本文以某乘用車為研究對象，綜合利用多種試驗手段，針對其在二擋滑行工況下存在的嘯叫問題開展研究，為深入分析和解決此類問題奠定基礎。
1 試驗設計
試驗樣車搭載1.5L自然吸氣發動機、匹配雙質量飛輪、6擋手動變速器，動力總成前部縱置和后輪驅動。依次開展整車道路測試、整車轉轂半消聲室測試以及傳動系統臺架測試。采用LMS Test.Lab 14A軟件進行數據采集及分析。
1.1 整車試驗方案
整車測試分別在中汽中心道路試驗場和整車轉轂半消聲室進行。噪聲信號取自駕駛員右耳，振動信號取自后懸置主、被動側，如圖1所示。開展振動噪聲測試時，通過發動機CAN總線，同步采集發動機輸出扭矩、輸出轉速信號。測試工況為2擋全油門（WOT）加速（1000-4000rpm）及滑行（4000-1000rpm）。
圖1 測點位置
同時進行基于整車的齒輪嚙合斑點測試。將藍色金屬工藝油漆均勻涂抹在齒輪表面，曬干后裝箱，按要求加注潤滑油。用平板車將車輛運送至測試場地，測試工況為2擋加速至3000rpm后滑行，反復三次，然后拆下變速器，取出齒輪，觀察嚙合痕跡。
1.2 臺架試驗方案
臺架試驗在中汽中心傳動系統半消聲室進行，開展基于臺架的齒輪嚙合斑點測試時，傳動鏈由驅動電機、飛輪、離合器、變速器、傳動軸、驅動橋、過渡連接軸、負載電機（左、右各1個）組成，變速器通過連接工裝與驅動電機外殼相連，為避免后橋因受支反力而跳動，專門設計了工裝將后橋外殼鎖死。臺架嚙合斑點測試工況根據整車測試得到的發動機輸出扭矩、轉速確定。變速器傳遞誤差測試時，傳動鏈由驅動電機、高精度編碼器、變速器、高精度編碼器、負載電機組成。測試2擋在不同輸入扭矩工況下的傳遞誤差。嚙合斑點及傳遞誤差測試傳動鏈組成如圖2所示。
2 結果分析
2.1 階次分析原理
圖2 臺架測試
階次是事件在參考軸旋轉一周的過程中發生的次數，變速器輸入軸轉一圈，輪齒嚙合的次數即為嚙合階次。由于齒輪嚙合具有階次特征，所有可以利用階次分析的方法，鎖定發生嘯叫的齒輪副。本文所研究的變速器為三軸式設計（輸入軸、中間軸和輸出軸），以變速器輸入軸轉速為參考，2擋擋位齒輪副嚙合階次和常嚙齒輪副嚙合階次見表1：
表1 2擋齒輪齒數與嚙合階次
2.2 嘯叫評價指標
為了探究齒輪嘯叫噪聲的客觀評價指標，分別在道路試驗場進行二擋加速與滑行工況測試，車內噪聲測試結果，如圖3所示。通過觀察色譜圖可以發現，加速時，可以觀察到25階次特征，但不明顯；滑行時，可以看到明顯的25階次特征。加速和滑行過程中都看不到常嚙合階次。
圖3 道路測試
為了進一步分析齒輪嚙合噪聲在車內的貢獻情況，分別將加速和滑行工況下，25階次聲壓級和總聲壓級進行比較，如圖4所示。通常使用總聲壓級與階次聲壓級的差值，作為評判嘯叫的指標，差值大于15dB（A），通常認為嘯叫風險較小。加速過程中，總聲壓級與25階次聲壓級的差值基本都滿足大于15dB（A），說明加速工況基本無嘯叫問題；滑行過程中，總聲壓級與25階次聲壓級的差值在較多轉速處不滿足大于15dB（A）的要求，說明滑行工況存在嘯叫風險。測試過程中，同步開展了主觀評價，結果表明2擋加速基本無嘯叫問題，2擋滑行車內能夠聽到明顯的嘯叫噪聲，主觀感受與客觀測試結果一致，說明可以使用總聲壓級與階次聲壓級差值大于15dB（A）作為評價嘯叫問題的指標。
2.3 測試環境分析
為了探究在不同測試環境下，變速器嘯叫的差別，針對2擋滑行工況，將道路試驗場與轉轂半消聲室測試結果作對比，如圖5所示。轉轂測試得到的聲壓總級明顯小于道路測試，25階次聲壓級與總聲壓級差值，二者均存在較多轉速處小于15dB（A），但轉轂測試差值更小，說明嘯叫表現更明顯。
圖5 道路與轉轂試驗對比
對比發動機輸出轉速和扭矩，見表2，二者從4000rpm滑行到1000rpm，發動機輸出扭矩及滑行時間相差較小，說明二者負載環境基本相同。由于轉轂測試沒有風噪及路面隨機激勵的影響，背景噪聲比道路環境小，所以嘯叫問題更容易被凸顯出來。使用轉轂半消聲室作為測試環境，有利于變速器嘯叫問題的識別。
表2 道路與轉轂CAN信息對比
2.4 懸置隔振率
懸置是變速器嘯叫向車內傳遞的重要結構路徑，需要對其隔振性能進行評估。對象車輛動力總成為三點懸置設計（左、右、后懸置），通常后懸置隔振最為薄弱，因此專門針對后懸置隔振性能進行了測試，如圖6所示。在測試轉速范圍內，后懸置三向25階次隔振率基本滿足不低于20dB，說明懸置隔振滿足設計要求。
2.5 齒輪嚙合斑點
在轉轂試驗室進行齒輪嚙合斑點測試，先后開展了兩次測試，一次為僅測試二擋，另一次為測試變速器所有擋位，一方面為了觀察齒輪嚙合情況，另一方面為了探究一次性完成所有擋位嚙合斑點測試的可行性。結果如圖7（a）、（b）所示，二擋滑行工況，二擋從動齒輪反拖面嚙合斑點偏向右上方，說明二擋齒輪副嚙合偏載，需要向左下方調整。而一次測試所有擋位與單獨測試一個擋位嚙合斑點基本相同，說明其他擋位齒輪嚙合不會對二擋齒嚙合斑點測試結果造成影響，因此在變速器開發過程匯總開展的嚙合斑點測試，可以一次完成全部擋位測試，提高測試效率。
為了能夠在變速器開發前期，搭載整車前就對其嘯叫風險進行評估，可以充分利用臺架測試手段，對變速器的嘯叫表現進行預測。本文對基于臺架的變速器嚙合斑點測試方法進行了探究，使用發動機輸出扭矩均值作為輸入扭矩，使用負扭矩加速的形式來模擬滑行，在加速至3000rpm后，如果不迅速降低轉速，齒面涂料出現了異常掉落的現象，如圖7（c）所示，將臺架試驗工況中加速到峰值轉速的停留時間取消后，涂料沒有異常掉落，可以得到與整車測試基本相同的嚙合斑點結果，如圖7（d）所示。說明持續高轉速會增加涂料的異常掉落，在臺架試驗中需盡量減少高轉速的持續時間。
圖7 二擋從動齒反拖面嚙合斑點
2.6 齒輪傳遞誤差
動態傳遞誤差是齒輪嘯叫的主要激勵源，在傳動系統試驗室開展變速器傳遞誤差測試，通過在變速器輸入端和輸出端安裝高精度編碼器，獲取變速器總的傳遞誤差，然后對傳遞誤差曲線做頻譜分析，根據齒輪的嚙合階次確定擋位齒輪、常嚙合齒輪及其倍頻成分的傳遞誤差數值，結果如圖8所示。二擋擋位齒輪前兩階傳遞誤差遠大于常嚙合齒輪，說明擋位齒輪傳遞誤差過大是導致嘯叫現象的主要原因，與整車噪聲測試結果一致。
3 優化與驗證
3.1 優化方案
針對二擋擋位齒輪的偏載問題，通過調整齒輪修形方案的形式進行優化，調整后的修形方案及實際加工得到齒輪樣件精測結果，見表3所示，精測結果為各輪齒檢測結果的均值。
3.2 驗證與對比
樣件裝箱后，再次開展傳遞誤差測試，優化前后傳遞誤差對比結果如圖9所示。優化后傳遞誤差明顯變小，說明新的修形方案有效果。
完成臺架驗證后，進一步開展整車搭載驗證測試及主觀評價，二擋滑行工況車內噪聲測試結果如圖10所示。25階次聲壓級與總聲壓級差值在多數轉速下均滿足大于15dB（A），說明齒輪嚙合階次噪聲在總的噪聲中占比已經較少，此時，車內主觀感受已經基本聽不到嘯叫噪聲。再次說明優化方案有效，二擋滑行嘯叫問題得到了有效的治理。
4 總結
（1）本文所研究的變速器在2擋滑行工況下產生的嘯叫問題，主要由于擋位齒輪嚙合偏載、傳遞誤差偏大引起，通過優化修形方案，經實車搭載驗證，嘯叫噪聲明顯降低。
（2）針對變速器嘯叫問題，可以使用總聲壓級與嚙合階次聲壓級的差值大于15dB（A）的標準作為評價指標，與主觀感受基本一致。道路試驗場及轉轂半消聲室均可以作為分析變速器嘯叫問題的測試場地。在開展齒輪嚙合斑點測試時，可以選擇一次性完成全部擋位的測試。
（3）臺架測試是分析和解決變速器嘯叫問題的有效手段，尤其在變速器開發前期，充分開展臺架測試，有助于盡早發現問題，縮短開發周期，提升開發效率。
