王连生，郝志勇，罗乐
（浙江大学能源工程学系，杭州310027）
摘要：为分析某手动变速箱齿轮啸叫噪声特性，首先通过整车道路试验和变速箱台架试验，识别出产生齿轮啸叫噪声的特征阶次及转速，然后建立该手动变速箱齿轮系的多体动力学模型，考虑各齿轮对的时变啮合刚度、齿侧间隙、啮合阻尼，计算获得了轴承动态载荷。利用在二档工况下获得的变速箱各个轴承动态载荷，采用有限元及边界元法计算得到变速箱壳体的振动响应及辐射噪声，并利用试验测得的结构表面振动加速度、声强法进行了试验验证。仿真获得了变速箱壳体主要辐射噪声源位置，为降低啸叫声提供了依据。
关键词：手动变速箱；齿轮啸叫噪声；多体动力学；阶次跟踪；声强试验
主要软件：A VL EXCITE TD；HYPERMESH；ABAQUS；LMS Virtual.Lab
Simulation and experiment on manual transmission
gear whine noise
WANG Lian-sheng，HAO Zhi-yong，LUO Le
(College of Energy Engineering, Zhejiang University, Hangzhou 310027,China)
Abstract:To analyze the characteristics of manual transmission gear whine noise, vehicle road test and transmission bench test were carried out to identify the gear whine orders and speed, and then the multi-body dynamic model of the manual transmission gear train was created considering gear pairs’ time-varying mesh stiffness, backlash, mesh damping. Then dynamic bearing loads were obtained. In the second gear ratio, the vibration response and radiation noise of the transmission housing were calculated using dynamic bearing loads with finite element and boundary element method. Transmission’s surface vibration and sound intensity experiment were given to verify the simulation results. The source of gear whine was found by the simulation, which was instructive to reduce the gear whine noise.
Key words:manual transmission; gear whine; multi-body dynamics; order tracking; sound intensity measurement
Software：A VL EXCITE TD；HYPERMESH；ABAQUS；LMS Virtual.Lab 随着国家法规对整车噪声控制要求的日益严格，以及消费者对汽车乘坐舒适性的要求越来越高，振动及噪声已成为汽车性能的关键
指标之一。汽车的噪声源有很多，如发动机、变速箱、驱动桥、传动轴、车身、玻璃窗、轮胎等都会产生噪声。目前，对汽车发动机、轮胎的降噪技术研究较多，并趋于成熟。随着发动机等降噪技术的不断提高，变速箱的噪声便凸显出来，将会成为汽车噪声的重要来源。
变速箱齿轮啸叫噪声属于音调类噪声，其频率范围一般在700-4000Hz，传递至驾驶舱内
使人敏感，刺耳难受，使整车声品质变差，因而需要避免产生齿轮啸叫[1]。以往对变速箱齿轮啸叫噪声的研究大多利用阶次跟踪试验分析识别出啸叫噪声特征频率、阶次及声源，并通过优化齿轮的宏观、微观设计参数来减小动态激励力，从而降低啸叫噪声[2-6]。
本文通过整车道路测试和变速箱台架试验，识别出齿轮啸叫噪声的特征阶次及转速范围；然后建立对应的齿轮系多体动力学模型，计算得轴承动态载荷，利用有限元和边界元法，计算获得变速箱壳体振动响应及辐射噪声的主要区域，对于从变速箱壳体振动响应角度减小啸叫噪声具有指导意义。
1 变速箱齿轮啸叫噪声试验
啸叫噪声试验对象为某手动变速箱，实验样车动力总成为横置前驱，其四缸直列汽油发动机排量为1.6L，发动机额定功率92KW，手动变速箱额定输入扭矩200Nm，整车空载质量1282Kg。变速箱有五个前进档位和一个倒车档位。试验跑道为平直的水泥公路，无风或微风，天气晴朗条件下进行。
图1振动阶次谱图
图2 振动阶次切片图
图1表示变速箱二档工况下，选取的振动信息丰富、具有代表性的变速箱壳体后轴承座处振动测点在发动机怠速至4000rpm升速的转速范围内的振动阶次谱图，分析发现在5.875、18.38、36.63、55阶次振动对变速箱振动贡献量较大。由于试验所用光电式转速传感器在发动机舱受安装条件限制，转速通道采集的是发动机前端一带轮转速，故考虑转换系数（约1.25）后，可知变速箱在7.33阶、22阶、44阶、66阶存在单阶次明显振动，这些特征阶次分别为变速箱二档（齿数比45/22）工况下，主减齿轮的啮合阶次7.33ord，二档齿轮啮合阶次22ord及其2、3谐次；从后端盖轴承座上测点振动阶次切片图2可以看出，
在2000-3000rpm转速范围内，二档齿轮各啮合阶次振动急剧增加，对变速箱壳体振动贡献量较大，是引起车内啸叫噪声的主要原因。这一分析结果与通常汽车变速箱在低档位、低转速区间工况下，主观上更容易听到或察觉到啸叫这一普遍现象相一致。
2 齿轮传动系多体动力学分析
引起齿轮传动系振动与噪声的齿轮啮合动态激励分为外部激励和内部激励两种。外部激励是指除齿轮啮合时产生的内部激励外，齿轮系统的其它因素对齿轮啮合和齿轮系统产生的动态激励。如由于发动机、负载的变化对齿轮系的动态激励作用。内部动态激励是由于同时啮合轮齿对数的变化、轮齿受载产生的弹性变形、齿轮传动误差、齿侧间隙等引起啮合过程中的轮齿动态接触力产生的[7]。
2.1 齿轮传动系建模
图3为某乘用车前驱横置式5档手动变速箱内部齿轮传动系总成实体装配结构图。变速箱内部齿轮系主要包括各级传动轴、齿轮副、同步器及连接轴承等，根据各部件之间实际连接关系，综合考虑齿轮时变啮合刚度、啮合阻尼、齿侧间隙、传动误差等因素，采用集中质量法建立齿轮系多体动力学数值仿真模型，图4为二档工况下齿轮传动系动力学仿真模型。
图3 齿轮系结构图
图4 齿轮系多体动力学模型
2.2 齿轮时变啮合刚度
变速箱齿轮传动系中，齿轮在啮合过程中单齿啮合和双齿啮合的交替变化，会导致齿轮的啮合刚度在单
齿和双齿啮合交替时会发生突变，且在不同的啮合位置，每一对啮合轮齿的啮合刚度也不相同。参考文献[8]计算齿轮时变啮合刚度的方法，运用Matlab编程计算得到各齿轮对时变啮合刚度，图5为二档啮合齿轮的时变刚度曲线。
汽车波箱
图5 二档齿轮时变啮合刚度
2.3 轴承动态载荷
在变速箱齿轮啸叫噪声仿真计算时，为了与变速箱台架试验工况相对应，齿轮系动力学模型中不考虑变
速箱输入轴的转速波动输入激励；输出负载为恒定扭矩。
齿轮系啮合产生的机械激励经过轮齿、轮体、传动轴和轴承传递给变速箱壳体，导致变速箱壳体振动并向外辐射噪声，因此，获得变速箱各个轴承处的动态载荷，就可以将此作为边界输入激励进行变速箱振动响应仿真计算。图6为通过齿轮系多体动力学计算后，获得的二档2000rpm工况下，输出轴上前轴承径向方向的动态载荷时域图。
图6 轴承动态载荷
3 变速箱振动仿真与实验验证
对建立的变速箱齿轮传动系进行多体动力学计算，获得各个轴承的动态载荷，将这些载荷作为外载施加在变速箱相对应轴承孔的耦合节点处，可以计算变速箱的振动频率响应。建立的变速箱有限元模型如图7，然后计算该模型的约束模态，并完成变速箱在台架上实际安装状态下的约束模态实验，约束模态的对比验证结果表明建立的有限元模型及其设置的仿真边界约束条件正确合理。变速箱振动响应计算采用直接积分法。
图7 变速箱有限元模型
由于变速箱内部齿轮系的动态载荷最终会传递到变速箱壳体，并引起变速箱壳体结构表面振动而向外辐射噪声，因此，可以进行变速箱壳体表面振动测试实验，来验证振动响应计算结果的合理准确性。对变速箱在台架上实际安装状态条件下，在变速箱壳体表面布置加速度传感器，拾取表面测点的振动加速度数据。比较实验测点和变速箱仿真模型与之相对应的响应节点的振动加速度响应，如图9所示，实验和仿真计算的工况一致，均为输入轴2000rpm 二档工况，据图分析可知，振动加速度的实验与仿真值变化趋势基本一致，数量级也相同，只是在幅值上存在一定误差。在733、1467及2200Hz频率处，振动加速度存在非常明显的峰值，这与二档上档的啮合齿轮对(齿数比22/45)在2000rpm转速下的啮合频率733Hz，及其倍频1466Hz和2200Hz一致，进一步说明建立的仿真模型是合理可靠的。
图8 变速箱壳体上的加速度传感器布置
图9 变速箱特征点的振动加速度试验与仿真值对比
4 辐射噪声仿真与实验验证
变速箱在工作时，壳体结构的质点振动，引起周围介质（如空气）的扰动，造成能量的传递，从而形成结构辐射噪声。因此，噪声与变速箱表面的振动速度有密切的关系。前面得到了变速箱表面所有节点的
振动数据后，再把结构振动响应的数据结果进行插值并向声学边界元模型“投影”，就可以利用LMS Virtual.lab的声学边界元方法（BEM）计算变速箱表面的声压级分布、声功率级、声场分布等声学信息。图10为变速箱声学边界元网格，图11为计算得到的齿轮啮合频率成分下变速箱壳体表面声压分布云图。
图10 变速箱声学仿真模型
图11 变速箱壳体声压分布云图（733Hz、1467Hz及2200Hz）
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