主減速器總成NV H性能優(yōu)化分析

李海建

（柳州五菱汽車(chē)工業(yè)有限公司，廣西 柳州545007）

0 引言

當(dāng)今汽車(chē)高速發(fā)展，我國(guó)消費(fèi)者對(duì)汽車(chē)的品質(zhì)也越來(lái)越高，從最初的耐久問(wèn)題轉(zhuǎn)化成了對(duì)汽車(chē)的舒適性提出更高要求的問(wèn)題。其中對(duì)于汽車(chē)NVH（noise，vibration，harshness） 問(wèn)題客戶感受最明顯，NVH問(wèn)題比較差的汽車(chē)容易使用戶產(chǎn)生疲勞和煩躁的感覺(jué)，這對(duì)汽車(chē)的行駛安全極為不利。商用車(chē)由于承載需要一般采用整體橋結(jié)構(gòu)，對(duì)于整體橋的主減速器總成的嘯叫問(wèn)題尤為突出。本文所研究的某車(chē)型在五檔加速和滑行工況出現(xiàn)嚴(yán)重的嘯叫噪聲問(wèn)題，嚴(yán)重影響了市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力。本文試圖利用主減速器總成嘯叫產(chǎn)生原理以及CAE仿真手段找出某車(chē)型主減速器總成嘯叫的原因并進(jìn)行改進(jìn)以解決后橋嘯叫問(wèn)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(chē)輛負(fù)荷等行駛參數(shù)的不同而變化。大多車(chē)輛在特定的車(chē)速下出現(xiàn)峰值。

差速器振動(dòng)傳遞路徑如圖1所示，齒輪嚙合誤差產(chǎn)生的激振力引起以傳動(dòng)軸為中心的扭轉(zhuǎn)及彎曲振動(dòng)如圖2所示，這個(gè)以傳動(dòng)軸為中心的振動(dòng)經(jīng)過(guò)懸架縱臂與車(chē)身連接點(diǎn)傳遞到車(chē)身而產(chǎn)生振動(dòng)并被乘員感知[1]。因此減少差速嚙合振動(dòng)對(duì)降低以傳動(dòng)軸為中心的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)是有效的。

圖1 差速器振動(dòng)傳遞路徑

圖2 后橋傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)

降低差速器引起的噪聲的方法如下：

（1）通過(guò)增加差殼、減殼、軸承等安裝剛度以及通過(guò)齒輪修形降低齒輪嚙合力

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

（3）改良懸架，驅(qū)動(dòng)系彎曲振動(dòng)特性，使其避免共振而放大振動(dòng)。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(dòng)系統(tǒng)的激振頻率一致時(shí)就會(huì)惡化并導(dǎo)致噪聲。

2 影響主減速器總成嘯叫因素的計(jì)算校核

2.1 主減速器總成強(qiáng)度剛度分析

主減速器總成在汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)的作用主要是降低發(fā)動(dòng)機(jī)傳給后橋的轉(zhuǎn)速并且增大發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩，給左右車(chē)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(biāo)、減殼性能指標(biāo)、隔套的性能指標(biāo)、軸承的性能指標(biāo)、墊片性能指標(biāo)，這些指標(biāo)參數(shù)都直接影響了主被齒的錯(cuò)位量和齒側(cè)間隙以至對(duì)齒輪傳動(dòng)振動(dòng)噪聲有比較大的影響。在設(shè)計(jì)的時(shí)候就應(yīng)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(cuò)位量符合格利森公司推薦錯(cuò)位量標(biāo)準(zhǔn)，如表1所示。

圖3 后橋減速器總成圖

表1 格里森推薦準(zhǔn)雙曲面齒輪錯(cuò)位量

2.1.1主減速器總成強(qiáng)度剛度CAE分析結(jié)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(yīng)力為443.7 MPa＞430 MPa（65Mn屈服強(qiáng)度）導(dǎo)致墊片出現(xiàn)耐久破壞。主齒大軸承墊片的最大應(yīng)力508 MPa＞430 MPa（65Mn屈服強(qiáng)度）且應(yīng)力較為集中出現(xiàn)疲勞開(kāi)裂。隔套剛預(yù)緊時(shí)應(yīng)力為220 MPa＜245 MPa（20#鋼屈服強(qiáng)度），當(dāng)主齒軸受到522.5 N·m扭矩時(shí)隔套應(yīng)力為260 MPa＞245 MPa（20#鋼屈服強(qiáng)度）且隔套的應(yīng)力不均勻應(yīng)力一端大一端小這就造成了隔套歪斜屈服變形。主齒調(diào)整墊片的損壞，隔套的歪斜屈服變形，直接導(dǎo)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(yán)重的后果就是被齒蹦齒如圖4所示。本文研究車(chē)型差殼有兩個(gè)較為大的開(kāi)口，差殼剛度不足且剛度不均勻，差殼旋轉(zhuǎn)一次剛度變化兩次這就產(chǎn)生了新的激勵(lì)源。差殼剛度不足被齒安裝面不平如圖5所示，導(dǎo)致主被齒嚙合點(diǎn)偏移量過(guò)大，導(dǎo)致傳動(dòng)不平穩(wěn)沖擊噪聲較大NVH效果變差，更為嚴(yán)重的就是齒輪破壞[3]。表2為某車(chē)型在最大扭矩工況下主被齒嚙合點(diǎn)的錯(cuò)位量，這些錯(cuò)位量不符格利森公司推薦錯(cuò)位量標(biāo)準(zhǔn)需要進(jìn)行優(yōu)化。

圖4 被齒蹦齒故障圖片

表2 研究車(chē)型主被齒嚙合點(diǎn)偏移量

圖5 差殼變形云圖

2.1.2后橋主減速器總成改進(jìn)和效果后橋主減總成改進(jìn)方案

通過(guò)CAE分析主減速器總成在最大扭矩工況下主減速器總成內(nèi)部零件的強(qiáng)度、剛度不符合設(shè)計(jì)要求，造成主被齒嚙合錯(cuò)位量較大達(dá)不到行業(yè)推薦的標(biāo)準(zhǔn)，這也是某車(chē)型后橋傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)噪聲較大的主要原因。為了要達(dá)到良好的NVH效果必須要對(duì)其進(jìn)行改進(jìn)以達(dá)到設(shè)計(jì)要求。圖6、圖7、圖8列出了某車(chē)型主減速器總成修改的位置。

圖6 主減速器總成改進(jìn)前后對(duì)比圖

圖7 主減速器總成改進(jìn)前后對(duì)比圖

圖8 差殼改進(jìn)前后對(duì)比圖

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

（2）改進(jìn)前主齒軸大小軸承剛度不足齒輪嚙合點(diǎn)錯(cuò)位量大，改進(jìn)后主齒軸大小軸承剛度比現(xiàn)狀態(tài)提高30%，主被齒嚙合點(diǎn)錯(cuò)位量減小。

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

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

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

（6）改進(jìn)前差速器殼體有兩個(gè)大孔，剛度較差且不均勻使得被齒嚙合錯(cuò)位量加大且傳動(dòng)不平穩(wěn)產(chǎn)生新的激勵(lì)，差速器殼體改成四個(gè)小孔剛度較好且均勻使得被齒嚙合錯(cuò)位量減小并且傳動(dòng)平穩(wěn)。

（7）改進(jìn)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(diǎn)偏移量變大，改進(jìn)后在保證大軸承作用點(diǎn)到主齒嚙合點(diǎn)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(diǎn)偏移量變小[4]。

2.2 后橋主減總成改進(jìn)方案C A E分析結(jié)果

對(duì)改進(jìn)后的主減速器總成進(jìn)行CAE分析，主減速器總成的應(yīng)力及變形情況比原方案有了很大的改善達(dá)到了預(yù)期的效果。主齒小軸承墊片的應(yīng)力水平從原來(lái)的443.7 MPa降低到了305.2 MPa＜430 MPa（材料屈服強(qiáng)度），主齒大軸承墊片的應(yīng)力水平從原來(lái)的508 MPa降低到了74.22 MPa＜430 MPa（材料屈服強(qiáng)度），隔套的應(yīng)力水平從原來(lái)的271.5 MPa降低到了213 MPa＜245 MPa（材料屈服強(qiáng)度），主減速器殼體的強(qiáng)度和變形量都有了明顯的改善。差速器的強(qiáng)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(xiàn)就是主被齒嚙合點(diǎn)錯(cuò)位量的改善如表3所示，改善后的主被齒嚙合點(diǎn)錯(cuò)位量達(dá)到了格里森公司的要求。

表3 研究車(chē)型改進(jìn)后主被齒嚙合點(diǎn)偏移量

3 整車(chē)測(cè)試結(jié)果分析

整車(chē)測(cè)試結(jié)果如圖9所示，從測(cè)試結(jié)果來(lái)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(wú)論是加速工況還是滑行工況主減速器的噪聲都在整車(chē)噪聲的目標(biāo)線以內(nèi)，整車(chē)測(cè)試也已經(jīng)證明了對(duì)后橋傳動(dòng)系統(tǒng)的改進(jìn)方案符合整車(chē)NVH設(shè)計(jì)要求。

圖9 優(yōu)化方案實(shí)車(chē)測(cè)試結(jié)果

4 結(jié)論

主減器總成NVH問(wèn)題的產(chǎn)生最根本原因是主減速器總成零件剛度強(qiáng)度不足，造成主被齒嚙合錯(cuò)位量較大達(dá)不到設(shè)計(jì)要求，這是某車(chē)型后橋傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)噪聲較大的主要原因，通過(guò)改善后橋主減總成的剛度強(qiáng)度使得主被齒嚙合錯(cuò)位量降低。最后通過(guò)實(shí)車(chē)驗(yàn)證后橋主減速器總成的嘯叫也證明了本文對(duì)后橋主減總成的改進(jìn)措施是有效的。