基于LMS Test.Lab階次分析的變速器嘯叫識(shí)別和噪聲優(yōu)化

陳勇 馬凱凱 張教超

摘 要：本文通過(guò)LMS Test.Lab對(duì)某10擋變速器嘯叫的時(shí)域信號(hào)進(jìn)行采集和分析，將分析結(jié)果和變速器階次進(jìn)行比對(duì)，確定變速器嘯叫來(lái)源，進(jìn)而對(duì)噪聲貢獻(xiàn)值最大的齒輪進(jìn)行齒輪宏觀參數(shù)設(shè)計(jì)改進(jìn)，將優(yōu)化前和優(yōu)化后的變速器噪聲臺(tái)架實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行比較，確認(rèn)改進(jìn)效果。

關(guān)鍵詞：階次分析;變速器;嘯叫;齒輪參數(shù);臺(tái)架實(shí)驗(yàn)

0 引言

齒輪敲擊一般發(fā)生在輕載或空載條件下，由于變速器輸入端扭矩波動(dòng)引起的非承載齒輪嚙合沖擊所產(chǎn)生，與傳動(dòng)路徑上各零件的配合間隙和齒輪的精度有重要關(guān)系;齒輪嘯叫一般發(fā)生在加載條件下，也有少部分發(fā)生在滑行條件下，是由承載齒輪嚙合過(guò)程中的傳遞誤差所決定的[1]。其特點(diǎn)是具有明顯的階次特征，與齒數(shù)等相關(guān)。

本文將以某10擋變速器優(yōu)化其8擋嘯叫噪聲為例，詳細(xì)介紹利用LMS Test.Lab對(duì)噪聲時(shí)域信號(hào)進(jìn)行階次分析，確定嘯叫噪聲最大貢獻(xiàn)源，從改變齒輪宏觀參數(shù)著手優(yōu)化變速器振動(dòng)噪聲。

1 階次Order

研究齒輪嚙合振動(dòng)噪聲，離不開(kāi)階次。當(dāng)齒輪處于運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)時(shí)，旋轉(zhuǎn)本身就是一種激勵(lì)，齒輪會(huì)對(duì)其產(chǎn)生響應(yīng)（振動(dòng)和噪聲）。階次就是相對(duì)于參考軸每轉(zhuǎn)一圈，目標(biāo)旋轉(zhuǎn)部件嚙合振動(dòng)響應(yīng)發(fā)生的事件次數(shù)。階次是齒輪系統(tǒng)固有屬性的一種描述方式，跟外界的激勵(lì)無(wú)關(guān)。此時(shí)引入兩種階次概念，一種是旋轉(zhuǎn)階次，另一種是嚙合階次[2]。旋轉(zhuǎn)階次是針對(duì)旋轉(zhuǎn)軸來(lái)講的，而嚙合階次是針對(duì)齒輪來(lái)講的。以某10擋變速器為例，8擋參與動(dòng)力傳遞的齒輪/軸結(jié)構(gòu)示意如圖1所示，那么對(duì)于一款變速器來(lái)說(shuō)，一般將其輸入軸（主軸）設(shè)置為參考軸，且設(shè)定一軸的旋轉(zhuǎn)階次為1，其它齒輪/軸相關(guān)階次信息如表1所示。

從上述數(shù)據(jù)不難看出，齒輪的嚙合階次是針對(duì)主動(dòng)齒輪來(lái)說(shuō)的，軸的旋轉(zhuǎn)階次和參與嚙合的主/被動(dòng)齒輪齒數(shù)均相關(guān)。

2 噪聲信號(hào)采集和階次分析

客戶反饋?zhàn)兯倨魈幱?擋，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在1 300 rpm～

1 700 rpm時(shí)，從駕駛室里面能聽(tīng)到明顯的“嗚嗚”聲，客戶初步判斷異響來(lái)自于變速器。為了查找準(zhǔn)確的異響聲源，采用西門子LMS SCADAS XS 便攜式數(shù)據(jù)采集器，對(duì)客戶反饋的工況進(jìn)行噪聲時(shí)域信號(hào)采集。聲傳感器分別位于駕駛員座椅右耳側(cè)以及變速器殼體側(cè)方。測(cè)試路況為平整水平路面，車輛貨箱配重5噸，駕駛員掛8擋起步，從車輛怠速起步，全油門加速至發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)速。

測(cè)得的駕駛室和變速器近場(chǎng)噪聲colormap，從圖中可以看出噪聲具有明顯的齒輪階次特征。從階次噪聲切片圖如圖2可以看出，8擋齒輪23.14階對(duì)于變速器噪聲貢獻(xiàn)量最大，峰值出現(xiàn)在1 440 rpm處，也就是在變速器8擋齒輪嚙合頻率和變速器模態(tài)560 Hz左右的共振頻率產(chǎn)生了共振響應(yīng)，該問(wèn)題是響度和聲音品質(zhì)問(wèn)題的耦合，和客戶反饋的信息一致。

3 變速器振動(dòng)噪聲特點(diǎn)

（1）變速器系統(tǒng)主要由齒輪、軸、軸承、殼體組成，模態(tài)豐富。變速器結(jié)構(gòu)緊湊，設(shè)計(jì)更改的空間較小，故系統(tǒng)模態(tài)不易更改。

（2）增加系統(tǒng)阻尼的方法，在工程上可行性低。

（3）齒輪嚙合激勵(lì)是變速器振動(dòng)噪聲的源頭，在滿足強(qiáng)度設(shè)計(jì)的前提下，齒輪的設(shè)計(jì)可以在一定范圍內(nèi)更改激勵(lì)能量和激勵(lì)頻率[3]。

（4）由于變速器的擋位多、輸入轉(zhuǎn)速范圍寬，使得齒輪嚙合激勵(lì)的范圍很廣，無(wú)法完全避免共振。在一定范圍內(nèi)，可以降低對(duì)總聲壓級(jí)影響最大的齒輪對(duì)的激勵(lì)能量，以期降低共振響應(yīng);或者改變對(duì)總聲壓級(jí)影響最大的齒輪的激勵(lì)頻率，將共振現(xiàn)象轉(zhuǎn)移至非常用轉(zhuǎn)速段[4]。

4 噪聲優(yōu)化方案

針對(duì)8擋共振嘯叫問(wèn)題，由于其產(chǎn)生共振的轉(zhuǎn)速在1 300 rpm～1 600 rpm，將共振頻率完全轉(zhuǎn)移至常用轉(zhuǎn)速段并不可行，故采用齒輪宏觀參數(shù)調(diào)整的方法，也就是增加齒輪重合度的方法來(lái)降低齒輪嚙合的激勵(lì)能量。在擋位傳動(dòng)比不變的情況下，共振頻率基本不變，發(fā)生共振的轉(zhuǎn)速將下移至1 100 rpm左右，這是優(yōu)化的風(fēng)險(xiǎn)點(diǎn)之一，見(jiàn)圖3。另外，由于齒數(shù)增加，齒輪模數(shù)將減小，齒輪由原來(lái)的粗齒變?yōu)榧?xì)齒，齒輪彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力勢(shì)必會(huì)發(fā)生變化，齒輪的承載能力將受到考驗(yàn)，這是優(yōu)化的風(fēng)險(xiǎn)點(diǎn)之二，改進(jìn)方案見(jiàn)表2。

5 臺(tái)架實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證優(yōu)化方案，在半消聲室加載噪聲臺(tái)架和變速器耐久疲勞壽命臺(tái)架上分別對(duì)變速器噪聲和齒輪疲勞進(jìn)行驗(yàn)證。

5.1 噪聲實(shí)驗(yàn)

采用LMS噪聲測(cè)試系統(tǒng)，分別對(duì)優(yōu)化前和優(yōu)化后的變速器進(jìn)行加載噪聲實(shí)驗(yàn)，其轉(zhuǎn)速和聲壓級(jí)對(duì)比如圖4所示。和理論計(jì)算結(jié)果基本一致，優(yōu)化后的共振轉(zhuǎn)速?gòu)? 500 rpm（96.33 dB）轉(zhuǎn)移至1 050 rpm（90.37 dB），8擋齒輪噪聲最大值降低了6 dB，降噪效果明顯。

5.2 齒輪疲勞壽命實(shí)驗(yàn)

在完成450萬(wàn)次輸出軸循環(huán)次數(shù)后，拆解變速器，8擋齒輪副完好，各軸承轉(zhuǎn)動(dòng)靈活無(wú)卡滯，殼體無(wú)裂紋，齒輪疲勞壽命實(shí)驗(yàn)通過(guò)。

6 結(jié)論

本文對(duì)某10擋變速器8擋嘯叫現(xiàn)象進(jìn)行數(shù)據(jù)采集和階次分析，并制定合理的齒輪宏觀參數(shù)優(yōu)化方案，對(duì)嘯叫噪聲進(jìn)行優(yōu)化并得到以下結(jié)論：

（1）變速器內(nèi)部齒輪系統(tǒng)確定以后，各擋位齒輪階次就被確定，齒輪階次只針對(duì)主動(dòng)齒輪，和被動(dòng)齒輪無(wú)關(guān)。

（2）齒輪齒數(shù)的增加（階次增加），意味著齒輪重合度的增加，能夠顯著降低齒輪嚙合的激勵(lì)能量，降低嘯叫響應(yīng)。在變速器共振頻率變化不大的情況下，共振轉(zhuǎn)速將下移。

（3）采用增加齒輪重合度進(jìn)行噪聲優(yōu)化時(shí)，同時(shí)要考慮齒輪的承載能力。

參考文獻(xiàn)：

[1]尹葛亮.某6擋機(jī)械式變速器嘯叫噪聲控制研究[J]. 汽車診所，2017（12）：9-10.

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