圖12所示。

圖12 曲柄齒輪前4階自由振動特征

當輪齒接觸力頻率接近結構顯著頻率時，將導致曲柄齒輪發生共振，產生較大噪聲。圖12所示模態分析結果表明，曲柄齒輪結構顯著頻率主要集中在1 297 Hz、1 560 Hz、1 771 Hz、2 616 Hz，曲柄齒輪兩端振動水平顯著大于中心輪齒區域；由于曲柄齒輪所具有的懸臂梁結構導致其兩端剛度不足，以提升剛度為手段進行結構優化，降低曲柄齒輪噪聲，曲柄齒輪優化結果如圖13所示。

圖13 曲柄齒輪結構優化示意圖

為了分析曲柄齒輪噪聲特性，對圖4 所示的時域輪齒接觸力結果進行FFT 頻域變換，將頻域接觸力作為力激勵邊界條件，得到圖14所示結構優化前后曲柄齒輪A計權聲壓級頻譜仿真結果。齒輪原型聲輻射最大值出現在1 319 Hz處，為72.6 dB（A）；優化后齒輪噪聲最大峰值出現在1 916 Hz 處，為56.6 dB（A），與齒輪原型相比降低16 dB（A）。

圖14 優化前后曲柄齒輪A計權聲壓級仿真結果

減小噪聲原因主要是：曲柄齒輪兩端圓角較深，其所具有的懸臂梁結構導致剛度較低，嚙合過程存在較大時變嚙合剛度，產生嚙合噪聲，提升齒輪剛度后兩端振動改善明顯。

通過試驗測量所得到的時域噪聲也驗證了提升剛度對齒輪噪聲的改善效果，優化后曲柄齒輪時域噪聲值為57.4 dB(A)，與優化前相比降低4.7 dB(A)。

6 結語

（1）提出一種顯式有限元-邊界元相結合的求解方法，分析了曲柄齒輪回復聲輻射響應，并用電動開啟支鏈中曲柄齒輪回復噪聲試驗驗證了求解方法的準確性和可靠性。

（2）在時域內提取輪齒接觸力，對其進行時序分析，發現曲柄齒輪兩側圓角深度、懸臂梁結構與接觸力及噪聲的關聯關系。

（3）基于曲柄齒輪前4階自由振動分析，發現了曲柄齒輪所具有的懸臂梁結構特征及其產生時變嚙合剛度的原因，通過優化齒輪剛度降低了噪聲水平。