杨允辉，燕逸飞，黄从奎（安徽江淮汽车股份有限有司，安徽 合肥 230601）



某轻型车变速器怠速异响分析优化

杨允辉，燕逸飞，黄从奎
（安徽江淮汽车股份有限有司，安徽 合肥 230601）

文章首先阐述了整车怠速工况变速器敲击异响产生的机理，从产生的激励源、响应部件以及传递路径三个方面分析解决的措施，从而得出解决此问题最为有效的方法措施。同时经过对比测试，从测试数据上验证了优化措施的有效性，变速器怠异响问题得到很好的改善和解决。

变速器；怠速异响；转速波动；预减振

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.08.088

CLC NO.: U463.51Document Code: AArticle ID: 1671-7988(2016)08-255-04

引言

随着人们生活水平的提高、消费观念的提升，消费者对汽车驾驶舒适性能要求越来越高，整车NVH性能成为顾客较为关注重要部分。怠速工况变速器敲击异响是影响整车NVH性能的一部分。本文通过变速器怠速异响原因分析，方案对策的实施验证，有效解决变速器怠速异响问题。

1、问题现象及测试

在某轻型卡车在试制试验中发现，启动动机怠速转速工况下，不踩离合踏板时，变速箱部位存在高频“哒哒哒”异响声，踩下离合踏板则此异响声消失。针对这个现象为了判断验证异响的来源，我们对整车进行了振动传输测试，具体原理如下图1所示，在飞轮壳上正对习轮齿圈的位置打孔，装上传感器，在变速器箱体上正对常啮合齿轮位置打孔，装上传感器，分别测试发动机怠速工况下发动机的转速波动和变速器齿轮的转速波动。同时在变速器箱体的外侧中间位置声音传感器，测试怠速工况下踩与不踩离合变速器怠速异响的噪声值和声压级。

由上图2可以看出发动机的转速波动⊿NE为23.4rpm，而变速器的转速波动机⊿NM为14.4rpm，现行品在各个工况对发动机转速的波动的衰减率（传递率）为14.4/23.4=62%

由图3变速器近场噪声声压级测试数据可以看，怠速工况状态下不踩离合与踩离合状态对比，400～3000Hz频带噪声差别明显，总声压级差别约5.5dB(A)。

2、变速器怠速异响产生的机理

变速器怠速异响产生及传递如下图4所示，发动机中燃烧气体的压力和活塞往复运动产生的周期性惯性力，使得扭矩成周期性波动变化，经过离合器传递到变速箱啮合齿轮。由于齿轮间存在间隙，而非承载齿轮副从动轮处于随动状态，将引起齿轮的敲击。齿轮间的敲击振动，通过齿轮轴和轴承等传递到变速箱体，引起壳体的薄壁振动，产生变速箱近场噪声，通常此敲击噪声在踩离合踏板后消失，松开离合踏板则噪声又重复出现。

3、分析及措施

根据变速器怠速异响问题产生的机理和测试结果分析，解决此问题无非是从激励源、响应部件、传递路径三个方面进行着手解决。

3.1激励源（发动机）

激励源（发动机）一般分为本身的异响和振动，发动机在低速（特别是怠速）时，发动机转速波动较大，输入同样波动较大，此种波动会通过离合器传递到变速器引起变速器内部齿轮啮合的敲齿声。从激励源头出发减小转速波动是根本，但发动机是一个复杂的部件，减小这发动机怠速转速的波从技术及成本上花费都将是很大的，故把发动机的本身激励源的转速波动作为后期长期的一个优化项目。

3.2响应部件（变速器）

从变速器对激励的响应模式出发，从以下三个方面对变速器进行优化：

3.2.1减小齿轮的侧隙

齿轮侧隙对敲击力的影响并不大，0.12mm齿隙与0.20mm齿隙相比，敲力有所减小；进一步减小齿隙到0.07mm，敲击力反而有增大的趋势（如图5）.此处通过非承载齿轮副轮齿之问的相对位移来解释这种现象.由计算结果可知，非承载齿轮产生两侧敲击，当轮齿之间的相对位移为0时，发生一次正面敲击；当齿轮之间的相对位移为最大齿隙时，发生一次反面敲击.另外，齿隙越大，每一次敲击时损失的能量越大，从而单次敲击产生的敲击力越大可知，敲击力的大小应该综合齿隙和敲击次数考虑.当齿隙减小时，虽然单次损失的能量变小，但单位时间内敲击的次数增加，单位时间内可能比齿隙较大时损失的能量更多，产生的敲击力更大.因此，齿隙应该优化到一个最合理的值.同是验证把齿轮侧隙减小由原来的0.10mm减小到0.05mm，通过变速器近场噪声的测试，怠速工况状态下不踩离合与踩离合状态对比，400～3000Hz频带噪声差别明显，总声压级差别约6dB(A)（如下图6），无改善效果。

3.2.2提高变速器齿轮加工精度

变速器异响主要发和在齿轮之间的撞击，通常认为齿面精度对声音是有一定的影响的，据此对变速器齿轮加工精度进行了调整，由原来的剃齿加工（7级精度）优化改为磨齿（6级精度），并装车验证，其结果显示传动声音音质有所改善，但异响依然存在。怠速工况状态下不踩离合与踩离合状态对比，400～3000Hz频带噪声差别明显，总声压级差别约6dB(A)（如下图7），改善效果不明显。

3.2.3减小齿轮的转动惯量

根据理论分析，齿轮的转动惯量越大，在受到振动的激励冲击中，对激励冲击的响应就越明显，体现出来的齿轮敲击异响声就越明显，对此针对变速器中一些较大的齿轮进行降重，在如下图中的对称部位进行打孔减重从而减小转动惯量，通过样件装车验证，怠速工况状态下不踩离合与踩离合状态对比，400～3000Hz频带噪声差别明显，总声压级差别约5dB(A)，无明显改善效果。

3.3传递路径（离合器减振机构）

在怠速状态下，传动系统可以简化为两个主质量和一个简单的弹簧阻尼系统（如下图8）。由于从动部分的质量只有输入轴及里面转动的齿轮，相对挂挡时整个汽车成为从动质量小很多。这个低质量的从动部分没有足够质量来作自然减振。所以需要调整系统刚度来进行减振。根据理论分析此刚度非常低，并不能在离合器的主减振中实现，所以调整离合器预减振及阻尼系统。

系统本身会有固有频率，而这个频率可以通过计算传动系统各部分的振动特性及扭转惯量和硬度进行模拟。当怠速频率超过系统固有频率的频率比例系统将成为减振，之前则是激励作用。系统刚度如果真的在激励区域，提高系统阻尼将可以把激励幅度降低。见下图9

N0-共振转速（r/min）KD-减振器的刚度（Nm/°），IM-变速器转动惯量（kgm2)，n-汽缸数。

下图10及表1为原匹配状态离合器减振及阻尼系统曲线及相关参数表，怠速时扭矩容量一定，在不同的工况下怠速扭矩不同，实际使用时会出现离合器有跳跃音出现：

表1　原状态离合器减振系统参数

根据理论分析及模拟计算，调整离合器减振及阻尼系统曲线及相关参数表如下图11及表2采用多段化刚度设定，提高怠速段的扭矩容量，同时降低一段滞后，以提高减振效果，改善跳跃音造成的怠速异响。

表2　改善品离合器减振系统参数

4、效果测试验证

一般来说，优化变速器怠速措施方面，要降低发动机转速波动或者减小花键、齿轮间隙是很困难的，花费的代价很大且效果有限，根据理论分析的初步结论，调整离合器减振及阻尼系统是比较可行的方案，通过制作样件装车测试结果如下图12：

由图12可以看出发动机的转速波动⊿NE为23.8rpm，而变速器的转速波动机⊿NM为5.6rpm，优化离合器减振阻尼系统对发动机转速的波动的衰减率（传递率）为5.6/23.8=24%同时由图13变速器近场噪声声压级测试数据可以看，换广角离合器后，冷机怠速踩离合与不踩离合400～3000Hz频带变速器近场噪声基本相同。其中踩离合比不踩离合离合器近场噪声下降约1dB(A)，原状态踩离合比不踩离合下降约5.5dB(A)。

同时进行主观评价怠速变速器齿轮敲击异响基本消除，优化改善非常明显。

5、总结

经过对变速器怠速异响噪声产生的机理过程分析，通过优化调整离合器参数（迟滞阻尼和刚度）达到优化改善变速器怠还噪声的效果，得到以下结论：

合适的离合器刚度有利于衰减发动机的转速波动，从而降低非承载齿轮的敲击，因此在满足扭矩和可靠性等要求的前提下，应调整离合器刚度在减振区域。

由于整车及发动机不同工况的存在，离合器怠速段预减振系统刚度应采用多段化刚度设定，提高怠速段的扭矩容量，以优化减振效果，改善跳跃音造成的怠速异响

相对于离合器迟滞阻尼和刚度，齿轮齿隙对敲击力的影响不是很大从总的趋势上看，适当减小齿隙有利于减小敲击力，但过多地减小齿隙敲击力反而会有增大的趋势。

[1]徐石安,江发潮.汽车离合器.北京:清华大学出版社,2005.

[2]龚兵,潘甫生,常辉,邓晓龙.手动变速箱rattle噪声的仿真和试验.计算机辅助工程,2013年10月.

[3]王望予.汽车设计.机械工业出版社,2004..

[4]王春华.汽车手动变速器怠速敲击噪声诊断与优化.轻型汽车技术,2016年第1期.

A light vehicle transmission idle sound analysis optimization

Yang Yunhui,Yan Yifei,Huang Conggui
（Anhui Jianghuai Automotive Co.,Ltd.,Anhui Hefei 230601）

This paper first describes the abnormal sound of the vehicle in the idle condition.The solutions are analyzed from three aspects: the source of the excitation,the response components and the transfer path.The most effective method to solve this problem is obtained.At the same time through the comparison test the effectiveness of the optimization measures is verified.The transmission idle noise is improved and solved.

Transmission; Idle abnormal noise; Rotational fluctuation; Idle vibration

U463.51

A

1671-7988（2016）08-255-04

杨允辉（1983-），男，底盘设计主管，就职于安徽江淮汽车股份有限公司，从事整车离合器及操纵、变速器及操纵系统设计开发。