某变速器噪声及振动异常分析

张教超，陈晓利，郝方楠

(陕西法士特齿轮有限责任公司,陕西西安 710119)



某变速器噪声及振动异常分析

张教超，陈晓利，郝方楠

(陕西法士特齿轮有限责任公司,陕西西安 710119)

某型8速变速器在整车试车中，变速器挂8挡时，当输入转速为1 300～1 600 r/min时，变速器产生明显的啸叫。为了解决这个问题，对该变速器进行台架试验，通过频谱分析及对变速器中间轴8挡轮、中间轴及变速器壳体进行模态试验及分析，发现8挡齿轮副啮合动态激励导致中间轴发生共振，引起变速器异响。通过改变8挡轮齿数但不改变速比，有效避开了中间轴的共振区，消除了变速器异响。

异响；齿轮；阶次分析；模态测试

0　引言

变速器是整车传动系的重要组成部件之一，变速器的振动噪声对整个传动系的振动噪声有着重要的影响。

变速器齿轮在啮合过程中，由于齿轮误差和受载变形等因素会产生冲击，进而产生啮合噪声。另一方面，在齿轮啮合过程的动态激励下，会激起其他部件(箱体等)的共振噪声，称为自鸣噪声，而自鸣噪声是闭式齿轮传动的主要声源[1]。因此，当变速器振动及噪声出现异常时，有必要对变速器各零部件总成进行模态试验与分析[2]，掌握各个零部件总成的模态信息，确认变速器是否发生共振。而在对变速器振动噪声信号进行分析时，采用阶次分析有利于找出变速器噪声的特征频率，定位噪声源[3-5]，进而采取相应的措施以减小变速器振动及噪声水平。

针对在整车试车时发生异响的某型8速变速器，进行了试验台加载试验、模态测试，通过阶次分析、模态分析等，确定了变速器产生异响的原因。在不改变速比的前提下，通过改变相应齿轮的齿数，有效降低了变速器的噪声水平。

1　振动噪声测试

1.1整车测试

某型8速变速器在整车试车时挂8挡，当发动机转速达到1 300～1 600 r/min时，驾驶员可明显听到变速器发出很大的啸叫声，给驾驶舒适性造成了极大的影响。为进一步确定异响的情况，在靠近变速器的地方布置了两个传声器，实车运行时测试其噪声值。测试结果如图1所示。可以看出：当发动机输入转速在1 300～1 600 r/min时，其噪声值都明显增大；转速为1 376 r/min时，噪声达到最大值。

1.2台架试验

为进一步分析变速器异响产生的原因，在半消声室内变速器加载试验台上对产生异响的变速器进行加载噪声及振动测试。输入转速从2 200降至500 r/min，输入扭矩为850 N·m，在变速器上布置2个振动传感器，在变速器周围布置了7个传声器。测试结果如图2—3所示。可以看出：与整车测试时情况相同，当输入转速达到1 300～1 600 r/min时，加速度及声压级都显著增大；当输入转速为1 420 r/min时，加速度及噪声出现最大值。

而从试验台加载的电机的输入转速、扭矩监测曲线可以看出，转速及扭矩波动很小，由此可以排除是由于电机或整车上发动机的扭矩波动导致变速器产生异响。

当变速器挂8挡时，计算得到其各齿轮副的阶次如表1所示。对加速度信号进行频谱分析，得到如图4所示的加速度Colormap图。对加速度信号进行阶次分析，结果如图5所示。从图5可以看出：当输入转速为1 300～1 600 r/min时， 8挡轮的第3阶次对振动贡献量最大。从图4中可以看出：在1 630～2 030 Hz频带范围内，存在一条较宽的共振频带。当输入转速为1 420 r/min时，根据表1计算得到常啮合轮和8挡轮的第3阶次啮合频率分别为1 704和1 767 Hz，正好处于图4所示的共振频带内。由此可判断，常啮合轮及8挡轮啮合过程中的动态激励导致变速器发生共振，从而导致输入转速为1 420 r/min左右时，变速器振动加速度及噪声值出现很大的峰值。

表1　变速器挂8挡时各啮合齿轮齿数、阶次

2　模态测试

变速器工作时，齿轮啮合动态激励首先传递到中间轴，再通过轴承传递到壳体。为进一步确定发生共振的零部件，采用锤击法对各主要零部件总成进行模态测试[2]。

2.1中间轴8挡轮模态测试

将8挡轮安装在中间轴上，将中间轴安装在变速器内，测量得到的8挡轮约束条件下的频响函数如图6所示。可以看出，在1 737 Hz存在1阶模态。

2.2中间轴模态测试

将中间轴安装在变速器壳体内，去掉其他零部件总成，测试中间轴约束条件下的模态。图7所示为中间轴约束状态下的频响函数。可以看出，在1 698 Hz左右存在1阶模态。

2.3壳体模态测试

对变速器壳体进行模态测试，图8所示为变速器壳体的频响曲线。可以看出：由于变速器壳体是箱体薄壁结构，因此它在整个频带范围内模态非常丰富。它在1 650～2 000 Hz频率范围存在1 653、1 780、1 803、1 892、1 978 Hz等模态。

从表1可知：当变速器输入转速为1 300～1 600 r/min时，常啮合轮和8挡轮的第3阶啮合频率分别为1 560～1 800 Hz，1 618～1 866 Hz，而中间轴8挡轮、中间轴在该频段存在一阶模态，壳体在该频段存在多阶模态。由此可知，当输入转速为1 300～1 600 r/min时，常啮合轮和8挡轮的动态啮合激励使得中间轴8挡轮及中间轴产生共振，并进一步激发壳体在该频段的模态，使其产生共振。因此，变速器在该转速段内噪声明显增大。

3　修改措施及效果

噪声控制主要从声源、传播途径、接受者3个方面考虑，可通过下列措施降低变速器的振动与噪声：(1)减小啮合齿轮副的动态激励能量，改变啮合齿轮副的激励频率以避开变速器的固有频率；(2)在齿轮啮合的振动能量到箱体的传递路径上采取隔振措施；(3)改变壳体结构形状，降低箱体的声辐射；(4)改善变速器所在环境，如采取隔声罩、吸声等措施。文中采用第一种方法，对8挡轮结构进行一定的改变，但不改变其速比，以达到消除共振的效果。

改变8挡主、被动齿轮的齿数，表2所示为8挡齿轮改变前后的齿数及阶次比较。

表2　8挡齿轮改变前后齿数及阶次比较

图9和图10 所示为改变8挡齿轮齿数前后台架试验与整车试验所测得的声压级对比，可以看出：改变齿轮齿数后，其最大声压级较改变前减小了约7 dB(A)，并且消除了原曲线中的共振峰值。从图9可以看到：在进行台架加载试验时，在转速为790、1 486 r/min时有2个共振峰，但其能量都较小。图11和图12所示为齿轮改变前后在加载试验台上测量得到的噪声Colormap图。8挡轮改变后，当转速为790 r/min时，8挡轮的第3阶啮合频率为1 790 Hz；当转速为1 486 r/min时，常啮合轮的第3阶啮合频率为1 783 Hz。由此可知，当输入转速为790、1 486 r/min时，分别由8挡轮、常啮合轮的动态激励激发起壳体的1 780 Hz模态，从而引起壳体共振，因此在该两个转速下存在共振峰。

分析表1和表2及图11和图12可以发现：8挡轮改变前，常啮合轮和8挡轮的阶次非常接近，即啮合频率也非常接近，也就是说，在某一转速下、某一共振频带内，同时有2对轮对中间轴及壳体施加了2个频率非常接近的动态激励；而8挡轮改变后，常啮合轮和8挡轮的阶次相差很大，即啮合频率相差很大，在某一转速下、某一共振频带内，仅一对轮对中间轴及壳体施加动态激励，其激励能量必然较8挡轮改变前小得多。因此，8挡轮改变后，虽然也存在共振，但其峰值较改变前小了很多。

4　结论

针对在整车试车时发生异响的某型8速变速器，进行了试验台加载试验、模态测试，通过频谱分析、模态分析等，确定了变速器产生异响的原因，在不改变速比的情况下，改变相应齿轮的齿数，有效降低了变速器的噪声水平，得到以下结论：

(1)在进行变速器设计时，应进行相应的动力学分析，避免发生共振。

(2)应尽量避免使两对齿轮的阶次过于接近，以减小同一频率的激励能量。

【1】李润方,王建军.齿轮系统动力学-振动、冲击、噪声[M].北京：科学出版社，1997：11.

【2】王基,吴新跃,朱石坚.某型船用传动齿轮箱振动模态的试验与分析[J].海军工程大学学报,2007,19(2):55-58,67.

【3】龙月泉,石晓辉,施全.基于阶次跟踪的变速箱噪声源识别[J].噪声与振动控制,2009,29(1):77-81.

【4】李辉,郑海起,唐力伟.基于阶次双谱的齿轮箱升降速过程故障诊断研究[J].中国机械工程,2006,17(16):1665-1668.

【5】康海英,栾军英,郑海起,等.基于阶次跟踪和经验模式分析的齿轮诊断[J].上海交通大学学报,2007,41(9):1529-1532.

Analysis for Abnormal Noise and Vibration of One Transmission

ZHANG Jiaochao, CHEN Xiaoli, HAO Fangnan

(Shannxi FAST Gear Co.,Ltd., Xi’an Shannxi 710119,China)

Transmission is one important sect1 of the power transfer system of a car. Its sound and vibration deeply affect the car’s sound quality. An eight gears transmission fixed in a car howls when it is in the eighth gear and the input speed is 1 300～1 600 r/min. In order to solve the problem, the transmission was fixed on the test device, and the vibration and sound of the transmission was measured. It was found that the middle shaft resonated because of the mesh process dynamic excitation of the eighth gear by frequency spectrum analysis and modal analysis. That was the reason why the transmission generated abnormal noise. Through changing the number of the gears’ teeth but not changing the velocity ratio, the middle shaft resonating is effective avoided and the abnormal noise of the transmission is eliminated.

Abnormal noise; Gears; Frequency spectrum analysis; Modal analysis

2015-03-25

张教超(1985—)，男，助理工程师，从事变速器振动噪声测试与分析。E-mail：jczhangwn@163.com。