郑光泽,刘子谦,冯　楠

(重庆理工大学　a.汽车零部件先进制造技术教育部重点实验室；

b.机械工程学院，重庆　400054)



引用格式：郑光泽,刘子谦,冯楠.变速器壳体模态识别与优化研究[J].重庆理工大学学报(自然科学版)，2016(1):15-19.

Citation format：ZHENG Guang-ze, LIU Zi-qian, FENG Nan.Research on Mode Identification and Optimization of Gearbox Housing[J].Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science)，2016(1):15-19.

变速器壳体模态识别与优化研究

郑光泽a,刘子谦b,冯楠b

(重庆理工大学a.汽车零部件先进制造技术教育部重点实验室；

b.机械工程学院，重庆400054)

摘要：以某款汽车变速器为研究对象，进行变速器壳体模态的仿真分析和实验测试工作。基于模态相位共线性MPC、平均相位偏移MPD等指标检验了壳体实验模态振型识别的正确性，通过仿真模态与实验模态的模态频率误差、分布线性相关度、模态振型相关性分析检验了变速器壳体仿真分析模型的有效性。以避免壳体在齿轮阶次激励下产生共振为优化目标，结合壳体模态振型的识别结果，提出了变速器壳体的优化技术方案，并基于仿真分析模型进行了优化效果检验。

关键词：变速器壳体；啸叫；模态优化；共振

变速器是汽车动力总成的重要组成部分。随着整车NVH性能对动力总成振动噪声的要求越来越高，在发动机NVH性能提升的情况下，变速器啸叫、敲击等噪声问题日益凸显[1-4]。当由齿轮系统啮合齿轮副传递误差导致的变速器轮齿阶次激励频率与变速器壳体模态频率一致时，系统共振导致轮齿阶次激励被放大，造成变速器啸叫性能在对应的发动机转速段急剧恶化[5]。

变速器壳体模态优化是解决变速器啸叫问题的技术措施之一，但在传统的变速器壳体优化时多是关注壳体强度和刚度设计方法。徐岩等[6]利用拓扑优化方法确定加强筋的布局，提高变速器壳体强度。袁敏刚等[7]基于有限元技术对变速器壳体进行约束模态分析，并通过加筋处理使后壳体的模态频率大幅提高，降低了变速器振动噪声。张学亮等[8]利用ANSYS软件分析齿轮箱模态参数对箱体性能的影响，通过改变箱体壁厚优化箱体结构，优化后齿轮箱第1阶模态频率高于齿轮啮合频率，减小了变速器啸叫噪声。薛延华等[9]基于I-DEAS和NASTRAN软件平台对某齿轮箱进行了振动模态分析，验证了结构布局、大弧面和加强筋等措施对于提高齿轮箱模态频率、降低振动响应的有效性。

本文以某款汽车变速器壳体为研究对象，以避免变速器轮齿阶次激励导致的壳体共振为目标，探讨变速器壳体模态优化技术措施。进行了变速器壳体模态的仿真分析和实验测试，以及变速器壳体仿真模态和实验模态的相关性分析，检验了仿真分析模型的有效性。基于仿真分析模型提出变速器壳体结构优化设计的技术方案，并基于为减少变速器啸叫对壳体模态频率的要求实施优化方案的检验。

1变速器壳体模态仿真分析

变速器壳体有限元(FEM)模型如图1所示。建立坐标系，从换挡手柄指向另一端为X方向，向上为Y方向，从输出端指向离合器端为Z方向。模型保留加强筋、螺栓孔以及轴承孔凸台等对变速器壳体动态特性影响较大的结构特征，忽略过渡圆角、倒角等细微特征的影响。考虑到计算效率和精度的要求，变速器壳体FEM模型采用2阶四面体单元，平均单元尺寸为10 mm。变速器壳体3个部分采用BAR单元连接。给FEM模型赋予材料属性，弹性模量为7.2×104MPa，泊松比为0.33，密度为2.6×10-9t/mm3。

图1　变速器壳体有限元(FEM)模型

利用Lancaos法求解变速器壳体自由振动模态，频率 1 000 Hz 以内的弹性模态如表1所示。前4阶自由模态如图2所示，图中黑色线框为未变形模型，云图为变形模型。第1、2阶模态为离合器呼吸模态，第3阶模态为在XOZ平面弯曲模态(904 Hz)，第4阶模态为在YOZ平面弯曲模态(943 Hz)。其中，第1阶模态低于600 Hz，对于变速器啸叫控制不利，需要优化改进。

表1　变速器壳体自由模态

2变速器壳体模态实验测试

实验模态坐标系X方向为从离合器端指向输出端，向上为Z方向。实验中模拟“自由-自由”边界条件，将所测试变速器壳体用柔软的弹性绳悬挂于吊架水平位置。测点(绿色)和激励点(红色)位置如图3所示，测点沿变速器壳体各连接端面布置，激励点定于壳体刚度相对较大的中间连接法兰处，激励方向为-Y，-Z方向，两点激励。

图2　变速器壳体自由模态

图3　变速器测点布置

变速器壳体的模态振型如图4所示，第1阶模态为离合器呼吸模态(523 Hz)，第2阶模态为离合器呼吸模态(629 Hz)，第3阶模态为XOY平面壳体弯曲模态(910 Hz)，第4阶模态为XOZ平面壳体弯曲模态(964 Hz)。

图4　变速器壳体的模态振型

采用模态相位共线性MPC和平均相位偏移MPD的组合来判断实验模态的有效性。若MPC≥90%且MPD≤15°，则认为该模态振型相位的离散度为“low”，即模态振型识别结果“不复杂”；反之则认为该模态振型相位的离散度为“high”，即模态振型识别结果“复杂”；其他情况为不能判别，需要进一步确认模态振型识别有效性[10]。根据上述判断准则，变速器壳体实验模态振型识别结果的有效性评估见表2。可见各阶模态的模态相位共线性MPC均高于90%，表示模态为实模态；平均相位偏移MPD均小于 15°，表示模态为纯模态。变速器壳体前4阶实验模态振型相位离散度均为“low”，表明实验模态振型识别结果为“不复杂”，模态振型有效性得到检验。

表2　实验模态振型有效性评估

3模态分析模型有效性检验

仿真模态频率与实验模态频率线性相关性分析如图5所示，横坐标为仿真模态频率，纵坐标为实验模态频率。采用最小二乘法拟合得到的频率分布趋势线的斜率为0.976 8，模态频率分布一致性较好。各阶模态频率误差基本上控制在5%以内(第2阶模态频率误差为6.5%)，变速器壳体结构的仿真模态频率识别精度较高。

图5　变速器壳体模态频率对比

模态振型相关分析结果如图6所示，可见模态相关性总体上较好，但其中第4阶模态MAC值为0.58，模态相关性相对较差。主要原因是由于在变速器壳体的离合器端面处的测点布置未能完全反映离合器端面的弯曲变形，增加该处测点布置数量即可有效改善其相关性。

图6　模态振型相关性

4壳体模态优化及效果验证

针对离合器端壳体结构的大直径、薄壁、大面积区域多等导致壳体刚度不佳的情况，结合变速器壳体模态仿真分析和实验测试结果，制定变速器壳体优化技术措施：① 增加法兰径向刚度，将法兰厚度由14 mm增加到26 mm；② 增加壳体加强筋数量和厚度，改善加强筋的连接刚度，并分割壳体大面积区域，将表面加强筋由8根增加到12根，且延伸至螺栓处，筋的厚度调整为8 mm；③ 加强壳体刚度，将整体弧形过渡壳体改为3阶梯面过渡壳体。改进后的变速器壳体有限元分析模型如图7所示。

图7　改进后的变速器壳体有限元分析模型

变速器壳体优化前后模态振型(图8)基本一致，模态频率有较大提升(表3)，第1阶模态频率超过600 Hz，可有效避免变速器齿轮阶次激励被放大的风险，利于控制变速器齿轮啸叫。

表3　变速器壳体优化前后模态频率

图8　优化后变速器壳体自由模态

5结论

1) 变速器壳体模态仿真分析和实验测试结果表明：壳体模态频率低于变速器啸叫性能管控的最低频率要求，需要优化。

2) 采用模态相位共线性MPC和平均相位偏移MPD等指标检验了壳体实验模态有效性。

3) 采用模态频率分布线性相关性、模态频率误差以及振型相关性分析等方法检验了壳体仿真模态识别的有效性。

4) 采用加厚离合器法兰、增加加强筋以及变截面设计等技术措施优化变速器壳体离合器部分，优化效果达到变速器啸叫性能管控的指标要求。

参考文献：

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[2]LEE S K,GO S K,YU D J,et al.Identification and Reduction of Gear Whine Noise of the Axle System inaPassenger Van[J].SAE,2005(1):2302.

[3]YASUNORI K,TOKIMORI S,MASAMICHI F,et al.Experimental Transfer Path Analysis of Gear Whine[J].SAE,2005(1):2288.

[4]陈志强,罗敏强.基于模态声传递向量的变速器辐射噪声研究[J].重庆理工大学学报(自然科学版)，2015(6)：14-18.

[5]ASHLEY L D,DONALD R H.Methods for Researching Gear Whine in Automotive Transaxles[J].SAE,1997(1):1768.

[6]徐岩,陈宇东,杨志军,等.载重汽车变速器壳体加强筋布置的优化设计[J].哈尔滨工业大学学报,2009,41(3):158-160.

[7]袁敏刚,陈晓峰,尹晓飞,等.基于模态分析的乘用车变速器壳体振动优化设计[J].机械工程与自动化,2012,22(6):81-82.

[8]张学亮,程珩,赵远,等.基于ANSYS技术的齿轮箱模态分析及优化[J].机械工程师,2010，30(6):70-72.

[9]薛延华,王志广,邵滨,等.齿轮箱箱体结构对其振动模态的影响研究[J].机械传动,2008，32(6):107-108.

[10]张喜清,项昌乐,刘辉.履带车辆变速箱箱体的试验模态参数识别及验证[J].吉林大学学报,2011,41(4):929-931.

(责任编辑刘舸)

Research on Mode Identification and Optimization of

Gearbox Housing

ZHENG Guang-zea, LIU Zi-qianb, FENG Nanb

(a.Key Laboratory of Advanced Manufacture Techniques for Automobile Parts;

b.College of Mechanical Engineering, Chongqing University of Technology,

Chongqing 400054,China)

Abstract:Based on some type of gearbox, gearbox housing modal analysis and measurement were carried out. The correctness of experiment mode shape of gearbox housing was proved by parameters of MPC (Modal Phase Criterion) and MPD (Mean Phase Deflection). The validity of the simulation modal of gearbox shell was analyzed through simulating the model frequency error of modal and experimental modal, distributing the linear correlation and analyzing modal correlationsis. In order to prevent shell resonance happening, and considering the mode shape identification results, an optimization technical measure of gearbox housing was presented and verified based on the FEM simulation model.

Key words:gearbox housing; whine noise; modal optimization; resonance

文章编号：1674-8425(2016)01-0015-05

中图分类号：U463.212；TH122

文献标识码：A

doi:10.3969/j.issn.1674-8425(z).2016.01.003

作者简介：郑光泽(1972—)，男，重庆荣昌人，博士，教授，主要从事发动机振动噪声分析、机械零部件可靠性设计研究。

收稿日期：2015-09-22