某型汽车变速箱的振动噪声分析

马 龙，李玉山

（长城汽车股份有限公司 技术中心 河北省汽车工程技术研究中心，河北 保定 071000）

1 引言

随着人们对社会环保的重视，为了应对越来越严重的汽车油耗问题，我国政府积极出台多项政策法规引导并扶持汽车公司发展新能源汽车。与传统汽车不同的是，新能源汽车可以由电动机取代发动机作为动力源，只需要配备一台单（两）挡变速箱便可满足车辆使用需求。

变速箱的主要作用是在减小转速的同时增大输出扭矩，以使车辆具有良好的动力性。事实上，变速箱工作时，其内部的啮合齿轮副很容易发生冲击并辐射噪声，而且当齿轮冲击传递到壳体上时与壳体产生共振而扩大噪声。由于变速箱的工作正常与否往往涉及到动力总成甚至整车的工作性能，而变速箱的振动噪声等级能够从客观上表明它的工作状态，使得其逐渐成为衡量变速箱质量水平的重要指标。

对某型新能源汽车用两挡变速箱的振动噪声进行分析，经过NVH试验、齿轮啮合频率计算、模态分析，最终识别出产生噪声的根源。

2 NVH试验分析

在车辆道路试验过程中，发现中高速时哨音比较突出，经整车NVH主观评价初步判断为变速箱噪声。为进一步分析该问题，特组织本次NVH试验以进行相关数据采集。

图1 试验装置及测点布置框图Fig.1 Test Apparatus and Measuring-Point Arrangement Diagram

在半消声室内，将试验车辆固定在四驱转鼓试验台上，在如图1所示的测点a、测点b、测点c处分别布置三向加速度传感器，使用LMS数据采集系统和CANCASE等软、硬件采集信号数据。试验主要测量变速箱壳体表面的振动加速度、电动机输入转速、负载转矩等信号，总共测试了变速箱处于一挡空载、一挡负载（40N·m）、二挡空载、二挡负载（40N·m）时的四种工况。

在同样的测试工况下，经过对各测试位置的振动和近场噪声信号进行分析，可以发现两者的频谱结构大致相同，这也间接说明噪声是由振动引起的。

经过试验后的数据处理，得出的振动阶次瀑布图，如图2～图4所示。从图中可以得知：（1）从电机转速7600r/min、频率3000Hz附近（图中红框区）开始，变速箱噪声开始明显增大；（2）变速箱处于二挡的时候壳体振动并不明显，振动主要发生在一挡的时候；（3）再次进行对比，可以发现负载比空载的壳体振动幅度要严重许多。壳体表面存在着27阶、37阶、46阶、54阶等四个阶次的振动，其中27阶是主要的振动，且54阶是27阶的二倍频。

图2 测点a振动阶次瀑布图Fig.2 Vibration Order Spectrum of Measuring Point a

图3 测点b振动阶次瀑布图Fig.3 Vibration Order Spectrum of Measuring Point b

图4 测点c振动阶次瀑布图Fig.4 Vibration Order Spectrum of Measuring Point c

3 齿轮啮合频率计算

一般情况下，在变速箱工作时需要承受自身内部齿轮啮合而产生的周期性激励。由于齿轮齿数各不相同，并且挡位不同时动力传递路径也不同，电动机的输入转速范围十分宽泛，这些因素都导致变速箱的内部激励非常复杂。

主要是使用阶次跟踪理论来分析变速箱的主要振动源。变速箱各啮合齿轮副的齿数及其内部齿轮传动结构，如图5、图6所示。由图6可知，一挡与二挡的区别在于动力传递路径是否经由行星齿轮系减速机构。设行星齿轮系特征阶次为ord_1，一级外啮合齿轮副的特征阶次为ord_2，二级外啮合齿轮副的特征阶次为ord_3，输入轴（太阳轮）转速为n_1，行星架转速为n_2，一级外啮合齿轮副从动轮的转速为n_3。

图5 变速箱各啮合齿轮齿数Fig.5 Number of Teeth of Each Meshing Gear

图6 变速箱齿轮传动结构Fig.6 Gear Drive Structure of Gearbox

根据阶次跟踪定理，通常设定输入轴的转动频率为1阶，则通过计算各啮合齿轮的齿数关系可得对应的特征阶次。由于变速箱振动噪声主要发生在一挡的时候，故此处仅计算一挡时各啮合齿轮副的啮合频率。

由于驱动电机最高转：Rmax=13300r/min，

n_1/n_2=2.93，n_2/n_3=56/17=3.29，

故n_2=n_1/2.93≈0.34*n_1

n_3=n_2/1.63≈0.61*n_2≈0.207*n_1

行星齿轮系啮合频率：

f_1=41*（n_1-n_2）/60=41*（n_1-0.34n_1）/60

=41*0.66*n_1=0.45*n_1

故 f_1∈［0，5986.51］Hz

一级外啮合齿轮副啮合频率：

f_2=n_2*27/60=0.153*n_1∈［0，2034.9］Hz

二级外啮合齿轮副啮合频率：

f_3=n_3*17/60=0.0945*n_1∈［0，791.35］Hz

行星齿轮系特征阶次：

ord_1=41*（n_1-n_2/n_1=41*（n_1-0.34*n_1）/n_1≈27

一级外啮合齿轮副特征阶次：

ord_2=27*n_2/n_1=27*0.34*n_1/n_1=9.18

二级外啮合齿轮副特征阶次：

ord_3=17*n_3/n_1=17*0.207*n_1/n_1=3.52

由NVH试验已知变速箱壳体表面存在着27阶、37阶、46阶、54阶等四个阶次的振动，综合上述计算结果及NVH试验数据进行判断：变速箱的27（54）阶振动噪声与行星齿轮系的特征阶次相一致，37阶振动噪声是一级外啮合齿轮副特征阶次9.18阶的4倍频，46阶振动噪声是二级外啮合齿轮副特征阶次3.52阶的13倍频。

4 变速箱壳体约束模态分析

采用Ansys Workbench对变速箱壳体进行模态仿真分析，主要包括导入数模、添加材料属性、划分网格、添加约束、模态分析设置、结果后处理等步骤。对变速箱壳体进行建模及网格划分，如图7所示。

图7 变速箱壳体模型Fig.7 Housing Model of Gearbox

通常模态分析包含自由模态和约束模态，由于约束模态更接近实际工作状态，因此本次分析采用的是变速箱约束模态。对变速箱壳体前端面添加Z方向零位移约束Displacement，对螺纹孔内表面添加固定约束Fixed Support，如图8所示。

图8 添加约束条件Fig.8 Add Constraint Condition

为了更好的得到变速箱的模态参数，一般至少要提取20阶以上的模态。提取前20阶模态进行计算结果，如表1所示。

表1 变速箱20阶固有频率Tab.1 20 Natural Frequency of Gearbox

由表1结合前述齿轮啮合频率计算结果可知：行星齿轮系啮合频率 f_1∈［0，5986.51］Hz与变速箱（1～20）阶固有频率均存在共振点；一级外啮合齿轮副啮合频率f_2∈［0，2034.9］Hz与变速箱1、2阶固有频率存在共振点；二级外啮合齿轮副啮合频率f_3∈［0，791.35］Hz低于变速箱1阶频率，故不发生共振。由于共振点的存在，致使变速箱噪声变得更加严重。

再结合前述的NVH试验数据，可以得出如下结论：27（54）阶噪声源是行星齿轮系自身的啮合冲击及其与变速箱本身的（5～9）阶固有模态产生共（谐）振；37阶振动噪声源是一级外啮合齿轮副本身的啮合冲击及其与变速箱1、2阶固有模态产生共振；46阶振动噪声源是二级外啮合齿轮副的啮合冲击。

5 结论

变速箱的振动噪声情况往往非常复杂。首先通过NVH试验分析了变速箱的振动频谱，其次计算各挡齿轮啮合频率确定噪声源的产生位置；最后结合变速箱壳体模态分析，确定了噪声的共振点。基于对变速箱噪声源的识别分析结果，对于下一步制定降噪措施有着重要作用。

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