摘要:以某混動(dòng)雙離合自動(dòng)變速器(dualclutchtransmission,DCT)2擋電驅(qū)動(dòng)模式齒輪嘯叫噪聲為研究對(duì)象,采用動(dòng)態(tài)激勵(lì)力及聲輻射仿真方法分析嘯叫產(chǎn)生原因,確定嘯叫噪聲主要由齒輪激勵(lì)過(guò)大及逆變器殼體共振引起;優(yōu)化改進(jìn)DCT電機(jī)齒輪齒數(shù)、齒輪模數(shù)和逆變器殼體,將DCT電機(jī)齒輪齒數(shù)從20提高到25,將齒輪模數(shù)從1.7降低到1.4,逆變器殼體增加環(huán)形加強(qiáng)筋。對(duì)改進(jìn)后的齒輪進(jìn)行仿真和臺(tái)架及整車(chē)噪聲測(cè)試。仿真結(jié)果表明:優(yōu)化后齒輪動(dòng)態(tài)激勵(lì)力幅值降低58%,單位激勵(lì)下逆變器殼體噪聲降低約5~10dB。臺(tái)架噪聲測(cè)試表明:優(yōu)化后DCT噪聲滿(mǎn)足限值要求,噪聲降低約10dB。整車(chē)噪聲測(cè)試表明:優(yōu)化后整車(chē)噪聲基本滿(mǎn)足限值要求,主觀(guān)評(píng)價(jià)無(wú)嘯叫。動(dòng)態(tài)激勵(lì)力仿真及聲輻射仿真相結(jié)合的方法對(duì)解決齒輪電驅(qū)動(dòng)模式嘯叫問(wèn)題具有理論研究和實(shí)用價(jià)值。

關(guān)鍵詞:混動(dòng)變速箱;電驅(qū)動(dòng)模式;齒輪嘯叫;激勵(lì)力;聲輻射

0 引言近年來(lái)隨著人們對(duì)高舒適度的追求,汽車(chē)噪聲、振動(dòng)、聲振粗糙度(noisevibrationharshness,NVH)性能日益得到重視,變速器噪聲越來(lái)越受到關(guān)注[1-2]。近幾年,我國(guó)頒布了雙積分和五階段油耗政策,推行低油耗車(chē),促進(jìn)了混動(dòng)變速器的開(kāi)發(fā)?；靹?dòng)變速器工作模式較多,主要有純電模式、發(fā)動(dòng)機(jī)模式以及混動(dòng)模式[3]?；旌蟿?dòng)力汽車(chē)在純電模式下行駛時(shí),由于沒(méi)有內(nèi)燃機(jī)噪聲的掩蔽效應(yīng),驅(qū)動(dòng)電機(jī)噪聲和傳動(dòng)系統(tǒng)噪聲極易被用戶(hù)感知,尤其是變速器噪聲,這對(duì)混動(dòng)變速器NVH性能開(kāi)發(fā)提出更高的要求。本文中以混動(dòng)雙離合自動(dòng)變速器(dualclutchtransmission,DCT)2擋電驅(qū)動(dòng)模式齒輪嘯叫噪聲為研究對(duì)象,運(yùn)用仿真手段,從齒輪動(dòng)態(tài)嚙合力和聲輻射2個(gè)方面進(jìn)行剖析,形成一套解決電驅(qū)動(dòng)模式齒輪嘯叫問(wèn)題仿真分析方法,對(duì)指導(dǎo)齒輪嘯叫問(wèn)題解決具有理論研究和實(shí)用價(jià)值。

1 齒輪嘯叫噪聲產(chǎn)生機(jī)理及故障描述

1.1 產(chǎn)生機(jī)理

齒輪嘯叫噪聲是變速器在齒輪動(dòng)態(tài)激勵(lì)作用下引起殼體振動(dòng)產(chǎn)生的輻射噪聲。影響齒輪嘯叫的因素一般有2個(gè):剛度(含嚙合剛度和支持剛度等)和齒輪承載載荷[4-7]。在齒輪嚙合過(guò)程中,剛度變化不可避免地產(chǎn)生傳遞誤差波動(dòng),它作為一種動(dòng)態(tài)激勵(lì)源直接導(dǎo)致齒輪在受載時(shí)產(chǎn)生激勵(lì)力波動(dòng),激勵(lì)力波動(dòng)激起變速器相關(guān)結(jié)構(gòu)振動(dòng),振動(dòng)的低頻區(qū)域通過(guò)懸置傳遞,而振動(dòng)高頻區(qū)域通過(guò)聲輻射傳遞,最終被駕駛員感知。齒輪嘯叫由傳遞載荷的齒輪產(chǎn)生,具有明顯的階次特征,變速器殼體固有模態(tài)被激勵(lì)共振后表現(xiàn)更明顯。從上述齒輪嘯叫產(chǎn)生機(jī)理可知,動(dòng)態(tài)激勵(lì)力和殼體輻射是變速器齒輪嘯叫的主因。

1.2 故障描述在某DCT開(kāi)發(fā)過(guò)程中,車(chē)輛主觀(guān)駕評(píng)純電驅(qū)動(dòng)模式存在某階齒輪嘯叫。對(duì)整車(chē)噪聲進(jìn)行測(cè)試,結(jié)果如圖1所示。由圖1可知,在頻率為2200Hz附近,整車(chē)噪聲超出對(duì)應(yīng)的限值,引起駕駛?cè)酥饔^(guān)抱怨。相同工況下,DCT臺(tái)架噪聲測(cè)試結(jié)果如圖2所示。由圖2可知,在2200Hz附近噪聲也超標(biāo)。

根據(jù)整車(chē)及臺(tái)架測(cè)試結(jié)果,初步判定2200Hz附近的噪聲主要由變速器本體噪聲引起。為了進(jìn)一步分析噪聲產(chǎn)生原因,對(duì)問(wèn)題點(diǎn)進(jìn)行動(dòng)態(tài)激勵(lì)力仿真和聲輻射仿真分析。

2 動(dòng)態(tài)激勵(lì)力分析2.1 理論分析用齒輪動(dòng)態(tài)嚙合力F表示動(dòng)態(tài)激勵(lì)力,即一對(duì)嚙合齒輪在傳遞誤差下的嚙合力響應(yīng)可表示為傳遞誤差激勵(lì)與動(dòng)態(tài)嚙合剛度的乘積,其簡(jiǎn)化計(jì)算公式[8]為:

式中:Amp為主動(dòng)齒與從動(dòng)齒合成幅值,m/N;Amp1為主動(dòng)齒輪動(dòng)柔度幅值,m/N;ω為角速度,rad/s;α1為主動(dòng)齒輪動(dòng)柔度相位,°;Amp2為被動(dòng)齒輪動(dòng)柔度幅值,m/N;α2為被動(dòng)齒輪動(dòng)柔度相位,°;Kc為齒輪對(duì)嚙合靜剛度,N/m;TE為傳遞誤差,μm。齒輪嚙合剛度通常與齒輪輪輻結(jié)構(gòu)、支撐剛度及輪齒厚度等有關(guān),傳遞誤差的影響因素有齒輪重合度、微觀(guān)修形和系統(tǒng)剛度,因此,可以從這些因素著手優(yōu)化動(dòng)態(tài)激勵(lì)力。

2.2 仿真分析DCT動(dòng)態(tài)激勵(lì)力仿真模型應(yīng)包含變速器殼體、軸齒系統(tǒng)、軸承系統(tǒng)、電機(jī)系統(tǒng)4部分,如圖3所示。對(duì)混動(dòng)變速器測(cè)試樣機(jī)進(jìn)行微觀(guān)參數(shù)檢測(cè),將檢測(cè)的參數(shù)輸入到動(dòng)態(tài)激勵(lì)力仿真模型,同時(shí)根據(jù)實(shí)際問(wèn)題點(diǎn)工況,對(duì)動(dòng)態(tài)激勵(lì)力進(jìn)行仿真計(jì)算,結(jié)果如圖4所示。

由圖4可知,齒輪動(dòng)態(tài)激勵(lì)力在2200Hz附近存在峰值,與整車(chē)噪聲測(cè)試結(jié)果一致,齒輪激勵(lì)過(guò)大。

3 聲輻射仿真分析

1500Hz以下的變速器噪聲主要來(lái)自結(jié)構(gòu)振動(dòng)傳遞,1500Hz以上的變速器噪聲主要以空氣噪聲為主,而混動(dòng)變速器嘯叫噪聲頻率為2200Hz,主要通過(guò)聲輻射產(chǎn)生,因此需要對(duì)其進(jìn)行聲輻射仿真分析。聲傳遞向量是聲場(chǎng)中某點(diǎn)的聲壓與模型振動(dòng)之間函數(shù)關(guān)系,而振動(dòng)是激勵(lì)與模態(tài)的乘積[9],所以需要在激勵(lì)仿真、總成模態(tài)仿真的基礎(chǔ)上進(jìn)行聲輻射仿真。

3.1 激勵(lì)力根據(jù)齒輪嘯叫傳遞特性,激勵(lì)力可以通過(guò)施加軸承激勵(lì)力、齒輪嚙合力和齒輪齒面位移3種方式獲得。相關(guān)研究顯示[10],施加軸承力和齒輪齒面位移得到的激勵(lì)力基本相同,且施加軸承力與實(shí)際測(cè)試結(jié)果比較接近,因此提取各軸承座軸承激勵(lì)力如圖5所示。

3.2 模態(tài)分析模型DCT模態(tài)分析模型包含變速器殼體、變速器軸系系統(tǒng)、變速器其他重要部件(如換擋器、液壓控制系統(tǒng)及電機(jī)部分等)等,如圖6所示。在Hypermesh軟件中采用rbe2(剛性連接單元)-CBAR(桿單元)-rbe2模擬螺栓,采用CBAR模擬螺桿[10-12],螺栓簡(jiǎn)化模型如圖7所示。軸承模型中采用CBUSH(彈簧單元)模擬軸承剛度,軸承簡(jiǎn)化模型如圖8所示。仿真分析需考慮齒輪嚙合剛度以及各附件的質(zhì)量。

 3.3聲學(xué)網(wǎng)格模型及場(chǎng)點(diǎn)設(shè)置根據(jù)聲音傳播速度及最高頻率確定聲學(xué)網(wǎng)格大小,聲學(xué)網(wǎng)格采用全封閉的四邊形網(wǎng)格,如圖9所示。參照臺(tái)架消聲室麥克風(fēng)位置設(shè)置分析模型的場(chǎng)點(diǎn)位置,如圖10所示。

場(chǎng)點(diǎn)聲壓仿真計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果如圖11所示。由圖11可知,在問(wèn)題點(diǎn)(2200Hz)仿真與試驗(yàn)峰值基本對(duì)應(yīng)。DCT振動(dòng)云圖如圖12所示。由圖12可知,DCT振動(dòng)最大區(qū)域?yàn)殡姍C(jī)逆變器殼體。

對(duì)逆變器殼體包裹后進(jìn)行臺(tái)架噪聲測(cè)試,結(jié)果如圖13所示。由圖13可知,嘯叫問(wèn)題點(diǎn)噪聲降低7dB左右。

根據(jù)上述動(dòng)態(tài)嚙合力和聲輻射仿真結(jié)果可知,DCT嘯叫噪聲主要由齒輪激勵(lì)過(guò)大及逆變器殼體共振引起。

4 優(yōu)化及驗(yàn)證

4.1 結(jié)構(gòu)優(yōu)化針對(duì)DCT嘯叫噪聲產(chǎn)生原因,從激勵(lì)源和傳遞路徑方面進(jìn)行優(yōu)化,降低其嘯叫噪聲。1)根據(jù)動(dòng)態(tài)激勵(lì)力理論,動(dòng)態(tài)激勵(lì)力隨傳遞誤差的降低而減小。因此將DCT電機(jī)齒輪齒數(shù)從20增加到25,同時(shí)將齒輪模數(shù)從1.7降低到1.4,提高齒輪重合度,降低傳遞誤差。2)對(duì)逆變器殼體進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)優(yōu)化,增加環(huán)形加強(qiáng)筋,優(yōu)化前、后逆變器殼體結(jié)構(gòu)如圖14所示。

4.2 仿真及試驗(yàn)驗(yàn)證對(duì)優(yōu)化后的DCT按同樣方法進(jìn)行激勵(lì)力仿真和噪聲仿真分析。電機(jī)齒輪動(dòng)態(tài)激勵(lì)力優(yōu)化前、后仿真對(duì)比如圖15所示,逆變器殼體(單位激勵(lì)下)優(yōu)化前后噪聲仿真對(duì)比如圖16所示。由圖15可知,相比優(yōu)化前,優(yōu)化后齒輪動(dòng)態(tài)激勵(lì)力幅值降低58%。由圖16可知,單位激勵(lì)下,逆變器殼體問(wèn)題點(diǎn)(2200Hz) 進(jìn)行DCT臺(tái)架噪聲測(cè)試和整車(chē)噪聲測(cè)試,結(jié)果如圖17、18所示。

由圖17可知:優(yōu)化后DCT噪聲滿(mǎn)足限值要求,且問(wèn)題點(diǎn)(2200Hz)的噪聲降低約10dB。由圖18可知,優(yōu)化后整車(chē)噪聲基本滿(mǎn)足限值要求,主觀(guān)評(píng)價(jià)無(wú)嘯叫。

5 結(jié)論1)采用動(dòng)態(tài)激勵(lì)力仿真及聲輻射仿真方法分析DCT電機(jī)齒輪嘯叫問(wèn)題產(chǎn)生原因,確定DCT嘯叫噪聲主要由齒輪激勵(lì)過(guò)大及逆變器殼體共振引起。2)將DCT電機(jī)齒輪齒數(shù)從20提高到25,同時(shí)將齒輪模數(shù)從1.7降低到1.4,提高齒輪重合度,降低傳遞誤差,逆變器殼體增加環(huán)形加強(qiáng)筋。優(yōu)化后齒輪動(dòng)態(tài)激勵(lì)力幅值降低58%;單位激勵(lì)下逆變器殼體問(wèn)題點(diǎn)(2200Hz)的噪聲降低約5~10dB。臺(tái)架噪聲測(cè)試表明,優(yōu)化后DCT噪聲滿(mǎn)足限值要求,問(wèn)題點(diǎn)噪聲降低約10dB。整車(chē)噪聲測(cè)試表明,優(yōu)化后整車(chē)噪聲基本滿(mǎn)足限值要求,主觀(guān)評(píng)價(jià)無(wú)嘯叫。3)動(dòng)態(tài)激勵(lì)力仿真與聲輻射仿真相結(jié)合的方法可快速確定齒輪嘯叫原因,進(jìn)行有針對(duì)性地優(yōu)化,解決齒輪嘯叫問(wèn)題,具有理論研究和實(shí)用價(jià)值。作者：余春祥,湯天寶,胡軍峰,呂品,周曉強(qiáng),彭國(guó)民,羅義建作者單位：寧波吉利羅佑發(fā)動(dòng)機(jī)零部件有限公司,浙江寧波315336

來(lái)源：內(nèi)燃機(jī)與動(dòng)力裝置