張磊,李王英,王澤貴,,郝志勇
(1. 格特拉克(江西)傳動系統(tǒng)有限公司,江西南昌 330013;2.浙江大學(xué)能源工程系,浙江杭州 310027)
早期的手動變速器開發(fā)主要是從耐久可靠性的角度出發(fā)的,并沒有把NVH作為控制目標(biāo)。隨著國家法規(guī)對整車噪聲控制的日益嚴格,以及消費者對汽車乘坐舒適性的要求越來越高,為提高汽車產(chǎn)品競爭力,變速器的低噪聲控制研究非常有必要。
變速器齒輪嘯叫噪聲屬于音調(diào)類噪聲,傳遞至駕駛艙內(nèi)使人敏感,刺耳難受,使整車聲品質(zhì)變差,因而需要避免產(chǎn)生齒輪嘯叫[1]。龍月泉等[2]針對某5擋變速器存在的NVH問題,通過DS2000數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)對某變速器分別在定轉(zhuǎn)速和加速時所測聲壓信號進行功率譜和階次跟蹤分析,找出變速器噪聲聲源以及其共振的特征頻率;欒文博等[3]將短時傅里葉變換用于階次跟蹤分析,對實車進行嘯叫噪聲實驗,并結(jié)合變速器噪聲實驗評價經(jīng)驗,定量分析與研究變速器二擋嘯叫現(xiàn)象;施全等人[4]利用聲學(xué)照相機識別出變速器主要噪聲源位置,并通過有限元法計算箱體模態(tài),發(fā)現(xiàn)結(jié)構(gòu)共振,為箱體結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供依據(jù);郭棟等人[5]通過階次分析、聲貢獻量和接觸斑點分析,確定嘯叫特征階次及噪聲源,對齒輪進行齒向修形設(shè)計,降低了嘯叫噪聲;葛如海等[6]應(yīng)用RomaxDesigner軟件及接觸斑點試驗并采用DOE(Design of Experiments)設(shè)計得出最佳的齒面微觀修形參數(shù),據(jù)此進行了齒面微觀修形,減小了靜傳遞誤差,降低齒輪嘯叫噪聲約10 dB。由此可見,以往的研究大多利用階次跟蹤試驗分析識別嘯叫噪聲特征頻率、階次及聲源,并通過優(yōu)化齒輪的宏觀、微觀設(shè)計參數(shù)來減小動態(tài)激勵力,從而降低嘯叫噪聲。
文中通過整車道路測試和變速器臺架試驗,識別出齒輪嘯叫噪聲的特征階次及轉(zhuǎn)速范圍;建立對應(yīng)的齒輪系多體動力學(xué)模型,計算得到軸承動載荷;然后利用有限元和邊界元法,計算得到變速器殼體振動響應(yīng)及輻射噪聲的主要區(qū)域,對于從變速器殼體振動響應(yīng)角度減小嘯叫噪聲具有指導(dǎo)意義。
嘯叫噪聲試驗對象為匹配某福特乘用車之手動變速器,實驗樣車動力總成為橫置前驅(qū)布置,動力采用直列四缸汽油發(fā)動機。發(fā)動機額定功率92 kW,自然排氣,排量為1.6 L;手動變速器輸入額定扭矩200 N·m;整車空載質(zhì)量1 282 kg。變速器設(shè)置5個前進擋位和1個倒車擋位。整車試驗在跑道為平直的水泥路、無風(fēng)或微風(fēng)、天氣晴朗條件下進行。
圖1為變速器二擋工況,振動測點放在振動信息豐富、具有代表性的殼體后軸承座處,發(fā)動機從怠速至4 000 r/min升速的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的振動階次譜圖,分析發(fā)現(xiàn)5.875、18.38、36.63、55階次振動對變速器振動貢獻量較大。受試驗條件限制,轉(zhuǎn)速通道采集的是發(fā)動機前端某帶輪轉(zhuǎn)速,故考慮變換系數(shù)(約1.25)后,可知變速器在7.33階、22階、44階、66階存在單階次明顯振動,這些特征階次分別為變速器二檔(齒數(shù)比45/22)工況下,主減齒輪的嚙合階次7.33階,二檔齒輪嚙合階次22階及其2、3諧次。
圖1 振動階次譜圖
從后端蓋軸承座上測點振動階次切片圖2還可以看出:在2 000~3 000 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi),二擋齒輪各嚙合階次振動急劇增加,對變速器殼體振動貢獻量較大,這也是引起車內(nèi)嘯叫噪聲的主要原因。車輛低速行駛時,發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速較低,變速器也運行在低擋位,駕駛員主觀上更容易感覺到嘯叫這一噪聲現(xiàn)象。從客戶反饋情況來看,客戶主要抱怨車輛運行在低速區(qū)域NVH主觀評價低于6.5分,需要整改。
圖2 振動階次切片圖
從動力總成傳動系角度來看,引起齒輪傳動系振動與噪聲的齒輪嚙合動態(tài)激勵來源于外部激勵和內(nèi)部激勵兩種。外部激勵主要指除齒輪嚙合外的其他因素對齒輪嚙合和齒輪系統(tǒng)產(chǎn)生的動態(tài)激勵,如發(fā)動機的轉(zhuǎn)速及扭矩波動、負載的輸出載荷波動、軸承和離合器的非線性等。內(nèi)部激勵是指因同時嚙合輪齒剛度的非規(guī)則變化、輪齒受載產(chǎn)生的微觀變形、系統(tǒng)工作導(dǎo)致的齒輪傳動誤差以及嚙合齒輪齒側(cè)間隙等諸多因素共同引起的輪齒動態(tài)載荷[7]。
圖3為某乘用車齒輪傳動系總成實體裝配結(jié)構(gòu)圖,采用前驅(qū)橫置式布局,共設(shè)5個前進擋。變速器內(nèi)部齒輪系主要包括各級傳動軸、齒輪副、同步器、差速器及承載軸承等,按照各部件之間實際裝配關(guān)系,考慮零件質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量建立齒輪系多體動力學(xué)數(shù)值仿真模型。同時,該模型也充分考慮齒輪時變嚙合剛度、輪齒對嚙合阻尼、嚙合齒輪齒側(cè)間隙、軸承剛度及變速器傳動誤差等因素。作者以二擋齒輪NVH問題研究為著力點,建立了二擋工況齒輪傳動系動力學(xué)仿真模型,如圖4所示。
圖3 齒輪系結(jié)構(gòu)裝配圖
圖4 齒輪系多體動力學(xué)模型
當(dāng)變速器工作時,齒輪在嚙合過程中單齒嚙合和雙齒嚙合的交替變化,會導(dǎo)致齒輪的嚙合剛度在單齒和雙齒交替嚙合時發(fā)生突變,且隨著嚙合線位置變化,每一對嚙合輪齒的嚙合剛度也做非線性變化。文獻[8]運用Romax軟件首先得到單對齒嚙合剛度,然后考慮重合度計算得到齒輪嚙合總剛度。作者借鑒這一方法,運用MATLAB工具編寫一簡單程序,仿真得到二擋嚙合齒輪對從嚙入到嚙出剛度變化曲線,如圖5所示。
圖5 某變速器二擋齒輪時變嚙合剛度
在變速器齒輪嘯叫噪聲仿真計算時,為了與變速器臺架試驗工況相對應(yīng),齒輪系動力學(xué)模型中不考慮變速器輸入軸的轉(zhuǎn)速波動輸入激勵,同時設(shè)定輸出負載為恒定扭矩。
齒輪系嚙合產(chǎn)生的內(nèi)部激勵經(jīng)過齒輪、同步器、傳動軸并最終經(jīng)軸承傳遞給變速器殼體,導(dǎo)致變速器殼體受迫振動并向外輻射噪聲。理論上,得到變速器各個軸承處的動態(tài)載荷后,可以將這些數(shù)據(jù)作為邊界載荷激勵進行變速器振動響應(yīng)仿真分析。圖6為采用齒輪系多體動力學(xué)計算,獲得的二擋2 000 r/min工況下,輸出軸前軸承徑向方向的動態(tài)載荷時域圖。
圖6 輸出軸前軸承動態(tài)載荷
運行建立的變速器齒輪傳動系多體動力學(xué)模型,獲得了各個軸承在不同工況下的動態(tài)載荷,將這些載荷作為輸入邊界條件施加在變速器相對應(yīng)軸承孔的耦合節(jié)點處,可以進一步實施變速器振動頻率響應(yīng)計算,計算方法采用直接積分法。建立的變速器有限元模型如圖7所示,為驗證該模型的實用性,需計算該模型的約束模態(tài),并與變速器在臺架上實際安裝狀態(tài)下的約束模態(tài)實驗對標(biāo)。約束模態(tài)的對比驗證結(jié)果非常接近,表明建立的有限元模型及其設(shè)置的仿真邊界約束條件正確合理。
圖7 變速器有限元模型
由于變速器內(nèi)部齒輪系的動態(tài)載荷最終會通過軸承傳遞到變速器殼體,并引起變速器殼體結(jié)構(gòu)表面振動從而向外輻射噪聲,因此,可以通過測試變速器殼體表面振動加速度及振動位移,來驗證振動響應(yīng)計算結(jié)果的準(zhǔn)確性及可靠性。按照變速器在臺架實際安裝狀態(tài),在變速器殼體表面相應(yīng)位置布置加速度傳感器,拾取表面測點的振動加速度數(shù)據(jù),如圖8所示。
此次實驗和仿真計算的工況一致,均為輸入軸2 000 r/min二擋工況,對比實驗測點和變速器仿真模型與之相對應(yīng)的響應(yīng)節(jié)點的振動加速度響應(yīng)。分析圖9可知:振動加速度的實驗與仿真值總體趨勢基本一致,數(shù)量級也相同,只是在幅值上存在一定誤差。重點關(guān)注733、1 467及2 200 Hz等3處頻率點,振動加速度存在非常明顯的峰值,這與二擋擋位上的嚙合齒輪對(齒數(shù)比22/45)在2 000 r/min轉(zhuǎn)速下的嚙合頻率733 Hz及其倍頻1 466 Hz和2 200 Hz非常吻合,進一步證明仿真模型是合理可靠的,可以用于下一步仿真分析。
圖8 變速器臺架振動測試
圖9 變速器關(guān)鍵點振動加速度試驗與仿真
結(jié)構(gòu)表面輻射噪聲是由于變速器表面的質(zhì)點振動對周圍介質(zhì)(如空氣)的擾動,造成能量的傳遞形成的。因此,噪聲與變速器表面的振動速度有密切的關(guān)系。上述方法得到了變速器表面所有節(jié)點的振動數(shù)據(jù)后,再把結(jié)構(gòu)振動響應(yīng)的數(shù)據(jù)結(jié)果進行插值并向聲學(xué)邊界元模型“投影”,然后利用LMS Virtual.lab的聲學(xué)邊界元方法計算變速器表面的聲壓級分布、聲功率級等聲學(xué)信息。變速器被關(guān)注頻率對應(yīng)的聲壓分布如圖10—12所示。
圖10 變速器聲壓分布(733 Hz) 圖11 變速器聲壓分布(1 467 Hz) 圖12 變速器聲壓分布(2 200 Hz)
變速器齒輪嘯叫噪聲關(guān)注頻段為500~3 000 Hz。從圖13可以看出:在733 、1 467以及2 200 Hz 頻率成分處,存在聲功率級峰值。
圖13 變速器聲功率級曲線
根據(jù)變速器聲學(xué)仿真結(jié)果中噪聲峰值處的聲壓級分布云圖可以看到:變速器輻射噪聲最大位置位于主減速軸承座殼體、后端蓋以及變速器殼體局部較平整區(qū)域。經(jīng)過聲學(xué)仿真分析,可以計算得到變速器殼體表面輻射噪聲總聲功率級為85.75 dB(A)。這與表面振動速度法試驗[9]獲得的變速器殼體總的輻射聲功率級85.24 dB(A)非常吻合。
通過整車道路測試和變速器臺架試驗,識別出齒輪嘯叫噪聲的特征階次及轉(zhuǎn)速范圍。在考慮齒輪時變嚙合剛度、傳遞誤差等因素的前提下,采用多體動力學(xué)仿真與試驗參數(shù)相結(jié)合方法,建立某乘用車手動變速器內(nèi)部齒輪傳動系統(tǒng)動力學(xué)模型,仿真計算得到所有軸承整車運行狀態(tài)下實時動態(tài)載荷。計算了變速器結(jié)構(gòu)振動響應(yīng)及輻射噪聲,并結(jié)合相關(guān)的整車試驗驗證,可以得出以下結(jié)論:
(1)以變速器后端蓋軸承座處振動測點為例,從振動階次切片結(jié)果可以看到,在2 000~3 000 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi),二擋齒輪嚙合階次振動急劇增加,對變速器殼體振動貢獻量較大,這也是引起車內(nèi)嘯叫噪聲的主要原因;
(2)從變速器聲學(xué)仿真結(jié)果中最大聲壓級分布云圖可以看到:變速器輻射噪聲最大位置在它的主減速軸承座殼體、后端蓋及變速器殼體局部較平整區(qū)域,這對于從減小變速器殼體振動響應(yīng)角度來降低嘯叫噪聲具有重要的指導(dǎo)意義。
通過以上信息,設(shè)計組重新優(yōu)化了殼體設(shè)計,并對齒輪進行微觀修形。將優(yōu)化后變速器樣機裝配整車測試后發(fā)現(xiàn),二擋嘯叫問題已得到初步解決,主觀評價達到客戶可接受水平。下一步工作是再次優(yōu)化齒輪及殼體設(shè)計,控制下線檢測NVH一致性,使客戶更加滿意。
參考文獻:
[1]ABE T,BONHARD B,CHENG M T,et al.High Frequency Gear Whine Control by Driveshaft Design Optimization[R].SAE Paper,No 2003-01-1478.
[2]龍月全,石曉輝,施全.基于階次跟蹤的變速器噪聲源識別[J].噪聲與振動控制,2009,28(1):77-81.
LONG Y Q,SHI X H,SHI Q.Application of Order Tracking in the Noise Source Identification of Gearbox[J].Noise and Vibration Control,2009,28(1):77-81.
[3]欒文博,吳光強,徐煒卿.基于階次跟蹤的變速器嘯叫噪聲分析[J].振動與沖擊,2013,32(11):95-98.
LUAN W B,WU G Q,XU W Q.Gearbox Whine Noise Analysis Based on Order Tracking[J].Journal of Vibration and Shock,2013,32(11):95-98.
[4]施全,郭棟,石曉輝,等.基于麥克風(fēng)陣列的變速器噪聲源定位研究[J].振動與沖擊,2012,31(13):134-137.
SHI Q,GUO D,SHI X H,et al.Automotive Transmission Noise Source Identification Based on Microphone Array[J].Journal of Vibration and Shock,2012,31(13):134-137.
[5]郭棟,鄧斌,石曉輝,等.國產(chǎn)轎車變速器嘯叫噪聲源的識別與控制[J].中國機械工程,2011,22(18):2264-2267.
GUO D,DENG B,SHI X H,et al.Identification and Reduction of Gear Whine Noise of Domestic Transmission[J].China Mechanical Engineering,2011,22(18):2264-2267.
[6]葛如海,姜旭義,楊文濤,等.齒面微觀修形在汽車變速器降噪中的應(yīng)用研究[J].汽車工程,2009,31(6):557-560.
GE R H,JIANG X Y,YANG W T,et al.A Study on the Application of Micro-modifications on Gear Tooth Profile to Noise Reduction of Automotive Transmission[J].Automotive Engineering,2009,31(6):557-560.
[7]李潤方,王建軍.齒輪系統(tǒng)動力學(xué)——振動、沖擊、噪聲[M].北京:科學(xué)出版社,1997.
[8]彭國民,余波,馬小英.動力總成NVH分析中齒輪嚙合特性研究[J].振動工程學(xué)報,2010,23(6):681-686.
PENG G M,YU B,MA X Y.Gear Meshing Characteristics of Powertrain NVH Analysis[J].Journal of Vibration Engineering,2010,23(6):681-686.
[9]李吉,王珍,趙鳳強.表面速度法在變速器噪聲檢測中的應(yīng)用[J].振動工程學(xué)報,2004,17(1):91-95.
LI J,WANG Z,ZHAO F Q.Application of Surface Speed Method in the Noise Evaluation of Gearbox[J].Journal of Vibration Engineering,2004,17(1):91-95.