汽车NVH综合技术：解决齿轮敲击噪声的方法

图15-1为直列6缸柴油机的变速器怠速噪声。发动机爆发燃烧产生的转矩变动传递给离合器盘，通过离合器盘的转矩传递特性，将转矩变动传递给输入轴和输入轴系，由于齿轮间有间隙，在主动齿轮和从动齿轮间产生敲击振动，发生敲击声。振动模式是飞轮-离合器-变速器系统的非线性局部振动，一般将这种振模简化成图15-2所示的单自由度的扭转振动模式。

图15-1 变速器敲击声

图15-2 单自由度扭转振动模型

一般认为，怠速敲击声的影响因素有飞轮的角速度、主动轴惯性矩、从动轴惯性矩和离合器扭转刚度特性等，并认为怠速敲击声是这些因素相互影响的结果。对于货车来说，正如图15-3所表示的那样，飞轮角速度变动和以下因素有关：即气缸数越多，发动机排量越大，飞轮角速度变动量越小。对于敲击噪声而言，在离合器扭转刚度特性相同条件下，重型货车吨位越大越有利。

图15-3 货车变速器敲击噪声实例

图15-4 双自由度模型

1.振动的力学模型

主动齿轮和从动齿轮之间的齿面敲击振动，是影响怠速噪声的最主要因素。为了分析怠速噪声，基本考虑主动齿轮和从动齿轮的惯性矩，也应该考虑齿轮间隙，最好使用2自由度的冲击振动系统。

例如，为了研究搭载四缸发动机的FR货车的齿轮敲击声，使用了图15-4所示的力学模型进行了分析计算。下面介绍图中各个符号的标记意义。

k1：在离合器盘上装了压缩弹簧之后的离合器等价扭转刚度

k2：相当于齿轮齿弯曲刚度的等价扭转刚度

J1：离合器毂和主动齿轮的惯性矩

J2：从动齿轮的惯性矩

ω₁：近似于单自由度系统的固有角速度，

c₁，c2：作用在J₁，J₂上的粘性阻抗系数

ε：1/2齿轮间隙

以转角变动量x，y表达这种振动模式的运动方程，则有

其中，y的原点是间隙的中间点。如图15-5所示，T（x-y）是间隙的复原转矩，F（）是摩擦转矩，分别都是非线性项。此外，c₁ω/2、c₂ω/2是润滑油粘性等引起的转动阻抗。

2.分析实例

将式（15-1）进行直接积分，就可以获得模拟计算的解。下面简单介绍一下过去使用的分析方法。

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图15-5 复原转矩和摩擦转矩

图15-4是分析模型。在图中，由于无法了解J₁、J₂间发生的冲击次数和周期，不能直接使用假设的周期解法。因而，将引起J₁、J₂间发生非周期冲击的原因看成是激振转矩，可以利用回归方程的方法求解。

即，利用激振转矩（转矩值在后面决定）的作用，可以将两自由度系统的J₁、J₂分别表示成两个单自由度系统。在上述激振转矩的作用下，每个单自由度系统都会产生自己的瞬间速度变动量，将其积分，就可以求得每一次冲击产生的位移变动量。在没有新激振转矩之前，将各个单自由度系统求得的位移相加求和，这就是第一次冲击之后，第二次冲击之前的冲击位移。到此为止，第一次冲击的激振转矩还没有被求解到。为此可以引入反弹系数，利用第一次冲击前后的速度变化关系求得冲击（激振）转矩。

另外，可以使用摩擦转矩，将滑动运动分成连续滑动运动和固定滑动运动，分别展开求取傅里叶级数，也可以将该结果作为作用在J₁上的激振转矩。

3.各种参数的影响

作为齿轮敲击声的评价方法，大都使用J₁及J₂加速度或速度。

但是，对于实际的冲击分析，应该考虑使用转矩时间积（冲击发生过程中，作用在齿面上的转矩时间积分值，又名转矩时间积。该值相当于直线运动时的力积，即作用力的时间积分）的大小来评价更为有利。因而，本分析方法将利用激振转矩，求得1个周期内发生的冲击转矩积分和，使用转矩积分和来评价齿轮敲击噪声。

图15-6是J₁、J₂的速度波形和转矩时间积。由图可知，齿面敲击状态有多种形式，在主动齿轮（J₁）加速期间，大多数是和从动齿轮（J₂）的前面发生冲击，在主动齿轮减速时，大多数是和从动齿轮后面发生冲击。相对于摩擦转矩ΔF和离合器扭转刚度k₁的变化，图15-7是转矩时间积的变化状态。由图可知，ΔF和k₁都较小时，转矩时间积之和也较小。另外，齿轮间隙大小与转矩时间积之和也有一定的关系，间隙的大小不会影响转矩时间积之和的大小。原因是齿轮间隙越大，1个周期之间产生的冲击次数将减少。反之，每一次冲击所产生的转矩时间积越大。

图15-6 速度波形和转矩时间积

图15-7 转矩时间积的影响因素

4.齿轮敲击声的离合器对策

如上所述，为了降低齿轮敲击声，可以考虑如下对策：①增加飞轮的惯性矩，以便降低角速度的变动量；②降低主动轴系统的惯性矩；③利用特殊机构消除齿轮间隙等。但是从重量和成本考虑，大多数都是变更离合器的扭转刚度特性，或者在变更离合器扭转刚度特性的同时，再采取其他对策。

变更离合器扭转刚度特性，基本上都是采用大幅度降低扭转刚度（k）及微小转矩（延迟角）的方法，这些变更将使动作角（θ）增大。受到各种条件的限制，必须兼顾各种要求，进行最佳化设计。

图15-8是各种离合器的扭转刚度特性。为了降低齿轮敲击声，其中最常用的是具有多档扭转刚度特性的C型或D型离合器。最近，也有人通过模拟计算，研究1档扭转刚度离合器k、H、θ的最佳特性。

图15-8 常用离合器类型

图15-9是图15-8中的A型和C型离合器，在降低齿轮敲击声方面的比较。由图可知，C型离合器大幅度地改善了齿轮的敲击声。C型离合器1档特性（k、H）的最终匹配试验结果如图15-10所示。

5.实车齿轮敲击声的影响因素

在实际的车辆上，齿轮敲击声除了与离合器扭转刚度特性有关之外，还与怠速负荷变动的大小关系密切。为了解决实际车辆的噪声，重要的是要到现场了解噪声的实际状况。例如，若怠速的负荷变动较大，负荷变动伴随的负荷水平也必然较大。如果变动的负荷超过了离合器的极低扭转刚度区域，直接进入第2档的刚度特性区段，必然会导致噪声明显发生。这就是所谓的转矩跳跃现象。设定的极低扭转刚度区域，原本是为了改进怠速齿轮的敲击声，实际上并没有被使用，而是使用了更高一档的扭转刚度区域，偏离了精心设计降低噪声的目的。考虑到上述现象的可能性，必须认真考虑离合器扭转刚度特性的最佳化。同时也要考虑到，齿面冲击噪声不是直接听到的，往往是通过轴承，使变速器壳体振动，人们听到的是变速器壳体的振动放射声。所以也可以考虑在变速器壳体上加筋等加大刚度措施，改变变速器壳体的振动特性，达到降低噪声的目的。

图15-9 图15-8中A型与C型离合器噪声比较

图15-10 C型离合器刚度匹配试验