解析低噪声变速器的开发过程

在开发变速器时，降低噪声是一个重要的目标。因为汽车噪声不仅会损害驾驶人和乘客的舒适和健康，而且还会使周围环境承受交通噪声之苦。在法定的加速阶段车外噪声级方面，除了发动机(包含进气系统和排气系统)和轮胎外，仅在商用车中，变速器才是一个重要的噪声源。而在乘用车的情况下，作为对传动比或大或小的反应，变速器仅仅通过发动机转速对车外噪声产生间接影响（DIN ISO362），它几乎不作为独立的噪声源。表1-中给出了各种类型的机动车噪声排放法规限值的发展。


表1 DIN ISO362制定的欧洲汽车加速阶段噪声排放限值

有关其他车内噪声源的降噪措施已经证明获得了成功，因此，降低变速器噪声的压力起来越大。一般，由于变速器噪声的特定品质，使它与国内其他噪声源区分开来，这种压力不是变速器的绝对噪声级的大小。因为有些变速器噪声（像咔啦声和咯噔咯噔声）只有在某些工作条件下才可以听到，所以，某此变速器噪声现象本身不会构成一个太强大的噪声污染源。但是，这些噪声常常会导致用户抱怨，因为用户会（错误地）认为汽车发生故障。非专业人员常常将变速器噪声误认为是发动机噪声。在寻求降低变速器噪声的时候，仅仅改进变速器本身是不够的。正如所有的汽车噪声问题一样，对涉及传递和辐射噪声的车身和其他零件都必须加以考虑。

1、 变速器噪声及其起因

变速器噪声源可分为五种（表2）。下面按照重要性，对现代汽车变速器的噪声源的噪声现象进行分析。


表2 变速器噪声及其起因

⑴ 呜呜声（whine）

在载荷作用（传递功率）的情况下，齿轮对的滚动接触噪声被称为呜呜声（啸声、振鸣声或嗡嗡声）。这种运行噪声有若干起因：

① 啮合冲击。啮合冲击是齿距误差或像轴与齿轮之间的同心度这样的几何误差以及在载荷作用下由于齿轮、轴或外壳的变形而引起的偏齿轮定律的偏差共同作用的结果（图1）。然而，为避免这些啮合冲击所进行的齿廓校正仅仅对某一载荷范围才会有效。



② 参数激发振动。参数激发振动的起因是轮齿刚性随啮合位置而变化（图2）。这种振动的大小取决于传动机构的几何形状和转速。如果激励频率（转速乘以齿数和谐波）接近于齿轮对的自振频率，共振便会产生特别大的振幅，因而也就会产生特别大的噪声。即使在齿轮轮齿非常精准的情况下，也会出现这样的振动。


图2轮齿的刚度cS 波形和啮合制度CY (长时间的Cs 的平均值) a)直齿圆柱齿轮 b）斜齿轮

③ 滚动接触噪声。表面质量不高会产生“搓衣板效应”，从而导致滚动接触噪声。即使在满足生产公差要求的情况下，如果生产过程中形成的某些齿侧表面结构引起了振动，就会出现噪声。

许多汽车的倒档仍然采用圆柱齿轮。从产生噪声的角度来看，这种做法不是最好的选择因为在这种情况下，滚动接触噪声特别明显。

使用现代技术可将传统变速器的噪声降低到在车内根本就听不到的程度。然而，提高期望值带来的巨大制造成本会成为一个问题。

⑵ 咔啦声/咯噔咯噔声(Rattling/Clattering)

无载荷时，齿轮和换档元件在容许的功能限值和生产限值内的振动会产生咔啦声和咯噔咯噔声，这些响声是由变速器的扭转振动所引起。如果扭转振动和振幅超过一定值之后，目前尚未啮合的空套齿轮轮齿将会离开轮齿驱动侧，并在齿隙范围内来回振动。这种振动的振幅取决于该空套齿轮的转动惯量、阻力矩（对该零件产生减速效应）和引起激励的扭转振动加速度的大小。受到激励作用后，同步器锁环和滑动接合套也会在它们的间隙范围内出现扭转振动。松动的零件在遇到间隙极限的情况时出现撞击是这种噪声的真正起因。如果撞击发生在变速器的空档位置，这种现象被称为怠速齿轮咔啦噪声；如果发生在某个档位的行驶途中，就将其称为驱动或滑行咔啦噪声或称为驱动和滑行咯噔咯噔声。图3以两台5档变速器为例，以齿轮的形式给出了可能的振动元件。


图3 同轴式和非同轴式变速器的咔啦声和咯噔咯噔声的噪声源

发动机的有限个缸数导致了发动机转速的波动（参见图4），从而引起变速器轴的扭转振动（导致出现这些噪声）。几乎所有的旨在提高内燃机的油耗和排放标准的措施都会引起运转不稳。零件松动产生的噪声仅出现在某些工作条件下。


图4内燃机怠速运转。一台1.8L四缸柴油机在曲轴旋转一圈期间的转速不稳定情况

对于直喷柴油机，由于高的激励水平，怠速时的齿轮咔啦声特别明显。变速器在低速传动功率时会发出喀拉声。转速波动超过一定程度，还会出现滑行喀拉声。

在很小的驱动力或推力载荷作用下，齿轮、当前档位的啮合短齿圈和主减速器齿轮的齿面也会提升而分离，从而引起咔啦声。

通过减小齿隙和限制中心距公差，以及采取措施使发动机的扭转振动不能传给变速器，可使咔啦声和咯噔咯噔声的声级保持在可接受的水平上。然而，这样做又会很快遭遇经济上的抱怨。减小咔啦声和咯噔咯噔声的一个决定性因素是让传动系协调工作，特别是正确地设计离合器片中的扭转减振器、双质量飞轮和减振器，以便在所有的情况下，使传动系的扭转振动的振幅保持在一定的限值之内。

⑶ 哐当声

除了作为对载荷突变的一种反应的低频纵向冲击声（约2～8Hz）外，还会出现叫做“哐当声”的高频金属响声（300～6000Hz）。在工作的零件的侧面互相敲击就会出现这种响声。进行噪声分析时，必须对从飞轮到轮边减速器的整个传动系进行考虑。由于一些重要的参数（扭转间隙、转动惯量、刚性和减振性）或者很难变化或者不可能变化，所以通常借助于传动轴直径、发动机支座或离合器减振器的刚度特性，尝试着进行一种优化。借助于发动机调校也可对哐当声产生有利的影响，不过这也会导致敏感的车辆响应特性受损。

⑷ 换档噪声(shifting noise)

如果同步器不能正常起作用，换档时就会出现明显的啮合噪声。扭转振动（特别是传动系的回转间隙所致）会导致滑动接合套过早地（速度同步之前）与空套齿轮的啮合短齿圈接合，从而引起刮削声或摩擦声。这种噪声的其他可能起因包括：同轴度偏差、齿距误差、齿廓异常和驾驶人的换档风格。客观地说，啮合噪声可以被看作是一种仅仅属于舒适性的问题，但是，它们却给用户一种产品质量较低的印象。

⑸ 轴承噪声(Bearing noise)

轴承噪声通常很难觉察。这种噪声仅仅在滚动轴承装配过紧可损坏时才会出现，但随着损坏程度的增加，噪声迅速增加。这种噪声的这个特点为实现利用结构传递噪声进行早期损坏诊断提供了依据。这种诊断原理起来越经常地用于工业变速器。因此，应该从正面来看待这种噪声现象，及时发现对避免二次故障有帮助。

⑹ 自动变速器和无级变速器的特有噪声

在具有多个传动比的自动变速器和无级变速器的情况下，我们再次遇见也基本类型相同的噪声。由于液力变矩器在非锁上的情况下具有极强的减振能力，所以发动机的扭转振动只能以微弱的程度传递给相应的变速器齿轮对，只能对它们产生轻微的激励作用，因此不会出现明显的咔啦声或滑行咔啦声。

汽车变速器经济出现的一种噪声现象是油泵的呜呜声。这种呜呜声甚至会将变速器啮合传动的呜呜声掩盖。因而，只有在变速器油泵的噪声级较小时，啮合传动的呜呜声才会明显起来。这种对呜呜声的掩盖能力可以用公式或图示来确定。

无级变速器噪声的主要起因之一是输入侧传动带撞击锥盘，导致了明显的呜呜声。对设计推力链带、锥盘及其表面的广泛研究，以及对转速和载荷的影响的广泛研究。不过，在这种变速器设计的情况下，油泵还是一种主要的噪声源。

怠速敲鼓声是另一种汽车噪声现象。这种噪声并非与变速器直接相关，它常常伴随有车辆的强烈振动。在汽车静止不动时，如果将变速杆置于“D”位或“R”位，就会出现这种情况。由于传递来自液力变矩器的已经较高的转矩，发动机支座的弹性橡胶支撑件可能已经达到它们的最大运动行程，这将相应地导致将高的作用力传给汽车车身。这些力本身会激励结构区或像尾门或备胎槽这样的金属板区，从而在车内产生20～40Hz的强烈的、极不舒适的压力波动。变速器的设计措施包括执行所谓的“空档怠速”，即通过部分地切断离合器来减小加给发动机支座的初始载荷。另一些措施（例如如果可能的话提高或降低怠速转速）以及一些专门针对汽车车身的或涉及采用减振器的措施现在也在使用中。

2、 噪声是如何传到达耳朵的

齿轮齿面是主要的噪声源。这种噪声的声级和特点以多种不同的方式受到传递至人耳所经过的路径的影响。

在正常密封的变速器内所产生的高声级空气传播的噪声不会在变速器外面形成高声级噪声，这是因为它没有足够的能量来激励变速器外壳产生强烈振动。齿轮体的振动作为结构传播的噪声被传递给变速器轴——在固定齿轮的情况下直接传递，而在空套齿轮的情况下，经过各自的轴承传递。输入轴和输出轴将振动传到变速器之外。当然，这种振动大部分经过变速器的轴承传给变速器外壳。特别是轴的弯曲振动会对外壳产生激励作用。

如果激励频率接近外壳的自然振动频率，振动会得到进一步放大，因而产生高的噪声级。变速器壳辐射噪声中有一部分为空气传播的噪声，其余作为结构传播的噪声，通过变速器支座传给车身（见图5）。在从变速器经过传动轴到车身的结构传播噪声的传递中，传动轴起到了重要的作用。正因为此，在任何噪声传播路径分析（即车内噪声期望值估算，包括激励和传播路径分析）中，不应该将它们忽略不计。

通过车身的隔声特性，或者更不常见的通过特种削声车壳，会进一步地影响变速器辐射的噪声。发动机-变速器总成、变速器支座和车身作为一个整体的动态特性对结构传播噪声的传递和衰减的强度会产生重大影响。在这里，对具有系统共振的各个零件之间进行频率调节，同时将系统共振频率尽可能多地与激振频率分开的所谓“模态调整”会起到特别重要的作用。

当开发新型变速器或改进现有车辆时，不仅必须考虑变速器本身，而且还要考虑噪声传递的各种不同路径和控制噪声的方式。


图5 空气传播和结构传播的噪声传播路径

3、 噪声评价标准

在评价变速器噪声过程中，驾驶人、乘客和车外人对这种噪声的主观感觉极为重要。

当一辆汽车正处在开发中时，常常通过训练有素的测试驾驶人对特定的噪声现象进行主观评级，对改进措施进行评价。常用的一种评级标准是“ATZ评价”（表3）


表3 ATZ变速器噪声评价表

评价小组必须对他们的评级进行反复比较，以确保进行始终如一的合理评价。为此，最好选择一个参考物即一辆参考车，以便试车员始终以它为基准来调整自己的评价。还可以使用“人造测量头”实现噪声的数字记录，以便后期重放，进行研究。

然而，仅靠客观评判对详细分析噪声的起因是不够的。为了对变速器的开发措施进行评价和精确的比较，需要有主观数据。通常使用噪声或振动数据，而这些数据既可以在工作条件下测得，也可以使用合成激励的方法来测得。依据激励和探测，可以用模态分析 、工作振动或传播路径分析等方式，对数据作进一步处理，这样便可提供有价值的信息。

对许多研究来说，进行一项CAE分析（例如使用FEM）是有帮助的。这样，与使用样机试验相比，可以用一种大大加快的方法来获得改进效果。要求是要拥有一个已经经过试验验证的模型。由于存在齿隙、摩擦等许多非线性因素情况并非总是这样。因此，对于不同的情况，必须对CAE模型的适用性和有效性进行测试。

人类的听觉不仅对声源的能级很敏感，而且对噪声的频率分布非常敏感。对于纯声（正弦声压时间曲线），人们已对听觉的频率敏感度进行了全面的研究。这些研究的成果构成了“A评价过滤器”的基础。由于听觉对低频率不敏感，所以对低频率范围赋予低权重（见图6）。


图6 声压级的频率评价（过滤器A、B、C和D的曲线）

这个评价函数使用非常方便，特别是因为它已被编入所有的标准声波测距设备中，已经得到全世界的认可。但是与纯声不同，变速器噪声是含有多种频率的混合声。因此，A评价未必适用。需要更加复杂的评价方法，当然人们知道，这些方法因其使用起来很复杂并未得到广泛使用。但是，如果在相同条件下测量出类似的噪声（即噪声具有相似的频谱分布），就可以对A评价声压级进行有意义的对比。

声压级的单位是分贝（Db），1dB大约等于人类的听觉差阈。因为声强与声功率成正比，所以当将若干声源的声压级叠加时，有必须将各个声源的声强叠加起来。
这样，等强度的两个声压级之和比单个声压级大3dB。这样的结果是将两个相差超过6dB的两个声压级相加时，因为声压级之和比仅有较响的声源时大不足1dB，所以较安静的一个声源实际上不起作用。

空气传播噪声常常在特种试验室进行测量。这咱特种试验室有吸声室和反射室之分，它们各适用于特定的测量任务。吸声室用于模拟自由场条件，反射室用于模拟一个尽可能等漫射的声场。

与空气传播噪声一样，还要对结构传播进噪声进行测量。为了测量结构传播噪声，要使用加速度传感器，这是因为这种传感器使用方法简单，并能很容易地连接到变速器的某个部位上。通常，在结构传播噪声的传播研究中，特别有价值的是连接界面（如弹性支座）的加速度。

特别是当确定一种噪声的声源是一个特定的变速器零件时，频率分析便成为变速器噪声分析的一种重要工具。根据转速和齿数，能很容易地识别出产生噪声谱中特定峰值的齿轮对。如果在变速器的整个转速范围上，将各种固定转速时记录的振幅频率曲线以瀑布图即Campbell图的形式顺次绘制出来，那么就能很容易地将自然振动与转速相关振动区分开来。图7清楚地给出了这种特征。


图7 货车变速器的噪声频率分析

a) 最大噪声级和平均噪声级随着频率变化的情况 b） 对于1、2曲线和A级三种情况的噪声级随转速变化的情况（“阶次切换”）“瀑布”图

显然，例如在频率为1096Hz（图7c中X处）和1490 Hz（图7c中Y处）的情况下，出现了与转速无关的振动，而标有（1）和（2）的振型与转速相关。图7b展示了两条跳跃的线1和2的噪声级，随着转速的变化出现“阶次切换”。通过沿着瀑布图中特别有意义的阶次进行截切然后沿着垂直方向观察这个截面，即可获得曲线开状。除了最大噪声外，总的声压级也会反映出各个阶次的贡献有多重要。图7a给出了最大噪声级平均噪声级随着频率变化的曲线。根据测量时间信号所提供的大量信息，我们会得到除了频率和阶次分析之外的描述某些信号特征的参数。

通常，这样的信号参数还可用于变速器质量管理，以及用于变速器试验台架的监控。为此，必须对用装在变速器壳上的加速度传感器测得的结构传播噪声进行评价。既可以用时间范围也可以用频率范围进行评价，并且评价大多集中在齿轮阶次及其谐波分析上。参数的组合会带来精确的诊断。

4、 对策

显然，有效地降低现有变速器的噪声排放比较困难且比较昂贵，所以，在新型变速器的开发过程中，必须从规划和设计阶段对“低噪声变速器”这一开发目标进行全面考虑。为此，在概念阶段，已经进行了目标确立。在这里，为了达到一定国内噪声水平，确定了激励和传播的噪声目标值。对于驾驶人可觉察的车外噪声或振动，还要有一个模拟过程。这个过程如图8所示。


图8 车辆开发的概念阶段中的目标确立过程

对于限制噪声产生的主动降噪措施也限制噪声传播的被动降噪措施要加以区别（表4）。这样，主动降噪措施有时只能影响某一特定类型的振动。

降低传递功率的齿轮对振动的主动降噪措施会对传动齿轮的几何形状和生产质量产生影响。大的端面重合度和纵向重合度（高接触齿轮传动和斜齿轮传动）会减小因此而导致的轮齿刚性的不一致性，并减小啮合冲击。

为了减轻由于载荷和因此而产生的变形所导致的啮合干涉，首先要进行齿廓修形（齿顶修缘、端面鼓形修整），其次是尽可能地提高齿轮体、轴、轴承和壳体的刚度，并使它们的自振频率分散开，以防出现过大的动态变形。轮齿加工质量是导致滚动接触噪声的一个主要因素。变速器的运行转速对于有载荷作用的齿轮所辐射的噪声具有很大的影响，而载荷本身没有多大影响。但是这些参数通常均不可以改变。


表4 降低变速器噪声的主动和被动措施

松动零件的振动程度受变速器本身的三个参数的影响。侧隙和转动惯量应尽可能小，而作用于各个零件上的阻力矩应尽可能大。由于存在许多功能上的看抱怨，像低环境温度下的变速器功能、高效率等等，因此，很少有降噪的潜力。如果相应降低变速器轴的扭动的振幅，可在幅度减小咔啦声和咯噔咯噔声。如果发动机转速的波动被解耦，将可为降低噪声创造极大的空间。

在降低换档噪声的措施方面，不可能提供一种万能药方。每台变速器都要求进行单独的匹配和调校。除了同步器零件本身之外，对换档期间的整个传动系的动态特性必须予以考虑。

降低变速器噪声的被动措施，尤其与从齿轮轮齿经过轴传给外壳的结构传播噪声的传递相关。对于高频振动而言，在载荷作用下，如果不存在任何不可接受的变形的情况下，应该将一个尽可能软的隔离元件（橡胶块）用作低通滤波器。变速器壳的结构特别重要。必须避免变速器壁面上出现的噪声强烈型振动。采用提高刚度的措施时应仔细考虑这样的事实：采用外部加强筋虽然制造成本低，但是却增加了噪声辐射表面。变速器壳体的材料对于噪声辐射也会产生重大影响。今天最经常使用的轻合金的吸振特性比铸铁差得多。

通过调整整个传动系可以将传递给车身的结构传播噪声减到最小。在这里，模态将起到重要的作用。在此模态中，对变速器壳体、支座、轴承和车身的共振必须相互协调，以致于不会出现相互放大的情况。图9给出了一个模态分析计算结果的例子。该例子的振型属于所谓的“传动系弯曲”，即发动机-变速器总成弯曲，该振型的频率由变速器的刚度来确定。对该振型的频率进行优化处理，以致于使宽明显处于发动机的优势激励阶次之外。为了实现细微的模态校准，必须对更多的振型进行研究。

在共振频率、质量和刚度的优化中，总是存在与汽车的其他参数出现矛盾的情形，例如，与安装空间（封装）、车身刚度（安静性/碰撞）、行驶动力学和舒适性，以及由橡胶支撑件的刚性引起的耐久性与紧密相关的发动机/变速器支座的隔振元件使用寿命之间的矛盾。

用封闭变速器的方法，可几乎彻底防止空气传播噪声的辐射，但对重量、散热和价格却带来了损害。

必须在考虑到整车的情况下，对特定措施的有效性进行最终评判。然而，在系统和零件层面上的改进的效果也可在试验台架上或借助于CEA计算（即FEM）加以检验。为此，采用所谓的混合模型已被证实是有效的。这种混合模型能将由试验确定的量（如噪声传递函数）集成到计算分析中，从而使预测结果更接近现实成为可能。



图9 传动系弯曲（横向）模态分析计算结果（FE）