变速箱齿轮噪声机理及应对措施研究

徐丽梅，石月奎

引言

随着汽车工业技术的发展，汽车已经不再仅仅满足结实耐用的一般需求，在舒适性特别是车内噪声方面已经有了显著的改善，怠速工况的车内噪声从几年前的45-46 dB(A)已经降低到现在42dB(A)左右，甚至有些已经达到了40 dB(A)，要达到这个级别的声压级，悬置、进排气等系统对车内噪声的影响已经很小，而动力总成带来的噪声特别是怠速工况下变速箱的噪声对车内噪声的影响已经成为了主要影响因素。

对于匹配手动变速箱的动力总成来说，发动机在工作过程中活塞往复运动，将燃烧压力转换为旋转动力，曲轴每转动两圈，即活塞往复运动两次才有一次点火，燃烧在气缸中发生一次，这样就产生的扭矩波动，随着发动机追求更好的动力性，缸内平均有效压力也在不断增大，这种扭矩波动也越来越大。这一扭矩波动经过离合器传送到变速箱，尽管有离合器的减振，但是手动变速箱没有高粘性阻尼的内在液力变矩器[1]，所以无法消除变速箱的噪声。

本文中所研究的MPV车型在怠速工况和匀速80km/h工况，驾驶员位置均能较明显的听到来自变速箱的噪声，通过优化离合器刚度和阻尼、优化传递路径等方法，显著降低了变速箱噪声对车内特别是驾驶员位置影响。

1、变速箱齿轮噪声产生的原因

根据产生原理的不同，变速箱齿轮噪声可以分别啸叫声（Gear Whine)和敲击声（Gear Rattle）。

变速箱啸叫声一般是由传递力的那对齿轮副或者多对齿轮副间的传动误差导致，由于齿轮的相互撞击，传递力的齿轮会产生形变，再加上齿轮存在加工误差和齿轮副间存在配合间隙，使得在齿轮副传递力的过程中不断地产生撞击，从而形成了啸叫声；其频率范围一般为中高频，且具有阶次性，同样还会存在谐波，即存在一阶、二阶等成分；主阶次的声压级一般较总声压级小 10dB(A)以上，但是由于其频带很窄且随着转速增加频率也增加，因而听起来类似口哨声，所以很容易被人察觉并产生不适感[2][3]。

变速箱的敲击噪声通常是由不传递力的齿轮副导致的，表现为金属和金属之间的敲击声；由于齿轮副不传递力所以其在旋转方向上没有约束，很容易受到发动机在运行过程中扭矩波动的影响产生敲击；根据敲击门槛值理论[4]，齿轮敲击噪声受驱动力矩、阻滞力矩和惯性力矩三者影响，当阻滞力矩小于惯性力矩时，一般会产生敲击；其频率一般为宽频带，通常会在某一转速区间产生，一般会出现在低速区间，没有阶次性特点，听起来类似“咔嗒”声或者“哗啦”声。

2、传递路径分析及验证

2.1 变速箱噪声传递路径分析

变速箱齿轮噪声一般通过空气和结构两种传播方式传递到车内，如图 1。通过车身、车门等的孔洞和缝隙、车门密封条及地板等壁板直接传入到车内，是空气声传播；通过换挡拉索、悬置支架、悬架等与车身的连接部件，引起车身壁振动从而传递到车内，是结构声传播。

对于空气声来说，通常采用的措施提高整车的隔性能，如提高车身的密封性能、提高车门密封条的接触面积和采用隔吸声性能更好的声学包材料（特别是地板和防火墙等位置）等方法。

对于结构声来说，通常采用传递路径的分析法。对于变速箱噪声来说，变速箱作为激励源，并通过悬置、拉索等多个路径传递到车内，每一个激励分量和车内的响应都有一条传递路径相关联[5]。变速箱则通过某一条路径的激励而产生的车内噪声响应可以表达为：

其中， Hi( ω)为该路径的传递函数； Xi( ω)为某一激励力的力谱。

如果有这样的n条传递路径，那么车内噪声的声压级可表达为：

2.2 传递路径查找及验证

本文所要研究的车型的动力总成为纵置的布置形式，变速箱为带有中间轴的5速变速箱（5个前进档和1个倒档），其结构简图见图2。

各级齿数比见下表，

表1 变速箱各档齿比

怠速工况时，驾驶员位置能够明显的听到“哗啦哗啦”的声音和类似吹口哨的声音，当踩下离合器踏板后此声音消失，初步判断是由于变速箱内部齿轮或同步环等金属件产生的；通过声音回放可以断定“哗啦哗啦”声音的频率为815Hz左右（图3中1所圈部分）。

由于频率较高首先怀疑是空气声传播，对该车型进行了超声波泄露检查，发现中通位置的泄漏较严重，且车身钣金直接裸露，于是对此部位进行了声学处理，处理前后的对比见图4。

处理后进行了主观评价，发现“哗啦”没有明显的变化，于是决定从结构传递路径查找根源，又排查了换挡拉索和变速箱悬置支架。通过测试变速箱悬置的隔振测试发现，变速箱悬置车身侧在 840 Hz区间的振动要明显大于发动机左悬置，变速箱悬置车身侧支架的振幅为 2.6 m/s2，发动机左悬置振幅为0.3 m/s2，其振动对比见图5。

为了进一步确定800Hz左右的声音是由变速箱悬置这条路径传递到车内的，对变速箱的变速箱侧支架和车身侧支架进行了FRF（频率响应函数Frequency Response Function）的测试，传感器布置方式和测试悬置隔振时相同，见图6左侧图。

通过对比变速箱悬置的主被动侧支架频率响应结果，发现同样激励下变速箱侧支架对800Hz的响应更大（图7中红色实线），为了降低变速箱侧悬置支架的频响特性，在支架上附加了约1000g的质量块（见图6中的右侧图），再次对支架进行了频响函数的敲击测试，测试结果见图7种绿色虚线，通过和原状态的响应对比，可以发现附加质量后在800多Hz频率段的响应明显降低，且在整个频率段（0-1600Hz）没有峰值存在，效果比较明显。

为了验证效果，测试了附加质量后怠速工况车内噪声，与最初状态对比发现，在815Hz频率附近的峰值有较明显的下降，降低了近 10dB（A），同时主观感觉“哗啦”的声音也基本感觉不到，说明对变速箱悬置主动的支架进行附加质量后可以有效降低变速箱敲击声从悬置支架这条路径传递到车内的能量。

3、离合器及齿轮优化验证

怠速主观评价时除了能听到“哗啦”声外，还存在一种类似口哨的声音，经过声音回放可以确定其频率为261Hz左右（图3中2号圈位置），同时该试验车在匀速80km/h行驶时，驾驶员右耳位置能听到更加明显的口哨声，其频率为855Hz，其频谱如图9所示。

在怠速工况和五档 80km/h匀速行驶时发动机转速分别为750rpm和2430rpm，则发动机激励的基频为：

f80km/h=ne/60=2430/60=40.5Hz变速器长啮合齿轮副的齿比为32:21，那么长啮合主动齿在怠速工况和80km/h的匀速工况激励频率分别为：

f2=f80km/h*n=40.5*21=850.5Hz其中 n为长啮合齿轮副主动齿数；f1和f2分别为怠速和匀速80km/h时主动齿的激励频率。

通过对比f1和图3中2号圈位置的频率、f2和图9所圈位置的频率基本吻合，可以断定两种工况听到的口哨声均是由长啮合齿轮副中的主动齿导致的。针对此问题，首先对原车所配离合器的刚度（约为40Nm/o）进行了调整，降低10%的刚度，同时增加约10%的阻尼，调整前后离合器的照片（弹簧由5圈减少到4圈），见图10。

同时，对长啮合的齿轮进行了齿轮的修形，尽可能的使齿面在传递力的过程中齿面压力均匀，降低其传递误差。实施这两个措施后，怠速工况的测试结果，见图10，从colormap图的对比可以明显的看到，在260Hz频带的颜色明显变浅，同时主观感觉口哨声基本消失。

从图12的匀速80km/h测试结果对比可以明显的看到，800Hz频率段的噪声峰值降低了超过 10dB(A)，口哨声已经消失，车内噪声值也从原状态的67.96 dB(A)降低到了65.68 dB(A)，主观感觉已无明显的变速箱啸叫声，效果较好。

通过降低离合器刚度增加阻尼的方法可以降低发动机传递到变速箱的扭矩波动，降低怠速工况下的变速箱噪声；通过优化长啮合齿轮的齿形，可以改善齿轮在啮合过程中的接触面，降低齿轮的传递误差，从而降低齿轮的啸叫声。

4、结论

通过对变速箱噪声产生机理的分析，对车内噪声的影响主要通过结构传递和空气传递；

怠速工况下的变速箱敲击声更容易通过结构传递到车内，需要特别关注换挡拉索和变速箱悬置支架等路径；

通过声音回放的方式可以较容易的判断异响出现的频率，并根据阶次跟踪的理论可以较快速的判断产生啸叫声的齿轮副；

降低优化离合器刚度、增大阻尼可以降低发动机传递到变速箱的扭矩波动；

优化齿轮的齿形，保证齿轮在受力的过程中接触面受力均匀，降低传递误差可以有效地改善齿轮的啸叫声。

[1] M.Y Wang，R.Manoj，W.Zhao，汽车手动变速箱的齿轮敲击模拟和分析 [J]，传动技术，2002，16（4），27-32.

[2] Ashish Kanase,Yogiraj Mane, Amey Kulkarni, Manual Gearbox Gear Whine Noise Prediction and Importance of Parametric nsitivity in NVH[J],SAE 2013-26-0091.

[3] 江会仙，汽车手动变速箱啸叫的原因分析与改进[D].南京:南京航空航天大学.2014.

[4] 李润方，王建军. 齿轮系统动力学[M].北京:科学出版社,1997.

[5] 庞剑，刚，何华，汽车噪声与振动—理论与应用[M]，北京：北京理工大学出版社，2006.