基于多体动力学的变速器总成噪声模拟技术研究

岳贵平 卢炳武 史继霞 赵建 朴英子 牛文博

（中国第一汽车股份有限公司技术中心 汽车振动噪声与安全控制综合技术国家重点实验室）

基于多体动力学的变速器总成噪声模拟技术研究

岳贵平 卢炳武 史继霞 赵建 朴英子 牛文博

（中国第一汽车股份有限公司技术中心 汽车振动噪声与安全控制综合技术国家重点实验室）

对某变速器齿轮啸叫噪声大的问题，建立该变速器总成的有限元和动力学模型进行研究。基于多体动力学，以齿轮微观修形理论为基础对该变速器齿轮传递误差进行修形，并对修形前、后变速器的辐射噪声进行分析。结果表明，齿轮微观修形后，传递误差峰值降低，辐射声功率变小，变速器总成噪声有所降低。

1 前言

变速器噪声是汽车噪声的重要来源。目前手动变速器仍占汽车市场最大份额，其工作环境也比大部分自动变速器恶劣。随着手动变速器速度和荷载的提高，其振动噪声问题也随之越来越严重。目前，手动变速器的主要噪声问题包括齿轮啸叫噪声、齿轮敲击噪声和喀喀声[1]。齿轮啸叫噪声是一种中高频的纯音噪声，即使声压级很低，人耳对其也十分敏感，这增加了对啸叫噪声控制的难度。

变速器齿轮传递误差是引起啸叫噪声的重要因素之一。通过啮合齿轮的微观修形，可以优化齿轮传递误差，从而改善齿轮的啸叫噪声，因此微观修形是优化齿轮啸叫噪声的一种十分重要的手段。本文利用MASTA软件对某型号手动变速器6挡齿轮和主减速齿轮进行微观修形，并且计算齿轮微观修形前后的传递误差和时变啮合刚度。利用AVL Excite PU软件建立变速器多体动力学模型并对其进行多体动力学计算分析以获得变速器壳体的表面振动速度级，最后以该参数作为输入数据，使用LMS Virtual.lab软件的ATV方法对变速器总成进行辐射噪声模拟分析。

2 齿轮啸叫噪声产生机理和传递过程分析

变速器齿轮啸叫噪声是由齿轮啮合过程中的传递误差引起的，齿轮传递误差为啮合线方向上被动轮齿廓在实际啮合时所处位置与理想条件下应处位置之间的偏差。传递误差的波动反映出被动轮传动不均匀性[2]，该不均匀性直接导致齿轮在啮合接触时产生以齿数为基频的动态接触力，这种齿轮内部的激励力会激励起变速器壳体的振动，从而向外辐射噪声。变速器辐射噪声产生和传递路线示意如图1所示。

手动变速器由多组齿轮对、轴承、传动轴、同步器、换挡机构和壳体等组成，影响变速器噪声的因素也较多，本文重点研究齿轮修形对单一转速变速器辐射噪声的影响。

3 微观修形下的传递误差计算研究

3.1 齿轮齿面微观修形方法

齿轮微观修形是减小变速器齿轮工作状态下传递误差的重要手段，其可以弥补因变速器齿轮轴受载变形引起的啮合位置错位，使啮合齿面在啮合后所受压力分布均匀。通过减少齿面材料，保证齿轮上轮齿受载变形后仍能够平稳的传递力矩。通过齿轮齿面的微观修形，会改善齿轮啮合刚度的波动量，降低齿轮啮合过程中冲击激励，达到降低齿轮啸叫噪声的目的。

齿轮微观修形的理论依据是调整齿向和齿形的微观参数，降低传递误差；调整变速器齿轮齿向角偏差，使齿轮最大应力能分布在齿轮齿向中心；调整齿轮起鼓修形量，使得齿面最大应力值尽可能低[3]。齿轮齿面微观修形可分为齿形、齿向和对角修形3种方式[4]。

齿形修形也称作齿廓修形，是指在齿廓方向上进行的起鼓修形、线性修形以及齿顶/齿根修缘等。通过齿形修形可以减小齿轮啮合过程中受载变形引起的齿廓方向上的偏差。

齿向修形是指沿齿宽方向进行的起鼓、线性等形式的修形，其目的是消除由于齿轮轴受载产生的弯曲及扭转变形，从而减小因齿轮轴变形或错位引起的齿轮传递误差。

对角修形一般使用较少，是指对齿轮的啮入和啮出端进行修形，目的是避免齿轮啮入和啮出的冲击。

3.2 齿轮齿面微观修形过程

以某型号6速手动变速器为研究对象，其齿轮系统结构示意如图2所示。变速器计算模型中壳体通过轴承处的3个节点与齿轮系统相连接，在传递误差计算过程中均考虑壳体和轴承的刚度。计算工况为输入轴转速4 000 r/min，输入扭矩81 N·m（额定扭矩的30%）。

在给定的计算工况下，用3种修形方式对6挡主、被动齿轮进行齿面微观修形优化。修形优化主要针对表1中的9个参数进行调整，使用MASTA软件的优化程序计算得到各参数的修形量如表1所列。

表1 6挡齿轮修形量 μm

在齿向方向上，中间部位主要通过起鼓和线性修形调整，最大修形量为4 μm；两侧部位主要通过左右端抛物线修形调整，最大修形量为27.4 μm。齿向方向上修形曲线如图3所示。

在齿形方向上主要通过起鼓修形、线性修形和齿顶修形来调整齿面形状，在齿面中部主要是起鼓修形，最大修形量为5 μm，而对齿顶位置进行11 μm的线性修形。齿形修形量如图4所示，其中总体修形曲线与被动轮修形曲线相同。

图5为主动齿轮整个齿面上的对角修形量，可知右上区域修形量最大。图6为3种修形在齿面上的综合修形效果。

通过对6挡齿轮微观修形后，齿轮传递误差峰-峰值从1.97 μm减小到0.54 μm，降低72.6%，其修形前、后传递误差曲线对比如图7所示。齿轮啮合刚度与齿轮传递误差成反比，修形前、后齿轮啮合刚度曲线对比如图8所示。可以看出，修形后6挡齿轮啮合刚度曲线波动量变小。齿轮啮合刚度曲线反映的是在齿轮工作过程中啮合刚度的时变特性，可作为后续变速器动力学计算中的齿轮参数输入。

4 动力学模型建立和分析

4.1 变速器动力学模型建立

变速器动力学模型由AVL Excite PU软件搭建，齿轮啮合刚度曲线作为齿轮非线性参数被输入到动力学模型中，变速器壳体通过模态缩减方法进行自由度缩减和恢复，最后得到计算工况下壳体表面振动速度。

动力和振动问题的有关计算比静力分析的计算耗费更大。模型自由度过多，需要用自由度缩减技术来减少自由度数目。

矩阵的凝聚和恢复即让主自由度的运动代替整体结构的运动，通过矩阵的凝聚让所有的从自由度从动力学方程的矩阵中消失，仅保留具有特殊意义的主自由度。当获得主自由度的运动状态后，通过NASTRAN的内部运算法恢复被消去的从自由度的运动。

利用三维建模软件Pro/E建立变速器壳体几何模型，利用HyperMesh建立壳体有限元模型，单元大小为6mm。同时对壳体轴承利用刚性连接简化，进行矩阵缩减，获得对各轴承位置中心点主自由度，把缩减获得的矩阵导入非线性多体动力学软件。在利用有限元法建立变速器柔性体振动噪声模型的基础上，对变速器总成进行动力学分析，获得变速器壳体各节点振动速度级，将其作为辐射噪声研究分析的边界条件。

该动力学主要研究过程框架如图9所示。用于矩阵缩减和恢复的有限元模型如图10所示。按照变速器常用转速，本次加载的动力学激励为6挡恒定转速（4 000 r/min）激励，输出控制利用恒定扭矩控制。激励加载在图11中等效曲轴位置。按照变速器内部结构，图11中的动力学模型输入了详细的齿轮轴和齿轮参数。

4.2 动力学计算结果分析

基于有限元及系统动力耦合方法进行的变速器振动分析在一定程度上能预测变速器本身的振动特性。动力学模型为非线性系统，其包括所有的变速器线性和非线性零部件之间的连接。所计算的齿轮修形前、后变速器在20～3 000 Hz频段内表面总速度积分级分别如图12和图13所示。可以看出，各轴承附近数值较大，齿轮修形前、后速度级较大位置无明显变化，无法判断修形后辐射噪声水平是否降低，因此需要以计算的该频段振动速度级结果为输入，进行辐射噪声计算分析，以判断齿轮修形对辐射噪声的影响。

5 辐射噪声分析

20世纪90年代起，一些学者陆续提出噪声辐射的概念。随着模态参数识别技术的不断提高，也有学者利用声学传递向量（ATV）方法研究结构的辐射噪声[5，6]。

经典噪声的核心是线性假设。时域内的波动方程和频域内的Helmholtz方程均是在声压波动较小的前提下，通过线性化基本质量方程和动力方程得到的。每一个噪声系统都可被看作线性系统，因此就可以建立一个把产生声压的振动表面作为输入，把在空间内任何位置处产生声压作为输出的线性系统。

振动结构的表面速度是结构振动速度的法向分量，法向分量在振动波的产生过程中起重要作用。若用声压P表示单个麦克风的声压级，用代表表面振动速度的法向量，则关于频率的关系式为：

根据有限元方法和模型缩减进行动力学计算得到变速器壳体的表面速度级，再采用直接边界元的方法计算空间的辐射噪声分布。利用Virtual Lab软件，通过布置和声学消声器进行变速器辐射噪声试验一致的场点分布，得到声场中各点的声学参数，边界元模型和声学场点模型如图14所示。

以齿轮修形前、后获得的变速器壳体表面速度级为输入数据，用ATV方法得到变速器辐射噪声。辐射声功率计算结果如图15所示。可以看出，6挡4 000 r/min在20～3 000 Hz频段内，齿轮微观修形后辐射声功率变小，该频段内总辐射声功率级由109.68 dB(A)减小到109.46 dB(A)，减少了0.22 dB(A)。

6 结束语

a.齿轮微观修形是减小变速器齿轮工作状态下传递误差的重要手段。6挡齿轮微观修形后，齿轮传递误差峰-峰值从1.97 μm减小到0.54 μm，降低了72.6%。

b.变速器齿轮啸叫噪声是由齿轮啮合过程中的传递误差引起的。齿轮传递误差峰-峰值减小1.43，变速器总噪声减小了0.22dB，降噪效果明显。

参考文献

1 李润方，王建军.齿轮系统动力学.北京：科学技术出版社，1996：11～13.

2 葛如海，姜旭义，杨文涛.齿面微观修形在汽车变速器降噪中的应用研究.汽车工程，2009（6）:557～560.

3 MichalHajzman,Vladimir Zeman.Modeling of gearbox vibra⁃tion and noise.PAMM，2005（5）：93～94.

4 MAO QIBO,JIANG ZHE.Research on Sound Radiation Modes.Journal of Vibration Engineering,2000:633～637.

5 付志方,华宏星.模态分析理论与应用.上海：上海交通大学出版社，2002:82～106.

6 顾健华.机械变速器啸叫声成因分析和降噪研究：[学位论文].上海:上海交通大学，2012.

（责任编辑晨 曦）

修改稿收到日期为2014年8月1日。

Research on Transmission Assembly Noise Simulation Technology Based on Multi-body Dynamics

Yue Guiping,Lu Bingwu,Shi Jixia,Zhao Jian,Piao Yingzi,Niu Wenbo
（State Key Laboratory of Comprehensive Technology on Automobile Vibration and Noise&Safety Control, China FAW Co.,Ltd R&D Center）

In order to eliminate the excessive gear whine noise of a transmission,FE and dynamics model of this transmission assembly are built and studied.Modification is made to gear transfer error of this transmission based on multi-body dynamics and gear micro-modification theory,and analysis is made to radiation noise of the transmission before and after modification.The results show that after micro-modification,the gear transfer error peak value declines, radiation sound power decreases,and the transmission noise goes down slightly.

Transmission,Noise,Dynamics model,Transfer error,Micro-modification

变速器 噪声 动力学模型 传递误差 微观修形

U463.212

A

1000-3703（2015）03-0021-04