浅谈手动变速箱齿轮啸叫特性优化

谢嵩松　杨连波

【摘 要】针对某纵置手动变速箱存在的啸叫问题，通过测试明确了产生啸叫噪声的齿轮副，然后建立该变速箱的仿真模型，使用台架啮合斑点和壳体振动测试结果验证了模型的有效性。文章分别研究了齿侧间隙、齿廓倒角宽度和微观修形参数对传递误差的影响规律，提出了考虑加工精度的齿轮修形方案并进行效果预测。实车测试结果表明，搭载优化后的变速箱，车内啸叫阶次噪声明显降低，满足与噪声总级差值大于15 dB的标准，主观感觉变速箱啸叫特性明显改善，与客观测试结果一致，有效地解决了变速箱齿轮啸叫问题。该项分析工作对解决同类问题具有参考价值。

【关键词】手动变速箱；齿轮啸叫；阶次噪声；啮合斑点；传递误差

【中图分类号】TB533 【文献标识码】A 【文章编号】1674-0688（2018）03-0158-04

0 引言

动力传动系统作为汽车的重要组成部分，其NVH（噪声、振动与声振粗糙度）性能受到人们越来越多的关注。变速箱齿轮啸叫是最常见的动力传动系统NVH问题之一。变速箱受承载齿轮副传递误差（Transmission Error，TE）的激励，从而产生啸叫噪声，通过空气路径和结构路径向车内传递，其详细作用机理如图1所示。齿轮啸叫主观感觉为“哨鸣音”，客观表现为具有明显的阶次特征，无论在传统车辆还是新能源车辆中，均有可能出现。

目前，已有众多学者针对变速箱齿轮啸叫问题开展过研究工作[1-6]，但是对变速箱单体或单对齿轮副开展研究的较多，针对变速箱搭载整车后，综合进行整车试验、台架试验及仿真分析的较少。系统分析齿轮啸叫特性，对提升变速箱乃至整车NVH性能有利。本文以某纵置6速手动变速箱为研究对象，通过测试明确产生啸叫问题的齿轮副，然后建立仿真模型并使用测试数据验证其有效性，在此基础上提出整改方案。经实车验证，所提方案对降低齿轮啸叫噪声效果明显。

1 啸叫问题确认

采用主观评价与客观测试相结合的方式对变速箱齿轮啸叫问题进行分析。首先通过主观评价发现在二挡滑行时，车内能感受到明显的啸叫噪声。然后在道路上进行整车测试，主要测点为驾驶员内耳和变速箱近场。二挡滑行工况测试结果如图2所示。在变速箱近场与驾驶员内耳均能观察到挡位齿轮啮合阶次（25阶），而常啮合齿轮阶次（15.54阶）表现不明显。驾驶员内耳总声压级与阶次声压级的差值是用来评价齿轮啸叫问题的客观指标之一，当总声压级与阶次声压级差值大于15 dB时，阶次声压级对总声压级的贡献量小于0.1 dB，即此时阶次声压级对总声压级的影响可以忽略不计。因此，评价齿轮啸叫问题时，通常要求总声压级与阶次声压级差值大于15 dB。二挡滑行工况驾驶员内耳总声压级与25阶次声压级差值如图3所示。在1 500 rpm附近、2 000～2 600 rpm、3 100～3 600 rpm，差值小于15 dB，存在啸叫风险，与主观感受基本一致。

通过分析可知，所研究的变速箱在二挡滑行时存在明显的啸叫问题，该问题主要由挡位齿轮副引起。变速箱啸叫问题的解决可以从2个方面开展：一是激励源控制，优化齿轴布置形式、调整齿轮的宏观参数和微观参数，从而降低齿轮传递误差，也可以优化变速箱壳体结构，从而提高壳体模态；二是传递路径控制，优化悬置隔振率和换挡拉索NTF（噪声传递函数）、提高车身的密封性能和声学包特性等，提升整车的隔振、隔声性能。综合考虑实施难度和改善效果，微观修形是解决齿轮啸叫问题的首选措施。

2 建模与校验

2.1 模型建立

依據变速箱厂商提供的参数，建立仿真分析模型。其中，二挡齿轮副的基本参数见表1。

2.2 模型校验

根据整车测试时从CAN读取的发动机输出扭矩和转速信息设置仿真分析工况，挡位为二挡，转速为3 000 rpm，扭矩为-20 Nm。

2.2.1 啮合斑点

使用二挡齿轮副精测数值计算齿轮啮合情况。对比仿真与试验所得的二挡主动齿轮非工作齿面啮合斑点结果（如图4所示）可知，仿真结果与试验结果具有良好的一致性，同时二者均表明，啮合斑点偏向齿面右侧，啮合效果较差，存在偏载的情况。

2.2.2 壳体振动

通过啮合斑点的对比验证了所建立的齿轴系统的有效性，为了进一步验证变速箱壳体模型的有效性，将仿真所得的变速箱壳体输出轴轴承座处的振动响应与试验结果进行对比，试验在传动系统半消声室内开展，对比结果如图5所示，仿真结果与试验结果数量级相同，曲线变化趋势基本一致。

综合啮合斑点和壳体振动响应的对比结果可知，所建立的模型是有效的，可以用于变速箱齿轮啸叫优化设计。

3 啸叫优化方案

3.1 齿轮参数对TE的影响

3.1.1 齿侧间隙

齿侧间隙是保障齿轮副正常运转的一项重要参数，仿真过程中通过设置齿轮跨棒距的公差值来形成齿侧间隙。一是将二挡主动齿轮跨棒距设置为上偏差，从动齿轮为下偏差；二是主动齿轮下偏差，从动齿轮上偏差；三是主、从动齿轮均为偏差中值。3种偏差组合，即3种齿侧间隙数值，分析其对传递误差的影响，结果如图6所示。

观察图6可知，齿侧间隙对传递误差基本没有影响，3种齿侧间隙下的传递误差峰峰值分别为0.842μm、0.844 μm、0.845μm，差别基本可以忽略。

3.1.2 齿廓倒角宽度

齿廓倒角宽度决定着齿轮啮合的有效面积，齿轮原始的齿廓倒角宽度为0.3 mm，改变齿廓倒角宽度数值，分析其对传递误差的影响，结果如图7所示。

观察图7可知，传递误差随齿廓倒角宽度变大而变大，因此在加工过程中应该尽可能选用较小的齿廓倒角宽度，从而确保具有较大的齿轮啮合接触面积，使得传递更加平稳，降低啸叫风险。

3.1.3 微观修形参数

齿轮微观修形分为齿廓修形和齿向修形。齿廓修形是对渐开线齿形进行修整，解决啮入啮出的冲击问题，齿向修形则是沿齿宽方向对齿面进行修整，解决齿轮偏载问题。修形参数主要包括齿廓鼓形量Cα、齿廓倾斜量fHα、齿向鼓形量Cβ和齿向倾斜量fHβ。针对变速箱存在的问题，重点分析fHα和fHβ对传递误差的影响，结果如图8所示。

观察图8可知，fHα和fHβ的绝对值越大，传递误差峰峰值越大。当fHα为0μm、fHβ为3μm时，传递误差峰峰值最小，以此为依据形成的修形方案具有较好的容差性能。

3.2 修形方案

根据啮合斑点偏向齿面右侧的情况，应该将齿宽方向应力集中的一侧材料去除掉，将啮合斑点调整至齿面中间，然后考虑增大受载面积，降低最大载荷，需要沿正渐开线斜度进行齿廓修形。新修形方案见表2。

使用新修形方案计算所得传递误差并与原状态进行对比，结果如图9所示，二挡反拖工况的传递误差最大值由26.13 μm降低至9.71μm，传递误差峰峰值由0.39μm降低至0.21μm；接触应力对比结果如图10所示，齿面最大接触应力由149 N/mm降低至101.8 N/mm，齿面接触斑点由偏向一侧调整到均匀分布至齿面中心，并且齿轮啮合接触面积明显增大。

壳体振动对比结果如图11所示。使用新的修形方案后，2 000 rpm以后壳体振动幅值明显降低。

3.3 效果验证

按照修形方案加工齿轮，根据精测结果筛选符合要求的齿轮装箱后，在道路上进行整车主观评价及测试。

主观感受二挡滑行时车内啸叫问题明显改善。测试结果如图12所示。使用新的修形方案后，驾驶员内耳25阶次噪声明显降低，总声压级与25阶次声压级的差值在大部分转速下均大于15 dB，仅在1 100 rpm和1 300 rpm略小于15 dB，且不达标的部分不连续，不易被感知，啸叫风险明显降低。测试结果与主观感受一致，说明所提修形方案对解决二挡滑行工况啸叫问题有效果。

4 结语

（1）采用主观评价与客观测试相结合的方式，明确了所研究的变速箱在二挡滑行时存在明显的啸叫问题，且该问题主要由挡位齿轮副引起。然后依据厂家提供的数据建立了仿真分析模型，使用啮合斑点和壳体振动的测试结果与仿真结果进行了对比，仿真与试验基本一致，说明所建立的模型是有效的，可以用于变速箱齿轮啸叫优化设计。

（2）分析表明，侧隙对传递误差基本没有影响，修改该参数对解决齿轮啸叫问题无作用；齿廓倒角宽度对传递误差有一定的影响，实际加工过程中应尽量选择较小的齿廓倒角；微观修形参数对传递误差影响较大，通过分析获取了最佳修形量，同时可以给定公差范围。根据优化分析结果，提出了针对二挡齿轮非工作齿面的修形方案，仿真预测结果表明，传递误差峰峰值明显减小，啮合斑点由偏向右侧调整至齿面中心，接触面积有所增大，同时壳体振动幅值明显降低。

（3）根据优化方案制作了样件并进行实车效果验证。结果表明，二挡滑行时，驾驶员内耳总声压级与25阶次声压级差值大于15 dB，车内基本上感觉不到啸叫噪声，乘坐舒适性明显改善。

参 考 文 献

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[责任编辑：陈泽琦]