綜述：本文是斯圖加特大學（Uni Stuttgart）在降低齒輪變速箱的常見噪聲上的一篇論文，文中主要介紹了齒輪變速箱中常見的噪聲及產(chǎn)生原因，隨后提出利用模擬的方法研究其改善的可能性方法，接著文中介紹了各個運動部件的模擬形式和方法，并一一作了一些實際實驗的校驗，最后針對一款雙離合變速箱進行了實際研究，獲得了一些可靠的結(jié)果。值得注意的是，研究團隊并沒有整個變速箱的材料和建模原始數(shù)據(jù)，而是根據(jù)實際測量初步估計進行了建模以及后續(xù)分析研究，這點尤其難能可貴。

斯圖加特大學研究小組的幾位在讀博士關于該課題的后續(xù)畢業(yè)的部分博士論文也能在網(wǎng)上找到，感興趣的同學可以搜一下，或者留言索取。

前言（原文翻譯）: 齒輪箱開發(fā)中對可靠性，排放和舒適性的要求正在穩(wěn)步提高。能夠在開發(fā)過程早期就其基本性能特征做出判斷非常重要。車輛變速器的一個重要特征是它們的噪聲行為，主要由Heul-，Pfeif-，Klapper- 和 Rasselgeräusche所組成。斯圖加特大學機械研究所現(xiàn)在開發(fā)了用于模擬和優(yōu)化這些噪音的方法。

1：動機（Motivation）

文章先簡單介紹下前言中提到的四種噪聲的成因，以及一個簡單的分類。Heulen 和Pfeilen噪聲主要是由于負載齒輪在嚙合狀態(tài)時，其嚙合剛度隨著嚙合過程會發(fā)生波動造成的。當未受載荷的齒輪或同步器環(huán)等可動部件，通過由于內(nèi)燃機引起的扭轉(zhuǎn)振動，在其可運動的間隙中受到激勵而運動，并撞擊間隙邊界時，就會發(fā)出Klapper- und Rasseln的噪聲。

作者指出，在介紹計算和優(yōu)化這些噪聲的方法時，會考慮到，一方面，由于車輛中的空氣聲輻射依賴于很多的邊界條件，另一方面，為了駕駛員對噪聲的感知，主要是傳播到車內(nèi)的結(jié)構噪聲是決定性的，所以本文只研究此過程中的結(jié)構噪聲。

2：模擬過程（Simulationsverfahren）

方法：三維的，彈性的，多體系統(tǒng)。

目標：開發(fā)一個足夠具體的，能夠?qū)⒆兯傧涞恼駝?，以及其產(chǎn)生的在1-10kHz的結(jié)構噪聲，符合實際的顯示出來的模擬方法。

1-10kHz：因為這個頻率范圍內(nèi)已經(jīng)完全包括了上述的四種噪聲，即Heulen, Pfeifen, Klappern和Rasseln噪聲。

重要的模擬部件：齒輪嚙合，同步器，軸承，軸和箱體。

備注：為了確保最大程度上將此項研究對其它問題的解決提供可傳遞性和備用功能，將在商業(yè)多體仿真軟件Simpack中進行所有的仿真流程[2]。按照需求用Fortran 90編程語言開發(fā)和實現(xiàn)一些用戶自定義的功能。

2.1 齒輪嚙合

對于齒輪嚙合的相關模擬的基礎是，仿真軟件Simpack的原始的受力部件Gear Pair[3]。它已經(jīng)擴展到包括一個完整的接觸幾何計算，彈性質(zhì)量齒牙和彈性流體動力潤滑膜的計算。

在以研發(fā)的流程中，所有的齒牙及其相關的接觸都是單獨建模的。齒與非線性彈簧減震器元件會被連接到剛性齒輪體上。每個齒牙具有一個自由度，即圍繞相應齒輪中心的旋轉(zhuǎn)。結(jié)合已知幾何形狀的未變形的齒面，可以通過分析確定齒面之間的接觸線。對每個接觸點單獨計算合成力。在這些點上的主要的油膜以及彈性的齒面變形都會被包含在內(nèi)。因此它會是一個彈性流體動力學的接觸計算。



為此，開發(fā)了兩種不同的解決方案，一種是有效計算的分析解決方法和一種細節(jié)具體的數(shù)值解決方法。這些方法的基礎是薄的滑薄膜的雷諾方程，以及將齒面描述成彈性半空間。

分析解決方法是基于這樣一個假設，即在小的力的作用下，齒面保持不變形，在很大的力的作用下，將形成與干燥接觸條件下相對應的潤滑間隙形狀?？紤]粘度的壓力依賴性，油膜中的瞬時效應（例如接近齒面時的擠壓，混合摩擦效應和輪廓校正）相關知識，即可以完整的解決該問題。

在數(shù)值解決方法中，所有邊都是二維離散的，而描述方程則用有限差分近似。該解決方案采用高效的多重網(wǎng)格方法[4]進行，因此計算時間會比分析解決方法高幾個數(shù)量級。對兩種解決方法比較的分析表明，對于大多數(shù)應用來說，分析接觸計算已經(jīng)是足夠的了。

接觸計算的結(jié)果是所有接觸齒面上的力和其它摩擦學參數(shù)。例如，利用數(shù)值解法，可以確定流體壓力分布和固體接觸壓力分布，以及接觸間隙高度。由此，可以確定總的力和力矩以及單個齒牙隨著時間的移動過程。時間積分本身由上級模擬仿真來掌控。



2.2 同步器

同步器用于手動變速箱，自動手動變速箱和雙離合器變速箱，以調(diào)整空轉(zhuǎn)齒輪的轉(zhuǎn)速，然后允許動力從相應的軸流向齒輪。

最常見的是會使用一個內(nèi)錐同步器（Innenkonussynchronisierung），其中處于非換擋狀態(tài)的同步環(huán)可以在其間隙中自由移動。受到振動的激發(fā)，會產(chǎn)生一定的自旋沖擊（轉(zhuǎn)動加速沖擊），產(chǎn)生Klappern和Rasseln的響聲。在建模過程中，同步環(huán)將會被假定為剛性的，并具有全部的六個剛體自由度。其運動由含油接觸表面引導。

對于與相鄰組件接觸的每個接觸表面，將要確定其所產(chǎn)生的潤滑間隙的幾何形狀，然后建立雷諾方程，并且既進行簡化解析求解，也進行細節(jié)具體的數(shù)值求解。在接觸區(qū)域的環(huán)形表面的彈性變形將被忽略，因為與齒輪嚙合相反，這里只會出現(xiàn)低沖擊能量和低壓力[5]。其結(jié)果是得出所有與相鄰部件接觸面上的力，從這些力將要確定的總的受力和力矩，然后在模擬環(huán)境中使用。

2.3 軸承

類似于同步器環(huán)的模擬過程，對滑動軸承進行模擬，即采用剛性含油表面假設，從而可以以簡化的方式確定潤滑間隙的幾何形狀。在雷諾方程的基礎上，再次使用接觸問題的分析解和數(shù)值解。

滾珠軸承將由非線性特性曲線來描述，這些非線性特性曲線將在前期通過費時的接觸計算來確定。合成的力和力矩表達為軸承所有六個自由度的函數(shù)?？紤]軸承間隙和自由度的耦合，即考慮，例如，由于軸承滾珠的傾斜或通過改變軸承滾珠的位置，而在所有方向上發(fā)生的剛度的變化。特征曲線本身是由軸承制造商舍弗勒提供的。

2.4 軸和箱體

諸如軸或箱體之類的傳動裝置的大型部件，在高達10kHz頻率范圍內(nèi)，具有許多固有頻率，這些固有頻率被激勵時會出現(xiàn)顯著的振動幅度。他們的撓度（彎曲剛度）因此對系統(tǒng)行為有明顯的影響。因此，這些部件必須作為彈性體集成在多體系統(tǒng)中。所以講建立這些物體的有限元（FE）模型。

為了集成到多體模型中，使用組件模態(tài)合成方法[7]進行模態(tài)還原。在這里，到11kHz的所有箱體的模態(tài)和到20kHz的軸的所有模態(tài)都將被考慮進去。

將結(jié)果與后續(xù)的的完全瞬態(tài)的箱體的有限元計算結(jié)果進行比較表明，以上對箱體和軸的單獨計算可以省去，因為彈性多體模型已經(jīng)準確地反映了箱體的振動。因此，整個被激勵的模擬的從齒接觸到結(jié)構噪聲計算都可以利用這個模型來進行。

3：校驗（Validierung）

為了驗證所開發(fā)的模型和方法，將利用測量進行比較。在這里，驗證了兩個不同的實驗變速箱的Heulen,Pfeifen, Klappern和Rasseln噪聲。

3.1 Rasseln

見圖中的模型，輸出軸上的齒輪可以作為活動齒輪自由旋轉(zhuǎn)，或通過固定在軸上的同步器裝置連接。輸入軸在試驗臺上以900 / min的平均速度驅(qū)動。輸入軸疊加了具有不同振幅的二階正弦波振蕩，用于激發(fā)扭轉(zhuǎn)齒面齒隙內(nèi)的相對的齒輪運動，從而發(fā)出Rasseln聲。實際輸入速度以高精度標準采集，并用于激勵變速器仿真模型的激勵源。圖中顯示了第一次比較兩個齒輪之間的測量和計算的角度差。



在沒有激勵的情況下，已經(jīng)存在15Hz的一階振蕩，這是由于制造誤差，從而導致輸入齒輪未位于中心位置而造成的。在仿真中考慮了55微米的偏心距，發(fā)現(xiàn)模擬結(jié)果與測量結(jié)果匹配的非常好。在更大的激勵下，在扭轉(zhuǎn)齒面間隙內(nèi)有明顯的運動，這是由于二階（30 Hz）激勵引起的。這時的測量和計算之間的一致性也非常好。

下一步，將模擬得到的結(jié)構噪聲水平與箱體某一點處的結(jié)構噪聲水平在不同的激勵下進行比較，以及在特定的500 rad /s²的加速度激勵下的頻譜進行比較，見圖。結(jié)構噪聲水平將由箱體的加速度的RMS值產(chǎn)生。



在較低強度的激勵下的噪聲水平的偏差，是由實驗期間試驗臺的基本振動引起的，這些振動被傳遞到變速器中，但這在模擬中是沒有的。在從200 rad /s²的激勵開始，對變速箱進行激勵輸入時，加速度幅度與測量和計算之間的對應關系良好。頻譜相對寬帶也很好。

只有在3.5和5 kHz之間的范圍內(nèi)，實驗檢測的實際傳輸具有在模擬中未檢測到的頻譜幅值成分。盡管如此，應該指出的是，隨著模擬方法的發(fā)展，Rasseln噪聲的水平和它們的頻率特性和實際相比都被恰當?shù)仫@示出來了。



3.2 Heulen

為了優(yōu)化負載下的齒輪的聲學特性，開發(fā)了如圖所示的實驗齒輪箱。直齒嚙合的驅(qū)動小齒輪和輸出齒輪分別通過鍵槽與輸入軸和輸出軸連接。在第一步中，研究了未修正的直齒嚙合，以便生成最高可能的和可追蹤的水平曲線，然后與仿真進行比較。



變速箱的聲學特性是通過將輸入軸轉(zhuǎn)速從300 rpm到1300 rpm來記錄的。同時，安裝在變速器殼體上的加速度計記錄了殼體的振動。測量的傳動軸速度曲線在模擬中依次用作輸入速度。

圖中顯示了測量的和計算出的結(jié)構噪聲聲級。



在較低的速度范圍內(nèi)，測量的噪聲生平高于計算的噪聲水平，這是由整個試驗臺的基礎振動造成的，這些振動被傳遞到變速箱中，但在模擬中是不被考慮的。從大約600轉(zhuǎn)/分鐘的速度開始，計算的噪聲水平比測量噪聲的水平高出大約2分貝。這兩個水平曲線的特征保持一致。

4：在一個雙離合變速箱上的應有（Anwendungan einem Doppelkupplungsgetriebe）

為了證明模擬方法的實用性，將設計的模塊和建模技術應用于標準驅(qū)動車輛的雙離合變速器。以五檔為例，說明檔位預選變速策略對Rasseln噪音的影響。此外，針對此噪音將介紹一個降噪措施，即中間軸的解耦。



測試的變速箱基于[8]中提出的概念。

圖中可以看到所有齒輪組對的簡圖，其中除了原始齒輪組對之外，還有一對潛在的可用于離合器K1解耦的齒輪組對，將以灰色繪制。像所有雙離合器變速器一樣，它由兩個分部變速箱組成：一個負責所有偶數(shù)檔位，另一個負責所有奇數(shù)檔位。一個簡單的離合器變更操作即可完成無傳遞力中斷過程的換擋，它是以重疊檔位的形式實現(xiàn)的。

由于沒有關于這個變速箱設計理念的設計數(shù)據(jù)，所以在第一步中，對傳動比進行了確定并對部件進行了一個初步的造型。隨后，如上所述構建并研究變速器的仿真模型。假定是采用注塑潤滑，并假定由此產(chǎn)生的飛濺損失可以忽略不計。首先直接考慮變速箱而不考慮中間軸的解耦。

對于手動直接換擋的五檔變速箱，已經(jīng)對不同預選檔的影響進行了研究。變速箱將以900rpm的平均速度和疊加的扭轉(zhuǎn)振動激勵進行激勵，并以50Nm的扭矩作為輸出扭矩。圖中顯示了變速箱體表面的某一處的以結(jié)構噪聲水平。



沒有預選的齒輪，那無負載的分部變速器就不會產(chǎn)生激勵，噪聲水平很低。如果有預選的齒輪，產(chǎn)生Rasseln噪音的點也會增多，并且因此噪聲也會增大，這是由于傳動比的關系，在第二個分部變速器中預選的四檔位齒輪的轉(zhuǎn)速比預選的六檔位齒輪高。這導致在預選的第四檔的中，中間軸2和輸入軸2的扭轉(zhuǎn)振幅更高，以及因此產(chǎn)生更高的噪聲水平。

所示的模擬中的變速器箱體上的結(jié)構噪聲水平通常略高于實車中變速器上的通常測得的噪聲水平。這是由于模擬的變速箱箱體的造型設計簡單，有許多光滑的表面且只有極少數(shù)的筋板所致。
圖中顯示中間軸解耦的結(jié)果。



在此，如果離合器K1不在整個功率傳遞路線中，則在運動學上與變速器輸入分開，并且因此避免奇數(shù)部分變速器的Rasseln噪音激勵。

該措施僅在怠速和直接手動五檔時有效。它會導致噪聲水平降低，這是非常明確的，尤其是沒有檔位預選的情況下。

另一個積極的效果是拖曳轉(zhuǎn)矩的減少。盡管中間軸1由于活動齒輪軸承和同步器環(huán)的驅(qū)動拖曳轉(zhuǎn)矩而繼續(xù)旋轉(zhuǎn)，但是速度顯著降低。

在預選六檔的情況下，措施使得與負載無關的阻力矩從0.8629減少到0.8509 Nm（-1.39％），而沒有預選檔的情況下，從0.4132減少到0.3901 Nm（-5.59％）。

5：小結(jié)（Zusammenfassung）

這篇小論文提出了用于模擬車輛變速器噪聲的方法。

開發(fā)了用于描述在齒輪、同步器、滑動軸承和滾柱軸承上的接觸的研究方法，不僅考慮材料剛度而且還考慮這些位置處存在的油膜。為了接觸模型的建立，剩余部分的建模也將被闡明。

該模擬建模的貢獻有兩方面，一方面，對相關頻率結(jié)構噪聲行為的預測范圍可達10 kHz，另一方面足夠有效地將整車變速箱在現(xiàn)實邊界條件復制出來。

通過測量驗證表明，利用所開發(fā)建模模擬的方法，不僅可以將噪聲水平也可以將其頻率特征都表現(xiàn)出來。

通過計算雙離合變速器的Rasseln噪聲行為來顯示方法的實用性。一方面表明，檔位（齒輪）預選對噪音有負面影響，另一方面，通過將中間軸解耦（分離），可以實現(xiàn)對低拖曳轉(zhuǎn)矩和噪音的降低。

6：參考文獻（Literaturhinweise）

[1] Naunheimer,H.; Bertsche; B.; Lechner, G.: Fahrzeuggetriebe. Berlin Heidelberg: Springer,2. Auflage, 2007
[2] N. N.:Simpack documentation. Simpack AG, Version 9.1, Gilching, 2012
[3] Mauer, L.: Gearwheels in Simpack. In: Simpack News8 (2004), Nr. 1, S. 10-11
[4] Venner, C. H.; Lubrecht, A. A.: Multilevel methodsin lubrication. Amsterdam: Elsevier Science, 2000
[5] Fietkau, P.; Baumann, A.; Bertsche, B.: Simulationof passenger car synchronizer ring movement during rattling. In: Proceedings ofthe Institution of Mechanical Engineers, Part K: Journal of Multi-body Dynamics226 (2012), S. 3-16
[6] Vesselinov,V.; Weber J.; Hahn T.: Wälzlagerkennfelder für MKS Programme. TagungsbandATK 2007, Aachen, S. 213-223
[7] Craig, R. R. JR.; Bampton, M .C. C.: Coupling ofSubstructures for Dynamic Analyses. In:AIAA Journal 6 (1968), Nr. 7, S. 1313-1319
[8] Kubalczyk,R.; Ebenhoch, M.; Schneider, H.-J.: 7-Gang Doppelkupplungsgetriebe für sportlicheAnwendungen. Tagungsband Getriebe in Fahrzeugen 130 2006, Düsseldorf, S.309-324


文章最后筆者貼一下變速箱主要噪聲的分類及其原因簡述[1]：



來源：ATZ -Automobiltechnische Zeitschrift September 2013, Volume 115, Issue 9, pp 730–735
引用：Fietkau,P., Baumann, A., Sanzenbacher, S. et al. ATZ Automobiltech Z (2013) 115: 730.https://doi.org/10.1007/s35148-013-0252-7