汽车变速箱噪声的模拟和优化分析

综述：本文是斯图加特大学（Uni Stuttgart）在降低齿轮变速箱的常见噪声上的一篇论文，文中主要介绍了齿轮变速箱中常见的噪声及产生原因，随后提出利用模拟的方法研究其改善的可能性方法，接着文中介绍了各个运动部件的模拟形式和方法，并一一作了一些实际实验的校验，最后针对一款双离合变速箱进行了实际研究，获得了一些可靠的结果。值得注意的是，研究团队并没有整个变速箱的材料和建模原始数据，而是根据实际测量初步估计进行了建模以及后续分析研究，这点尤其难能可贵。

斯图加特大学研究小组的几位在读博士关于该课题的后续毕业的部分博士论文也能在网上找到，感兴趣的同学可以搜一下，或者留言索取。

前言（原文翻译）: 齿轮箱开发中对可靠性，排放和舒适性的要求正在稳步提高。能够在开发过程早期就其基本性能特征做出判断非常重要。车辆变速器的一个重要特征是它们的噪声行为，主要由Heul-，Pfeif-，Klapper- 和 Rasselgeräusche所组成。斯图加特大学机械研究所现在开发了用于模拟和优化这些噪音的方法。

1：动机（Motivation）

文章先简单介绍下前言中提到的四种噪声的成因，以及一个简单的分类。Heulen 和Pfeilen噪声主要是由于负载齿轮在啮合状态时，其啮合刚度随着啮合过程会发生波动造成的。当未受载荷的齿轮或同步器环等可动部件，通过由于内燃机引起的扭转振动，在其可运动的间隙中受到激励而运动，并撞击间隙边界时，就会发出Klapper- und Rasseln的噪声。

作者指出，在介绍计算和优化这些噪声的方法时，会考虑到，一方面，由于车辆中的空气声辐射依赖于很多的边界条件，另一方面，为了驾驶员对噪声的感知，主要是传播到车内的结构噪声是决定性的，所以本文只研究此过程中的结构噪声。

2：模拟过程（Simulationsverfahren）

方法：三维的，弹性的，多体系统。

目标：开发一个足够具体的，能够将变速箱的振动，以及其产生的在1-10kHz的结构噪声，符合实际的显示出来的模拟方法。

1-10kHz：因为这个频率范围内已经完全包括了上述的四种噪声，即Heulen, Pfeifen, Klappern和Rasseln噪声。

重要的模拟部件：齿轮啮合，同步器，轴承，轴和箱体。

备注：为了确保最大程度上将此项研究对其它问题的解决提供可传递性和备用功能，将在商业多体仿真软件Simpack中进行所有的仿真流程[2]。按照需求用Fortran 90编程语言开发和实现一些用户自定义的功能。

2.1 齿轮啮合

对于齿轮啮合的相关模拟的基础是，仿真软件Simpack的原始的受力部件Gear Pair[3]。它已经扩展到包括一个完整的接触几何计算，弹性质量齿牙和弹性流体动力润滑膜的计算。

在以研发的流程中，所有的齿牙及其相关的接触都是单独建模的。齿与非线性弹簧减震器元件会被连接到刚性齿轮体上。每个齿牙具有一个自由度，即围绕相应齿轮中心的旋转。结合已知几何形状的未变形的齿面，可以通过分析确定齿面之间的接触线。对每个接触点单独计算合成力。在这些点上的主要的油膜以及弹性的齿面变形都会被包含在内。因此它会是一个弹性流体动力学的接触计算。



为此，开发了两种不同的解决方案，一种是有效计算的分析解决方法和一种细节具体的数值解决方法。这些方法的基础是薄的滑薄膜的雷诺方程，以及将齿面描述成弹性半空间。

分析解决方法是基于这样一个假设，即在小的力的作用下，齿面保持不变形，在很大的力的作用下，将形成与干燥接触条件下相对应的润滑间隙形状。考虑粘度的压力依赖性，油膜中的瞬时效应（例如接近齿面时的挤压，混合摩擦效应和轮廓校正）相关知识，即可以完整的解决该问题。

在数值解决方法中，所有边都是二维离散的，而描述方程则用有限差分近似。该解决方案采用高效的多重网格方法[4]进行，因此计算时间会比分析解决方法高几个数量级。对两种解决方法比较的分析表明，对于大多数应用来说，分析接触计算已经是足够的了。

接触计算的结果是所有接触齿面上的力和其它摩擦学参数。例如，利用数值解法，可以确定流体压力分布和固体接触压力分布，以及接触间隙高度。由此，可以确定总的力和力矩以及单个齿牙随着时间的移动过程。时间积分本身由上级模拟仿真来掌控。



2.2 同步器

同步器用于手动变速箱，自动手动变速箱和双离合器变速箱，以调整空转齿轮的转速，然后允许动力从相应的轴流向齿轮。

最常见的是会使用一个内锥同步器（Innenkonussynchronisierung），其中处于非换挡状态的同步环可以在其间隙中自由移动。受到振动的激发，会产生一定的自旋冲击（转动加速冲击），产生Klappern和Rasseln的响声。在建模过程中，同步环将会被假定为刚性的，并具有全部的六个刚体自由度。其运动由含油接触表面引导。

对于与相邻组件接触的每个接触表面，将要确定其所产生的润滑间隙的几何形状，然后建立雷诺方程，并且既进行简化解析求解，也进行细节具体的数值求解。在接触区域的环形表面的弹性变形将被忽略，因为与齿轮啮合相反，这里只会出现低冲击能量和低压力[5]。其结果是得出所有与相邻部件接触面上的力，从这些力将要确定的总的受力和力矩，然后在模拟环境中使用。

2.3 轴承

类似于同步器环的模拟过程，对滑动轴承进行模拟，即采用刚性含油表面假设，从而可以以简化的方式确定润滑间隙的几何形状。在雷诺方程的基础上，再次使用接触问题的分析解和数值解。

滚珠轴承将由非线性特性曲线来描述，这些非线性特性曲线将在前期通过费时的接触计算来确定。合成的力和力矩表达为轴承所有六个自由度的函数。考虑轴承间隙和自由度的耦合，即考虑，例如，由于轴承滚珠的倾斜或通过改变轴承滚珠的位置，而在所有方向上发生的刚度的变化。特征曲线本身是由轴承制造商舍弗勒提供的。

2.4 轴和箱体

诸如轴或箱体之类的传动装置的大型部件，在高达10kHz频率范围内，具有许多固有频率，这些固有频率被激励时会出现显着的振动幅度。他们的挠度（弯曲刚度）因此对系统行为有明显的影响。因此，这些部件必须作为弹性体集成在多体系统中。所以讲建立这些物体的有限元（FE）模型。

为了集成到多体模型中，使用组件模态合成方法[7]进行模态还原。在这里，到11kHz的所有箱体的模态和到20kHz的轴的所有模态都将被考虑进去。

将结果与后续的的完全瞬态的箱体的有限元计算结果进行比较表明，以上对箱体和轴的单独计算可以省去，因为弹性多体模型已经准确地反映了箱体的振动。因此，整个被激励的模拟的从齿接触到结构噪声计算都可以利用这个模型来进行。

3：校验（Validierung）

为了验证所开发的模型和方法，将利用测量进行比较。在这里，验证了两个不同的实验变速箱的Heulen,Pfeifen, Klappern和Rasseln噪声。

3.1 Rasseln

见图中的模型，输出轴上的齿轮可以作为活动齿轮自由旋转，或通过固定在轴上的同步器装置连接。输入轴在试验台上以900 / min的平均速度驱动。输入轴叠加了具有不同振幅的二阶正弦波振荡，用于激发扭转齿面齿隙内的相对的齿轮运动，从而发出Rasseln声。实际输入速度以高精度标准采集，并用于激励变速器仿真模型的激励源。图中显示了第一次比较两个齿轮之间的测量和计算的角度差。



在没有激励的情况下，已经存在15Hz的一阶振荡，这是由于制造误差，从而导致输入齿轮未位于中心位置而造成的。在仿真中考虑了55微米的偏心距，发现模拟结果与测量结果匹配的非常好。在更大的激励下，在扭转齿面间隙内有明显的运动，这是由于二阶（30 Hz）激励引起的。这时的测量和计算之间的一致性也非常好。

下一步，将模拟得到的结构噪声水平与箱体某一点处的结构噪声水平在不同的激励下进行比较，以及在特定的500 rad /s²的加速度激励下的频谱进行比较，见图。结构噪声水平将由箱体的加速度的RMS值产生。



在较低强度的激励下的噪声水平的偏差，是由实验期间试验台的基本振动引起的，这些振动被传递到变速器中，但这在模拟中是没有的。在从200 rad /s²的激励开始，对变速箱进行激励输入时，加速度幅度与测量和计算之间的对应关系良好。频谱相对宽带也很好。

只有在3.5和5 kHz之间的范围内，实验检测的实际传输具有在模拟中未检测到的频谱幅值成分。尽管如此，应该指出的是，随着模拟方法的发展，Rasseln噪声的水平和它们的频率特性和实际相比都被恰当地显示出来了。



3.2 Heulen

为了优化负载下的齿轮的声学特性，开发了如图所示的实验齿轮箱。直齿啮合的驱动小齿轮和输出齿轮分别通过键槽与输入轴和输出轴连接。在第一步中，研究了未修正的直齿啮合，以便生成最高可能的和可追踪的水平曲线，然后与仿真进行比较。



变速箱的声学特性是通过将输入轴转速从300 rpm到1300 rpm来记录的。同时，安装在变速器壳体上的加速度计记录了壳体的振动。测量的传动轴速度曲线在模拟中依次用作输入速度。

图中显示了测量的和计算出的结构噪声声级。



在较低的速度范围内，测量的噪声生平高于计算的噪声水平，这是由整个试验台的基础振动造成的，这些振动被传递到变速箱中，但在模拟中是不被考虑的。从大约600转/分钟的速度开始，计算的噪声水平比测量噪声的水平高出大约2分贝。这两个水平曲线的特征保持一致。

4：在一个双离合变速箱上的应有（Anwendungan einem Doppelkupplungsgetriebe）

为了证明模拟方法的实用性，将设计的模块和建模技术应用于标准驱动车辆的双离合变速器。以五档为例，说明档位预选变速策略对Rasseln噪音的影响。此外，针对此噪音将介绍一个降噪措施，即中间轴的解耦。



测试的变速箱基于[8]中提出的概念。

图中可以看到所有齿轮组对的简图，其中除了原始齿轮组对之外，还有一对潜在的可用于离合器K1解耦的齿轮组对，将以灰色绘制。像所有双离合器变速器一样，它由两个分部变速箱组成：一个负责所有偶数档位，另一个负责所有奇数档位。一个简单的离合器变更操作即可完成无传递力中断过程的换挡，它是以重叠档位的形式实现的。

由于没有关于这个变速箱设计理念的设计数据，所以在第一步中，对传动比进行了确定并对部件进行了一个初步的造型。随后，如上所述构建并研究变速器的仿真模型。假定是采用注塑润滑，并假定由此产生的飞溅损失可以忽略不计。首先直接考虑变速箱而不考虑中间轴的解耦。

对于手动直接换挡的五档变速箱，已经对不同预选档的影响进行了研究。变速箱将以900rpm的平均速度和叠加的扭转振动激励进行激励，并以50Nm的扭矩作为输出扭矩。图中显示了变速箱体表面的某一处的以结构噪声水平。



没有预选的齿轮，那无负载的分部变速器就不会产生激励，噪声水平很低。如果有预选的齿轮，产生Rasseln噪音的点也会增多，并且因此噪声也会增大，这是由于传动比的关系，在第二个分部变速器中预选的四档位齿轮的转速比预选的六档位齿轮高。这导致在预选的第四档的中，中间轴2和输入轴2的扭转振幅更高，以及因此产生更高的噪声水平。

所示的模拟中的变速器箱体上的结构噪声水平通常略高于实车中变速器上的通常测得的噪声水平。这是由于模拟的变速箱箱体的造型设计简单，有许多光滑的表面且只有极少数的筋板所致。
图中显示中间轴解耦的结果。



在此，如果离合器K1不在整个功率传递路线中，则在运动学上与变速器输入分开，并且因此避免奇数部分变速器的Rasseln噪音激励。

该措施仅在怠速和直接手动五档时有效。它会导致噪声水平降低，这是非常明确的，尤其是没有档位预选的情况下。

另一个积极的效果是拖曳转矩的减少。尽管中间轴1由于活动齿轮轴承和同步器环的驱动拖曳转矩而继续旋转，但是速度显着降低。

在预选六档的情况下，措施使得与负载无关的阻力矩从0.8629减少到0.8509 Nm（-1.39％），而没有预选档的情况下，从0.4132减少到0.3901 Nm（-5.59％）。

5：小结（Zusammenfassung）

这篇小论文提出了用于模拟车辆变速器噪声的方法。

开发了用于描述在齿轮、同步器、滑动轴承和滚柱轴承上的接触的研究方法，不仅考虑材料刚度而且还考虑这些位置处存在的油膜。为了接触模型的建立，剩余部分的建模也将被阐明。

该模拟建模的贡献有两方面，一方面，对相关频率结构噪声行为的预测范围可达10 kHz，另一方面足够有效地将整车变速箱在现实边界条件复制出来。

通过测量验证表明，利用所开发建模模拟的方法，不仅可以将噪声水平也可以将其频率特征都表现出来。

通过计算双离合变速器的Rasseln噪声行为来显示方法的实用性。一方面表明，档位（齿轮）预选对噪音有负面影响，另一方面，通过将中间轴解耦（分离），可以实现对低拖曳转矩和噪音的降低。

6：参考文献（Literaturhinweise）

[1] Naunheimer,H.; Bertsche; B.; Lechner, G.: Fahrzeuggetriebe. Berlin Heidelberg: Springer,2. Auflage, 2007
[2] N. N.:Simpack documentation. Simpack AG, Version 9.1, Gilching, 2012
[3] Mauer, L.: Gearwheels in Simpack. In: Simpack News8 (2004), Nr. 1, S. 10-11
[4] Venner, C. H.; Lubrecht, A. A.: Multilevel methodsin lubrication. Amsterdam: Elsevier Science, 2000
[5] Fietkau, P.; Baumann, A.; Bertsche, B.: Simulationof passenger car synchronizer ring movement during rattling. In: Proceedings ofthe Institution of Mechanical Engineers, Part K: Journal of Multi-body Dynamics226 (2012), S. 3-16
[6] Vesselinov,V.; Weber J.; Hahn T.: Wälzlagerkennfelder für MKS Programme. TagungsbandATK 2007, Aachen, S. 213-223
[7] Craig, R. R. JR.; Bampton, M .C. C.: Coupling ofSubstructures for Dynamic Analyses. In:AIAA Journal 6 (1968), Nr. 7, S. 1313-1319
[8] Kubalczyk,R.; Ebenhoch, M.; Schneider, H.-J.: 7-Gang Doppelkupplungsgetriebe für sportlicheAnwendungen. Tagungsband Getriebe in Fahrzeugen 130 2006, Düsseldorf, S.309-324


文章最后笔者贴一下变速箱主要噪声的分类及其原因简述[1]：



来源：ATZ -Automobiltechnische Zeitschrift September 2013, Volume 115, Issue 9, pp 730–735
引用：Fietkau,P., Baumann, A., Sanzenbacher, S. et al. ATZ Automobiltech Z (2013) 115: 730.https://doi.org/10.1007/s35148-013-0252-7