某輕客變速器嘯叫問題解決辦法研究

劉芳　王朋朋

摘 要：本文針對某輕客變速器在開發過程中出現的嘯叫問題，從整車端、變速器總成端、零件端逐層進行排查分析，通過對整車端懸置系統測試分析、變速器總成端殼體/拉鎖支架/搖臂測試分析、激勵源嘯叫檔位的齒輪階次特征、振動頻率測試分析，確定了嘯叫問題根源，結合項目應用的實際情況制定合理的優化措施，有效解決了變速器開發中嘯叫問題，滿足項目開發節點要求。這些解決嘯叫問題的方法和思路，為后續項目開發初期避免這些問題或解決同類型問題提供指導和參考。

關鍵詞：嘯叫 懸置 激勵源 階次特征 振動頻率

1 前言

隨著人們生活水平的提高，終端消費者對車輛的要求也越來越高，尤其是汽車聲音品質的要求。汽車的噪聲源有很多，輪胎的聲音（胎噪）、汽車行駛過程中空氣的噪聲（風聲）、發動機、變速器、驅動橋、傳動軸等都會發出噪聲。但是隨著輪胎的不斷優化、發動機的優化、對于車輛風阻系數控制等都很好的降低了汽車的噪聲，反而使得變速器的噪聲越來越明顯，變速器有敲擊噪聲、嘯叫噪聲、轟鳴聲。不同的噪聲現象有不同的頻率特征、不同的激勵機理和不同的解決辦法，其中變速器的嘯叫噪音由于頻率比較高，容易被識別易產生客戶抱怨。

2 嘯叫產生機理

變速箱嘯叫噪聲主要是由于齒輪動態嚙合剛度、傳遞誤差、齒側間隙、發動機轉矩波動激勵導致的變速箱高頻噪聲，當這些激勵頻率與變速箱殼體固有頻率重合發生共振時，嘯叫噪聲現象更加惡化。變速器齒輪嘯叫噪聲其頻率范圍一般在700-4000Hz，傳遞至駕駛艙內使人敏感，刺耳難受，使得整車聲音品質變差，引起消費者的重大抱怨，因而需要避免產生齒輪嘯叫[1]。

齒輪傳動系統的動態激勵主要包括兩方面，齒輪副齒輪嚙合本身所產生的內部激勵和系統的其它對齒輪嚙合所產生的激勵，后者稱為外部激勵。齒輪副的內部激勵是指齒輪副嚙合過程中所產生的動態激勵，包括剛度激勵、傳遞誤差激勵和嚙合沖擊激勵[2]。其中，剛度激勵是因嚙合綜合剛度的時變性產生動態嚙合力并對系統進行動態激勵的現象;傳動誤差激勵是由于齒輪在加工、安裝過程中存在誤差，嚙合齒廓偏離理論的理想位置，而由這種偏離的時變性形成的一種位移激勵;嚙合沖擊激勵是由于齒輪嚙入和嚙出時的嚙合沖擊產生的沖擊力[3]。

3 開發中碰到問題

某輕客車型匹配前置前驅變速器，在開發認證過程中存在WOT工況下6檔1800rpm以上加速嘯叫，主觀評價6.5分，通過對抱怨工況進行整車實測數據如下，存在檔位53階次嘯叫。

4 問題分析

4.1 整車端測試分析

4.1.1 懸置系統

懸置系統用于連接動力總成與車身結構，是動力總成的重要組成部分。首要作用是連接動力總成與車身起到支撐與限位作用，另一方面懸置系統需要隔離來自懸架和車輪的振動，防止該激勵傳遞至動力總成。因此懸置系統的性能對NVH嘯叫表現有著很大的影響。懸置系統的主動端與變速器總成的殼體相連，被動端與車架相連。測試過程中將振動傳感器布置在懸置系統的主/被動端，測試懸置系統的振動速度。

如上圖所示傳感器布置位置，經過測試：懸置主動端在1800rpm附近，X向檔位53階振動速度超過2mm/s;在2000rpm以上，Y向檔位53階振動速度接近3.5mm/s;懸置被動端測試振動速度無異常情況。

在對整車懸置進行NVH分析的時候，還需要懸置隔振率的數據，以判斷懸置隔振效果好壞。一般來說，測試懸置隔振率主要有兩種主要工況，一個是穩態工況，一個加速工況。穩態工況主要為怠速空調關/開，需要的話可以加上巡航工況。加速工況主要為空檔加速工況和半/全油門工況。懸置隔振率的計算公式為：

TdB=20lg

其中：a主為主動端加速度;a被為被動端加速度。

NVH對懸置隔振率的要求一般為大于20dB即為合格，放寬點可以到15dB。經過對車型懸置隔振率測試，檔位53階懸置隔振率測試滿足開發大于20dB的要求。

4.2 變速器總成端測試分析

4.2.1 殼體

殼體作為齒軸、軸承的支撐，由于殼體剛度引起的，產生嘯叫噪聲或者產生共振加劇嘯叫噪聲的，可以通過對殼體局部增加加強筋來達到改變殼體的模態，避開齒輪嚙合傳動引起的振動頻率，消除由于殼體引起的嘯叫。本項目殼體端傳感器布點在主殼體后軸承座處和懸置主動端殼體處，振動速度測試數據如下：

經過測試，未發現殼體頻率與齒輪存在共振頻率，殼體軸承座處和懸置下殼體處在轉速1800rpm以上，檔位53階振動速度響應幅值相對于低轉速有增大趨勢;

4.2.2 選/換擋搖臂處

選/換擋機構通過螺栓與變速器殼體連接，選/換擋搖臂通過球頭與整車端拉鎖連接進行機械傳遞，振動速度測試數據如下：

經過對傳遞路徑上，選、換擋搖臂處布置傳感器，經過測試在轉速1800rpm以上檔位53階振動速度在1mm/s附近，低于變速箱殼體振動速度;

4.2.3 拉鎖支架：

拉鎖支架通過螺栓固定到殼體上，整車端通過卡扣將選/換檔拉線與拉鎖支架固定，作為傳遞路徑中一環，通過在拉鎖支架上布置傳感器，振動速度測試數據：

經過測試選檔支架在1800rpm以上檔位53階振動速度幅值在2.5mm/s附近，換檔支架在1800rpm以上檔位53階振動速度明顯抬升，但和殼體振動速度接近。

4.3 激勵源端

4.3.1 齒輪設計

眾所周知，重合系數是影響齒輪平穩傳遞的主要因素。重合系數是指在齒輪傳動過程中，同時參與嚙合的齒的個數。重合系數越大，說明參與嚙合的齒數量越多，每個齒所受的載荷就越小，傳動就越平穩，傳遞誤差（TE）越小。反之，傳遞越不平穩，容易出現齒輪副的嚙合偏離理論輪廓，傳遞誤差（TE）越大（實際的嚙合轉角與理論轉角之差即為傳遞誤差TE）[4]。傳遞誤差是產生變速箱嘯叫的激勵源，由齒輪傳遞誤差引起的嘯叫，主要從以下幾個地方進行分析：齒輪的宏觀參數、齒輪齒形齒向等微觀參數、齒輪的加工工藝、軸的布置撓度等，結合項目實際情況進行采取措施。

本項目齒輪設計端重合度數據為：

齒輪傳遞誤差通過仿真計算TE值，結果如下：

對嘯叫齒輪副涂油漆、按照整車抱怨工況進行接觸斑點試驗，拆解試驗照片如下：

通過接觸斑點試驗可以看出，六檔從動齒輪在齒寬方向上（紅色框中），齒輪嚙合過程接觸不完全。

5 方案實施

通過對整車懸置系統、傳遞路徑、變速器總成系統及激勵源端進行大量測試、分析各種可行方案結合項目開發過程中的實際情況，最終鎖定方案如下：

1）在選/換擋拉索上增加配重塊，以在傳遞路徑上進行阻隔，如下圖：

2）對6檔從動齒輪進行微觀修行

在原方案基礎上，取消齒頂修緣、減小鼓形量、調整工作面齒向角度fHβ：

優化后齒輪傳遞誤差對比：

齒輪進行微觀修形調整后，對齒輪進行接觸斑點試驗結果如下圖所示，齒面接觸完全。

6 驗證效果

通過在傳遞路徑端選/換擋拉鎖上增加配重塊及對激勵源端6檔從動齒輪進行齒輪微觀修行后，整車測試結果主觀無嘯叫7.0分可接受，得到客戶端認可。

7 總結

本文從項目開發中整車端發生的檔位嘯叫問題出發，介紹了變速箱嘯叫產生的機理、懸置系統的支撐功能和隔振功能及懸置系統的隔振率指標，實車測試了懸置系統主動端、被動端的振動速度、懸置系統的隔振率，測試了總成端殼體、拉鎖支架、選/換檔搖臂的振動速度，分析了激勵源端6檔從動齒輪的端面重合度、軸向重合度和齒輪的傳遞誤差TE值，結合整車抱怨工況進行了齒輪接觸斑點試驗。通過一些列系統級的分析和測試，鎖定了嘯叫問題產生的原因，結合項目開發的實際情況制定了對激勵源6檔從動齒輪進行微觀修行，同時在選/換擋拉鎖上增加配重塊的解決方案，通過整車端的驗證，有效解決了嘯叫問題，主/客觀都得到客戶端認可。

參考文獻：

[1]Takeshi Abe， Bruce Bonhard， Ming-Te Cheng. High frequency gear whine control by driveshaft design optimization[J]. SAE paper.2003-01-1478.

[2]李潤方，王建軍.齒輪系統動力學[M].北京：科學出版社，1997.3.

[3]施全，龍月泉，石曉輝，郭棟.變速器齒輪參數優化與嘯叫聲控制的研究[J].噪聲與振動控制，2010.6.

[4]王曉蘭.汽車變速箱嘯叫聲解決方法[J].制造業自動化，2017.4.