隨著科技的發(fā)展，人們對汽車的駕駛體驗(yàn)提出了更高的要求，汽車噪聲也逐漸成為影響整車駕駛舒適性的重要因素之一。除了汽車行駛過程中的風(fēng)噪和輪胎與地面的摩擦噪聲，變速箱齒輪嘯叫也是汽車噪聲的主要來源之一。
在動力傳輸過程中，變速箱齒輪嚙合過程中的高頻振動和齒輪傳遞誤差造成的沖擊，是變速箱噪聲的來源。除了改善齒輪的宏觀參數(shù)，以及對齒輪進(jìn)行微觀修形以減小傳遞誤差，改善齒輪(軸)的裝配方法，提高齒軸系統(tǒng)的整體剛度也有益于變速箱NVH性能的改善。
本文從某型號CVT變速箱的噪聲問題入手，首先，通過瀑布圖鎖定了噪聲產(chǎn)生的位置為小齒輪軸。其次，通過測量小齒輪軸端面與軸承支架的表面的平行度，發(fā)現(xiàn)小齒輪軸的偏移現(xiàn)象。再次，根據(jù)“螺栓 541 原則”分析了變速箱殼體與小齒輪軸支架接合面粗糙度對螺栓預(yù)緊力的影響。最后，結(jié)合有限元仿真與實(shí)驗(yàn)，驗(yàn)證了通過改變殼體與小齒輪軸支架接合面粗糙度，以增大螺栓預(yù)緊力，并降低小齒輪軸偏移的可行性。
一、變速器嘯叫問題分析
汽車變速箱噪聲是在變速箱內(nèi)部多重激勵的同時作用下產(chǎn)生的，其內(nèi)部激勵包括內(nèi)部剛度激勵，齒輪高頻嚙合接觸激勵與齒輪軸錯位導(dǎo)致的傳遞誤差激勵。
某型號的CVT變速箱出現(xiàn)了零公里噪聲問題，變速箱運(yùn)行過程中的嘯叫明顯，噪聲評價不合格。從實(shí)測的噪聲瀑布圖中可以觀察到，在23階、41階和82階 的噪聲曲線明顯;根據(jù)NVH階次跟蹤，在23階、41階、82階存在多項噪聲超差;EOL復(fù)測結(jié)果也證明，這3個 階次的噪聲均大于標(biāo)準(zhǔn)值，如表1所示。
通過對NVH階次數(shù)據(jù)的分析，并結(jié)合瀑布圖可以判斷變速箱噪聲的來源是小齒輪軸，其中噪聲的階次對應(yīng)著小齒輪的倍頻。為了驗(yàn)證這一判斷的正確性，并找出小齒輪軸噪聲問題根源，對故障件進(jìn)行拆箱檢查，并分配一臺正常件作為對照組。
該型號變速箱的小齒輪軸結(jié)構(gòu)剖視圖，如圖1所示，圖中綠色部分為小齒輪軸，軸的左端面通過圓錐滾子軸承與變速箱殼體連接，右端與支架連接;小齒輪軸支架通過5個螺栓固定在殼體上。
在小齒輪軸的齒面上涂藍(lán)油并進(jìn)行嚙合測試，運(yùn)轉(zhuǎn)后差速器齒輪與小齒輪有一半不能完全嚙合，該現(xiàn)象說明小齒輪軸發(fā)生了偏移，導(dǎo)致較大的傳遞誤差，并成為齒輪嚙合過程中，噪聲的激勵源。
表2為小齒輪端面與殼體的平行度對比。其中，噪聲故障件的平行度偏差為0.059，遠(yuǎn)大于正常件;對故障件進(jìn)行重新安裝后平行度恢復(fù)到0.02。經(jīng)過重新裝配后，故障件的嘯叫消除。由此可以得出，軸承座偏移導(dǎo)致軸系傾斜最終發(fā)生齒輪噪聲問題。
由于軸承座通過5個螺栓固定在殼體上，偏移主要原因可以歸結(jié)于螺栓的預(yù)緊力不足。如圖2所示，根據(jù)541原則，螺栓在添加擰緊力矩的過程中，實(shí)際轉(zhuǎn)化為螺栓夾緊力的扭矩僅占10%，另有50%用于克服螺栓法蘭面與被夾緊物體表面的摩擦力，另外40%用于克服螺紋副中的摩擦力，如果采用一定的改善措施(如涂抹潤滑油)或螺紋副中存有缺陷(如雜質(zhì)、磕碰等)，該比例關(guān)系會受到不同影響而改變。
為了提高螺栓的夾緊力，預(yù)防軸承座偏移的發(fā)生，除了增大預(yù)緊扭矩外，還可以采取以下措施。本案例中使用帶法蘭面的金屬螺栓，其中螺栓的法蘭面與小齒輪軸承座的上表面接觸，依據(jù)上述的541法則，減小螺栓法蘭面與軸承座上表面的粗糙度，可以有效降低 這兩個結(jié)合面之間的摩擦系數(shù)，從而降低用于克服螺栓法蘭面與被夾緊物體表面的摩擦力的占比，提高夾緊力。此外，還可以增加軸承座下端面與殼體接合面的表面粗糙度，增大軸承座與殼體間的最大靜摩擦力，來預(yù)防偏移。
二、仿真分析
軸承支座與殼體結(jié)構(gòu)具體見圖3。由上述測量分析可知，軸承支座的滑動變形可能是螺栓的軸向預(yù)緊力不夠，根據(jù)541螺栓法則，其根本原因可歸結(jié)為螺栓頭法蘭面與軸承支座面的摩擦過大;軸承支座的滑動變形也可能是軸承支座與殼體的摩擦力不足。軸承支座的滑動變形量大小直接影響著齒輪軸的傾斜程度，對噪聲的產(chǎn)生起著至關(guān)重要的作用。為此，使用ANSYS 軟件對不同摩擦系數(shù)的軸承支座和殼體進(jìn)行有限元分析，探究它們的滑動變形情況。
考慮螺栓預(yù)緊力不足，在ANSYS中設(shè)置了18 kN、23 kN和28 kN這3種螺栓預(yù)緊力，結(jié)果如圖4所示。
通過對上述云圖的整理匯總，得到了不同預(yù)緊力軸承座最大變形量和滑動量的表格，如表3所示。
從表3數(shù)據(jù)可以看出，預(yù)緊力越大，軸承座的最大變形量、與離殼的最大滑移量越小，小的變動量可以抑制軸系的傾斜，減小噪聲產(chǎn)生，這充分表明了螺栓預(yù)緊力不足是噪聲產(chǎn)生的重要原因。根據(jù)541螺栓法則，螺栓預(yù)緊力的不足是由于需要克服的阻力太大，其中螺栓頭法蘭與殼體的摩擦阻力占到了40%，這是導(dǎo)致預(yù)緊力缺乏的根本原因。為此，使用ANSYS對不同摩擦系數(shù)的螺栓與軸承支座接觸面、軸承支座與殼體接觸面進(jìn)行數(shù)值分析，探究其對軸承支座滑動變形的影響。
螺栓與軸承支座接觸面的摩擦系數(shù) μ1分別設(shè)置為 0.1 和 0.25，軸承支座與殼體接觸面 μ2分別設(shè)置成 0.1和0.3，邊界條件設(shè)置相同，將μ1和μ2排列成不同的組合，為了排除預(yù)緊力帶來的影響，同時也設(shè)置了兩組預(yù)緊力做對比分析，經(jīng)過ANSYS軟件分析后得到如圖 5所示的變形云圖。
在相同的摩擦系數(shù)下，通過ANSYS對軸承支座的滑動情況也進(jìn)行了分析，分析結(jié)果見圖6。
從圖6可以看出，不同的摩擦系數(shù)對軸承支座的變形量與滑動量會產(chǎn)生很大的影響，如表4所示。
從表4中可以看出，在μ1相同為0.1的情況下，隨著軸承支座和殼體摩擦系數(shù)的增大，兩者之間的滑動量由 0.254 降低到了 0.043，軸承支座的最大變形量由 0.513降低到了0.315，對于不同的預(yù)緊力12.08 kN和摩擦系數(shù)μ1=0.25，趨勢依然相同，這表明較大的μ2摩擦系數(shù)可以抑制軸系傾斜，對減弱噪聲起到非常重要的作用，這也體現(xiàn)出軸承支座與殼體的摩擦系數(shù)是本案例噪聲產(chǎn)生的重要原因。
三、實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證
根據(jù)測量結(jié)果和仿真結(jié)果，可以判斷螺栓擰緊力、軸承座端面與殼體之間的摩擦系數(shù)即兩者結(jié)合面的粗糙度會影響變速箱噪聲，為進(jìn)一步驗(yàn)證結(jié)果，筆者進(jìn)行了以下實(shí)驗(yàn)：實(shí)驗(yàn)使用砂紙對軸承座和殼體接合面進(jìn)行打磨，增大殼體間摩擦力，其次在螺栓法蘭端面抹油，減小螺栓與軸承座間的摩擦力，增加螺栓擰緊力矩，由 38 N·m 增加到 42 N·m;完成以上措施后，將變速箱裝配完成，到產(chǎn)線進(jìn)行EOL測試。軸承座打磨前粗糙度是 0.297，打磨后的粗糙度是 0.85，進(jìn)行測試后與之前數(shù)據(jù)進(jìn)行對比，如表5所示。
返工后的變速箱在進(jìn)行 EOL 測試的數(shù)據(jù)均出現(xiàn)了下降，驗(yàn)證了之前測量結(jié)果和仿真結(jié)果的正確性。
四、結(jié)論
本文從裝配角度考慮噪聲產(chǎn)生的原因，通過仿真和實(shí)驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證，主要結(jié)論如下。
(1)實(shí)驗(yàn)與仿真結(jié)果具有一致性，驗(yàn)證了有限元模型的正確性。
(2)變速箱裝配過程中的螺栓預(yù)緊力和結(jié)合面粗糙度對噪聲的產(chǎn)生有很大的影響。
(3)增大軸承支座螺栓預(yù)緊力和結(jié)合面粗糙度可以有效抑制軸系傾斜，減少傳遞誤差，降低噪聲。
參考文獻(xiàn)略.