某重卡變速器嘯叫識(shí)別及解決方法

中圖分類號(hào)：U463.2 DOI：10.16578/j.issn.1004.2539.2025.07.020

0 引言

在變速器研發(fā)過程中，有很多技術(shù)指標(biāo)需要滿足，其中，可靠性、安全性是變速器的首要性能指標(biāo)。但隨著用戶對(duì)駕駛舒適性要求的提高，噪聲、振動(dòng)和聲振粗糙度（Noise，VibrationandHarshness，NVH）性能正成為用戶選擇產(chǎn)品的重要參考指標(biāo)。在變速器中，齒輪激勵(lì)是影響NVH性能的主要因素。如何將齒輪激勵(lì)控制在合理的范圍內(nèi)，避免產(chǎn)生嘯叫，是變速器重要的研究方向。余磊等運(yùn)用Masta軟件，研究了齒輪壓力角、螺旋角和齒寬3個(gè)參數(shù)對(duì)動(dòng)態(tài)響應(yīng)的影響規(guī)律，通過優(yōu)化設(shè)計(jì)來降低各工況下的動(dòng)態(tài)嚙合力，從而降低減速器噪聲。于子強(qiáng)等[2]運(yùn)用Abaqus軟件生成減速器和差速器殼體的縮聚矩陣，考慮殼體剛度對(duì)仿真結(jié)果的影響，通過齒輪微觀修形的方法來降低齒輪傳遞誤差，從而降低減速器的噪聲。肖將等3介紹了一種綜合考慮傳動(dòng)總成結(jié)構(gòu)剛性的動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析方法，該方法通過完整傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)建模來準(zhǔn)確復(fù)現(xiàn)重型汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪嘯叫現(xiàn)象，考慮了變速器軸系對(duì)系統(tǒng)模態(tài)的影響，提高了振動(dòng)仿真的準(zhǔn)確性；同時(shí)，針對(duì)影響齒輪嘯叫噪聲的多個(gè)重要因素（齒輪修形方案、懸架剛度、變速器結(jié)構(gòu)剛度和質(zhì)量）進(jìn)行仿真研究，分析了各參數(shù)的改變對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)的影響。劉慧等4分析了空氣輻射噪聲和結(jié)構(gòu)傳遞噪聲對(duì)車內(nèi)變速器嘯叫噪聲的貢獻(xiàn)量，并通過優(yōu)化變速器選換擋拉索支架和變速器后懸置主動(dòng)側(cè)的懸置支架，有效降低了車內(nèi)變速器嘯叫。李樹華等基于階次分析確定了車內(nèi)噪聲與電驅(qū)動(dòng)總成噪聲之間的關(guān)聯(lián)，并識(shí)別出電驅(qū)動(dòng)總成對(duì)車內(nèi)噪聲影響最大的激勵(lì)；基于奇異值分解改進(jìn)的工況傳遞路徑分析方法，分析了對(duì)車內(nèi)噪聲影響最大的激勵(lì)通過結(jié)構(gòu)路徑和空氣路徑對(duì)車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)情況。羅軼超等通過端蓋模態(tài)提升、傳動(dòng)軸軸管加吸音紙、改進(jìn)電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)子生產(chǎn)工藝，將車內(nèi)電動(dòng)機(jī)48階嘯叫噪聲總體優(yōu)化了6＼～8dB，有效解決了電動(dòng)皮卡電動(dòng)機(jī)嘯叫問題。曠龍等對(duì)發(fā)電路徑上的嚙合齒輪激勵(lì)源和振動(dòng)傳遞路徑進(jìn)行系統(tǒng)分析，最終通過對(duì)激勵(lì)源的階次對(duì)比及對(duì)傳遞路徑的解耦驗(yàn)證確定，車輛嘯叫的主要原因?yàn)樽兯倨鳉んw剛度不足、齒輪微觀修形不合理、發(fā)動(dòng)機(jī)軸模態(tài)頻率低。

綜上可知，行業(yè)內(nèi)已經(jīng)對(duì)解決嘯叫問題總結(jié)了一部分有效措施，包括齒輪修形、增加齒輪重合度、優(yōu)化傳遞路徑等。但在重卡變速器領(lǐng)域，由于其結(jié)構(gòu)更復(fù)雜，嘯叫激勵(lì)源更多，而且主箱二軸是浮動(dòng)的。因此，僅僅通過齒輪修形、提高齒輪重合度、優(yōu)化傳遞路徑等方法并不能完全解決重卡變速器的嘯叫問題。本文采用階次跟蹤法確定嘯叫激勵(lì)源，通過調(diào)整齒輪階次，避免階次共振；同時(shí)，通過提高齒輪重合度、對(duì)齒輪進(jìn)行微觀修形，降低傳遞誤差；并通過整車NVH測(cè)試驗(yàn)證了上述措施的有效性。這是一套對(duì)解決重卡變速器嘯叫行之有效的方法，為進(jìn)一步解決重卡變速器的嘯叫問題提供了新的思路。

1嘯叫的產(chǎn)生及定位

嘯叫的產(chǎn)生有多種原因，例如，齒輪階次共振、傳遞誤差過大等。目前，對(duì)結(jié)構(gòu)復(fù)雜、激勵(lì)源及傳遞路徑多的重卡變速器，定位激勵(lì)源主要通過對(duì)整車或臺(tái)架進(jìn)行NVH測(cè)試，并對(duì)測(cè)試結(jié)果采用瀑布圖、階次切片圖、彩圖等分析手段進(jìn)行激勵(lì)源定位。

1.1 傳遞誤差

WELBOURN定義的傳遞誤差為“輸出齒輪的實(shí)際位置與理論位置之間的差別”。在理想狀態(tài)下，齒輪齒廓為完美的漸開線，沒有加工誤差或裝配誤差，齒輪被看作剛性無變形的。此時(shí)，主、從動(dòng)輪的轉(zhuǎn)角與半徑關(guān)系為

θ₁r_b1=θ₂r_b2

式中， θ₁ 、 θ₂ 分別為主、從動(dòng)輪在理想狀態(tài)下的轉(zhuǎn)角； r_b1 r_b2 分別為主、從動(dòng)輪的基圓半徑。但在實(shí)際情況中，存在齒輪加工精度誤差、微觀幾何誤差、裝配誤差及嚙合剛度變化等因素，從動(dòng)輪在基圓半徑上不均勻轉(zhuǎn)動(dòng)，進(jìn)而與主動(dòng)輪產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)位移差，即傳遞誤差。傳遞誤差計(jì)算式為

式中， Δθ₂ 為主、從動(dòng)輪之間產(chǎn)生的角度偏差。傳遞誤差是用來表述齒輪傳動(dòng)不平穩(wěn)性的周期性函數(shù)，其峰峰值能夠反映主、從動(dòng)輪之間轉(zhuǎn)動(dòng)的不均勻程度。傳遞誤差不僅影響齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)噪聲，還影響齒輪使用壽命。因此，降低傳遞誤差可以改善嘯叫噪聲。分析傳遞誤差主要從兩方面著手：一是齒輪的幾何變形；二是齒輪的嚙合，主要包括齒輪嚙合對(duì)數(shù)、嚙合位置、嚙合剛度的時(shí)變性等。

1.2 嘯叫激勵(lì)源定位

采用階次跟蹤法進(jìn)行嘯叫激勵(lì)源定位。階次分析本質(zhì)上是基于參考軸轉(zhuǎn)速的頻率分析。其中，階次 c 、頻率 f 與參考軸轉(zhuǎn)速 n₁ 之間的關(guān)系為

c=f/n₁

齒輪嚙合頻率的計(jì)算式為

f=z?n₂

式中， z 為齒數(shù)； n₂ 為齒輪轉(zhuǎn)速。

由式（3）、式（4）可得

c=z?n₂/n₁

根據(jù)式（5）對(duì)該重卡變速器進(jìn)行階次計(jì)算。圖1為重卡變速器傳動(dòng)簡(jiǎn)圖，主箱為雙中間軸結(jié)構(gòu)，副箱為行星輪系結(jié)構(gòu)。其中，主箱有6對(duì)齒輪副，副箱行星輪系通過約束大齒圈的旋轉(zhuǎn)自由度來實(shí)現(xiàn)低速擋和高速擋。主箱1擋齒輪副對(duì)應(yīng)1擋和6擋，2擋齒輪副對(duì)應(yīng)2擋和7擋，3擋齒輪副對(duì)應(yīng)3擋和8擋，4擋齒輪副對(duì)應(yīng)4擋和9擋，常嚙合齒輪副對(duì)應(yīng)5擋和10擋。表1所示為各擋位齒輪副的階次（取發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為參考軸轉(zhuǎn)速）。

1.3 整車測(cè)試

本次測(cè)試采用的設(shè)備為SimcenterScadasMobile12通道數(shù)采。其中，振動(dòng)傳感器（圖2）2個(gè)，麥克風(fēng)（圖3）1個(gè)。振動(dòng)傳感器布置在變速器下方靠近中間軸前軸承處和右側(cè)后懸置處，麥克風(fēng)布置在駕駛員右耳附近。

測(cè)試工況如表2所示。

1. 4 測(cè)試結(jié)果

按表2所示測(cè)試工況對(duì)該重卡10擋變速器進(jìn)行了NVH測(cè)試。由于9擋是直接擋，沒有齒輪副參與傳動(dòng)，故不做測(cè)試。本文僅對(duì)有明顯嘯叫的6擋、7擋、8擋進(jìn)行分析，其余擋位暫不做分析。

圖4所示為6擋測(cè)試結(jié)果。輸入軸轉(zhuǎn)速為 1000～ 2000r/min ，ColorMap中主要出現(xiàn)38階、57階和76階3條階次特征線，對(duì)應(yīng)殼體振動(dòng)存在峰值。38階為常嚙合齒輪基頻，由于附近存在較多的背景噪聲（黃色部分），主觀駕評(píng)不明顯。57階和76階分別為擋位齒輪3倍諧波和4倍諧波，這兩條階次特征比較明顯，附近背景噪聲較少，主觀駕評(píng)有明顯嘯叫。

圖5所示為7擋測(cè)試結(jié)果。輸入軸轉(zhuǎn)速為950＼～2000r/min ，ColorMap中主要出現(xiàn)25.3階、38階、50.6階和75.9階4條階次特征線，對(duì)應(yīng)殼體振動(dòng)存在峰值。其中，25.3階和38階分別為7擋基頻和常嚙合基頻，由于附近存在較多的背景噪聲，主觀駕評(píng)不明顯。50.6階和75.9階分別為擋位齒輪2倍諧波和3倍諧波，這兩條階次特征比較明顯，附近背景噪聲較少，主觀駕評(píng)有嘯叫。

圖6所示為8擋測(cè)試結(jié)果。輸入軸轉(zhuǎn)速為 950～ 2000r/min ，ColorMap中主要出現(xiàn)30.76階、61.53階和76階3條階次特征線，對(duì)應(yīng)殼體振動(dòng)存在峰值。其中，30.76階為8擋基頻，由于附近存在較多的背景噪聲，主觀駕評(píng)不明顯。61.53階和76階分別為擋位齒輪2倍諧波和常嚙合齒輪2倍諧波，該兩條階次特征稍明顯，主觀駕評(píng)有嘯叫聲。

從上述測(cè)試結(jié)果可知，6擋擋位齒輪的2倍諧波、4倍諧波與常嚙合齒輪基頻、2倍諧波重合，7擋擋位齒輪3倍諧波與常嚙合齒輪2倍諧波重合。由于諧波相互疊加，嘯叫加劇。針對(duì)常嚙合齒輪副與擋位齒輪副諧波疊加的問題，研發(fā)團(tuán)隊(duì)計(jì)劃對(duì)常嚙合齒輪副的齒數(shù)進(jìn)行調(diào)整，盡可能避開擋位齒輪副的38階、57階、76階、75.9階諧波。

2 設(shè)計(jì)優(yōu)化

齒輪參數(shù)優(yōu)化包括宏觀參數(shù)優(yōu)化和微觀參數(shù)優(yōu)化。前者主要是對(duì)齒輪的齒數(shù)、壓力角、變位系數(shù)等宏觀參數(shù)進(jìn)行調(diào)整。后者主要是針對(duì)鼓形量、修緣量、螺旋線偏差、齒廓偏差、修緣起始點(diǎn)等進(jìn)行調(diào)整，優(yōu)化齒輪的嚙合斑點(diǎn)，降低傳遞誤差。

2.1 宏觀參數(shù)優(yōu)化

本文通過全局優(yōu)化方法對(duì)齒輪副進(jìn)行宏觀參數(shù)優(yōu)化。將齒輪模數(shù)、齒數(shù)、壓力角、變位系數(shù)等參數(shù)作為變量，在不同的組合下，參照QC/T568—2019《汽車機(jī)械式變速器總成技術(shù)條件及臺(tái)架試驗(yàn)方法》9中的載荷譜計(jì)算齒輪副齒面接觸疲勞強(qiáng)度、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度、重合度等數(shù)據(jù)。從中選取齒輪安全系數(shù)符合標(biāo)準(zhǔn)、重合度在2附近的組合進(jìn)行仿真計(jì)算和試制。具體方法為：調(diào)整常嚙合齒輪副齒數(shù)，齒數(shù)由原先的38齒、42齒調(diào)整為40齒、44齒，階次由38階、76階調(diào)整為40階、80階，與6擋、7擋、8擋的基頻、2倍諧波、3倍諧波均相互錯(cuò)開；同時(shí)，通過調(diào)整齒頂高系數(shù)來提高齒輪重合度，具體優(yōu)化前、后數(shù)值分別如表3、表4所示。調(diào)整后，常嚙合齒輪副重合度提高 22% ，6擋齒輪副提高 25% ，7擋齒輪副提高 15% ，8擋齒輪副提高 17% 。

2.2 微觀修形

齒輪微觀修形包括齒廓修形、螺旋線修形，通過改變齒輪的接觸斑點(diǎn)來獲得良好的性能。通常情況下，齒輪微觀修形一般要達(dá)到以下目的：接觸斑點(diǎn)對(duì)中、充分利用齒寬、避免邊緣和齒頂受載、最小化接觸應(yīng)力和齒面載荷分布系數(shù)、最大化齒輪安全系數(shù)。本文以傳遞誤差為優(yōu)化目標(biāo)，對(duì)該重卡變速器的齒輪進(jìn)行微觀修形。采用Masta動(dòng)力學(xué)軟件對(duì)該重卡變速器進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)建模。圖7所示為該重卡變速器Masta傳動(dòng)系統(tǒng)模型。

修形方案包括齒廓修形和螺旋線修形。其中，齒廓修形采用齒頂修緣、壓力角修形、齒廓起鼓；螺旋線修形采用螺旋角修形、螺旋線起鼓。具體的修形參數(shù)如表5所示。

傳遞誤差按 50% 的最大輸入轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算，計(jì)算出優(yōu)化前后的齒輪傳遞誤差，如表6所示。

由表6可知，在 50% 轉(zhuǎn)矩下，6擋傳遞誤差降低40.2% ，7擋傳遞誤差降低 74.4% ，8擋傳遞誤差降低 56.9% ，效果明顯。這說明，通過提高齒輪重合度、對(duì)齒輪進(jìn)行微觀修形的方式可以有效降低齒輪傳遞誤差。

3 測(cè)試驗(yàn)證

為了驗(yàn)證優(yōu)化方案是否能改善6擋、7擋、8擋的嘯叫問題，按之前的測(cè)試方法及流程，對(duì)優(yōu)化方案進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。同時(shí)，為了便于數(shù)據(jù)對(duì)比，在ColorMap中僅對(duì)駕駛員右耳處采集的噪聲數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比分析。

圖8為改前的6擋ColorMap，圖9為改后的6擋ColorMap，圖10為6擋階次切片圖。由圖8＼～圖10可知，改前57階最大噪聲為 57dB ，改后最大噪聲42dB ，最大噪聲值降低 15dB ，57階的能量明顯變淡；改前76階最大噪聲55.5dB，改后最大噪聲45dB ，最大噪聲降低 10.5dB ，改善明顯。

圖11為改前的7擋ColorMap，圖12為改后的7擋 ColorMap ，圖13為7擋階次切片圖。由圖11＼～圖13可知，改前50.6階最大噪聲 63dB ，改后50.6階最大噪聲 59dB ，減小4dB，稍有改善；改前76階最大噪聲 56dB ，改后76階最大噪聲 47dB ，減小9dB，改善明顯。由于50.6階附近環(huán)境噪聲較大，人耳的聽感并不難受，主觀駕評(píng)可以接受。76階附近基本沒有環(huán)境噪聲，導(dǎo)致其噪聲被放大，人耳感受不好，主觀駕評(píng)有嘯叫。經(jīng)過優(yōu)化后，尖銳的嘯叫聲改善明顯，但在 1450r/min 附近依舊存在輕微的嘯叫聲。從ColorMap中可以觀察到，在 1450r/min 附近有明顯的寬頻特征，初步分析認(rèn)為是變速器50.6階嘯叫。重新對(duì)7擋齒輪副進(jìn)行第二輪修形，測(cè)試后發(fā)現(xiàn)問題依舊存在。后續(xù)將其余空套齒輪的從動(dòng)輪拆除后，發(fā)現(xiàn)嘯叫明顯改善，從而確認(rèn)是空套齒輪敲擊導(dǎo)致的嘯叫聲。

圖14為改前的8擋ColorMap，圖15為改后的8擋ColorMap，圖16為8擋階次切片圖。由圖14＼～圖16可知，改前常嚙合76階最大噪聲56.5dB，改后76階最大36.5dB，下降 20dB ，改善明顯；改前擋位齒輪副92.28階最大噪聲52dB，改后最大噪聲43dB，下降9dB，改善較明顯。

4結(jié)論

以一款重卡10擋變速器為研究對(duì)象，通過整車測(cè)試以及階次分析，識(shí)別出6擋、7擋、8擋急加速工況下的主要嘯叫噪聲源。采用調(diào)整齒輪嚙合階次、降低齒輪傳遞誤差、增大重合度的方法，使6擋57階最大噪聲值降低 15dB ，76階最大噪聲值降低10.5dB；7擋50.6階最大噪聲值降低4dB，76階最大噪聲值降低9dB；8擋76階最大噪聲值降低20dB，92.28階最大噪聲值降低9dB，嘯叫聲得到明顯抑制，整體效果明顯。

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Whistle identification and solution of aheavy truck transmission

WANG Zirun OUYANGHeng LINBo QIAO Xianghe ZHUYe YUFang WURonghua （Zhejiang Wanliyang Co.，Ltd.，Jinhua 321000，China）

Abstract：[Objective]Aheavy truck'sten-speed transmissonwastakenastheresearchobjective，thewhistlingproblem undertherapidacelerationin6th，7th，and8thgearswasanalyzedandsolved.[Methods]Theordertrackingmethodwasused todeterminethesourceofwhistling，thegearwasoptimized through thecomputeraidedengineering（CAE），and the optimizationplanwasverifiedthroughthevehiclenoisevibrationandharshness （NVH）testing.[Results]Itisdiscoveredthat byadjustingthegearorder，improvingthegearcontactratio，andmicro-modificationofgears，theproblemofwhistlingcanbe effectively solved.

KeyWords：Heavytruck transmision;Transmission whistle;Gearorder;Gearcontactratio;Gear micro-modification