開發(fā)變速器時，降低噪聲是一個重要的目標(biāo)。汽車噪聲不僅會損害駕駛?cè)撕统丝偷氖孢m和健康，而且還會使周圍環(huán)境承受交通噪聲之苦。在法定的加速階段車外噪聲級方面，除了發(fā)動機(jī)(包含進(jìn)氣系統(tǒng)和排氣系統(tǒng))和輪胎外，僅在商用車中，變速器才是一個重要的噪聲源。而在乘用車的情況下，作為對傳動比或大或小的反應(yīng)，變速器僅僅通過發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速對車外噪聲產(chǎn)生間接影響(DIN ISO362)，它幾乎不作為獨(dú)立的噪聲源。表1-中給出了各種類型的機(jī)動車噪聲排放法規(guī)限值的發(fā)展。

　　表1 DIN ISO362制定的歐洲汽車加速階段噪聲排放限值

　　有關(guān)其他車內(nèi)噪聲源的降噪措施已經(jīng)證明獲得了成功，因此，降低變速器噪聲的壓力起來越大。一般，由于變速器噪聲的特定品質(zhì)，使它與國內(nèi)其他噪聲源區(qū)分開來，這種壓力不是變速器的絕對噪聲級的大小。因?yàn)橛行┳兯倨髟肼?像咔啦聲和咯噔咯噔聲)只有在某些工作條件下才可以聽到，所以，某此變速器噪聲現(xiàn)象本身不會構(gòu)成一個太強(qiáng)大的噪聲污染源。但是，這些噪聲常常會導(dǎo)致用戶抱怨，因?yàn)橛脩魰?錯誤地)認(rèn)為汽車發(fā)生故障。非專業(yè)人員常常將變速器噪聲誤認(rèn)為是發(fā)動機(jī)噪聲。在尋求降低變速器噪聲的時候，僅僅改進(jìn)變速器本身是不夠的。正如所有的汽車噪聲問題一樣，對涉及傳遞和輻射噪聲的車身和其他零件都必須加以考慮。

　　1、 變速器噪聲及其起因

　　變速器噪聲源可分為五種(表2)。下面按照重要性，對現(xiàn)代汽車變速器的噪聲源的噪聲現(xiàn)象進(jìn)行分析。

　　表2 變速器噪聲及其起因

　?、?嗚嗚聲(whine)

　　在載荷作用(傳遞功率)的情況下，齒輪對的滾動接觸噪聲被稱為嗚嗚聲(嘯聲、振鳴聲或嗡嗡聲)。這種運(yùn)行噪聲有若干起因：

　?、?嚙合沖擊。嚙合沖擊是齒距誤差或像軸與齒輪之間的同心度這樣的幾何誤差以及在載荷作用下由于齒輪、軸或外殼的變形而引起的偏齒輪定律的偏差共同作用的結(jié)果(圖1)。然而，為避免這些嚙合沖擊所進(jìn)行的齒廓校正僅僅對某一載荷范圍才會有效。

　　② 參數(shù)激發(fā)振動。參數(shù)激發(fā)振動的起因是輪齒剛性隨嚙合位置而變化(圖2)。這種振動的大小取決于傳動機(jī)構(gòu)的幾何形狀和轉(zhuǎn)速。如果激勵頻率(轉(zhuǎn)速乘以齒數(shù)和諧波)接近于齒輪對的自振頻率，共振便會產(chǎn)生特別大的振幅，因而也就會產(chǎn)生特別大的噪聲。即使在齒輪輪齒非常精準(zhǔn)的情況下，也會出現(xiàn)這樣的振動。

　　圖2輪齒的剛度cS 波形和嚙合制度CY (長時間的Cs 的平均值) a)直齒圓柱齒輪 b)斜齒輪

　　③ 滾動接觸噪聲。表面質(zhì)量不高會產(chǎn)生“搓衣板效應(yīng)”，從而導(dǎo)致滾動接觸噪聲。即使在滿足生產(chǎn)公差要求的情況下，如果生產(chǎn)過程中形成的某些齒側(cè)表面結(jié)構(gòu)引起了振動，就會出現(xiàn)噪聲。

　　許多汽車的倒檔仍然采用圓柱齒輪。從產(chǎn)生噪聲的角度來看，這種做法不是最好的選擇因?yàn)樵谶@種情況下，滾動接觸噪聲特別明顯。

　　使用現(xiàn)代技術(shù)可將傳統(tǒng)變速器的噪聲降低到在車內(nèi)根本就聽不到的程度。然而，提高期望值帶來的巨大制造成本會成為一個問題。

　?、?咔啦聲/咯噔咯噔聲(Rattling/Clattering)

　　無載荷時，齒輪和換檔元件在容許的功能限值和生產(chǎn)限值內(nèi)的振動會產(chǎn)生咔啦聲和咯噔咯噔聲，這些響聲是由變速器的扭轉(zhuǎn)振動所引起。如果扭轉(zhuǎn)振動和振幅超過一定值之后，目前尚未嚙合的空套齒輪輪齒將會離開輪齒驅(qū)動側(cè)，并在齒隙范圍內(nèi)來回振動。這種振動的振幅取決于該空套齒輪的轉(zhuǎn)動慣量、阻力矩(對該零件產(chǎn)生減速效應(yīng))和引起激勵的扭轉(zhuǎn)振動加速度的大小。受到激勵作用后，同步器鎖環(huán)和滑動接合套也會在它們的間隙范圍內(nèi)出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)振動。松動的零件在遇到間隙極限的情況時出現(xiàn)撞擊是這種噪聲的真正起因。如果撞擊發(fā)生在變速器的空檔位置，這種現(xiàn)象被稱為怠速齒輪咔啦噪聲;如果發(fā)生在某個檔位的行駛途中，就將其稱為驅(qū)動或滑行咔啦噪聲或稱為驅(qū)動和滑行咯噔咯噔聲。圖3以兩臺5檔變速器為例，以齒輪的形式給出了可能的振動元件。

　　圖3 同軸式和非同軸式變速器的咔啦聲和咯噔咯噔聲的噪聲源

　　發(fā)動機(jī)的有限個缸數(shù)導(dǎo)致了發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的波動(參見圖4)，從而引起變速器軸的扭轉(zhuǎn)振動(導(dǎo)致出現(xiàn)這些噪聲)。幾乎所有的旨在提高內(nèi)燃機(jī)的油耗和排放標(biāo)準(zhǔn)的措施都會引起運(yùn)轉(zhuǎn)不穩(wěn)。零件松動產(chǎn)生的噪聲僅出現(xiàn)在某些工作條件下。

　　圖4內(nèi)燃機(jī)怠速運(yùn)轉(zhuǎn)。一臺1.8L四缸柴油機(jī)在曲軸旋轉(zhuǎn)一圈期間的轉(zhuǎn)速不穩(wěn)定情況

　　對于直噴柴油機(jī)，由于高的激勵水平，怠速時的齒輪咔啦聲特別明顯。變速器在低速傳動功率時會發(fā)出喀拉聲。轉(zhuǎn)速波動超過一定程度，還會出現(xiàn)滑行喀拉聲。

　　在很小的驅(qū)動力或推力載荷作用下，齒輪、當(dāng)前檔位的嚙合短齒圈和主減速器齒輪的齒面也會提升而分離，從而引起咔啦聲。

　　通過減小齒隙和限制中心距公差，以及采取措施使發(fā)動機(jī)的扭轉(zhuǎn)振動不能傳給變速器，可使咔啦聲和咯噔咯噔聲的聲級保持在可接受的水平上。然而，這樣做又會很快遭遇經(jīng)濟(jì)上的抱怨。減小咔啦聲和咯噔咯噔聲的一個決定性因素是讓傳動系協(xié)調(diào)工作，特別是正確地設(shè)計離合器片中的扭轉(zhuǎn)減振器、雙質(zhì)量飛輪和減振器，以便在所有的情況下，使傳動系的扭轉(zhuǎn)振動的振幅保持在一定的限值之內(nèi)。

　?、?哐當(dāng)聲

　　除了作為對載荷突變的一種反應(yīng)的低頻縱向沖擊聲(約2～8Hz)外，還會出現(xiàn)叫做“哐當(dāng)聲”的高頻金屬響聲(300～6000Hz)。在工作的零件的側(cè)面互相敲擊就會出現(xiàn)這種響聲。進(jìn)行噪聲分析時，必須對從飛輪到輪邊減速器的整個傳動系進(jìn)行考慮。由于一些重要的參數(shù)(扭轉(zhuǎn)間隙、轉(zhuǎn)動慣量、剛性和減振性)或者很難變化或者不可能變化，所以通常借助于傳動軸直徑、發(fā)動機(jī)支座或離合器減振器的剛度特性，嘗試著進(jìn)行一種優(yōu)化。借助于發(fā)動機(jī)調(diào)校也可對哐當(dāng)聲產(chǎn)生有利的影響，不過這也會導(dǎo)致敏感的車輛響應(yīng)特性受損。

　?、?換檔噪聲(shifting noise)

　　如果同步器不能正常起作用，換檔時就會出現(xiàn)明顯的嚙合噪聲。扭轉(zhuǎn)振動(特別是傳動系的回轉(zhuǎn)間隙所致)會導(dǎo)致滑動接合套過早地(速度同步之前)與空套齒輪的嚙合短齒圈接合，從而引起刮削聲或摩擦聲。這種噪聲的其他可能起因包括：同軸度偏差、齒距誤差、齒廓異常和駕駛?cè)说膿Q檔風(fēng)格?？陀^地說，嚙合噪聲可以被看作是一種僅僅屬于舒適性的問題，但是，它們卻給用戶一種產(chǎn)品質(zhì)量較低的印象。

　?、?軸承噪聲(Bearing noise)

　　軸承噪聲通常很難覺察。這種噪聲僅僅在滾動軸承裝配過緊可損壞時才會出現(xiàn)，但隨著損壞程度的增加，噪聲迅速增加。這種噪聲的這個特點(diǎn)為實(shí)現(xiàn)利用結(jié)構(gòu)傳遞噪聲進(jìn)行早期損壞診斷提供了依據(jù)。這種診斷原理起來越經(jīng)常地用于工業(yè)變速器。因此，應(yīng)該從正面來看待這種噪聲現(xiàn)象，及時發(fā)現(xiàn)對避免二次故障有幫助。

　?、?自動變速器和無級變速器的特有噪聲

　　在具有多個傳動比的自動變速器和無級變速器的情況下，我們再次遇見也基本類型相同的噪聲。由于液力變矩器在非鎖上的情況下具有極強(qiáng)的減振能力，所以發(fā)動機(jī)的扭轉(zhuǎn)振動只能以微弱的程度傳遞給相應(yīng)的變速器齒輪對，只能對它們產(chǎn)生輕微的激勵作用，因此不會出現(xiàn)明顯的咔啦聲或滑行咔啦聲。

　　汽車變速器經(jīng)濟(jì)出現(xiàn)的一種噪聲現(xiàn)象是油泵的嗚嗚聲。這種嗚嗚聲甚至?xí)⒆兯倨鲊Ш蟼鲃拥膯鑶杪曆谏w。因而，只有在變速器油泵的噪聲級較小時，嚙合傳動的嗚嗚聲才會明顯起來。這種對嗚嗚聲的掩蓋能力可以用公式或圖示來確定。

　　無級變速器噪聲的主要起因之一是輸入側(cè)傳動帶撞擊錐盤，導(dǎo)致了明顯的嗚嗚聲。對設(shè)計推力鏈帶、錐盤及其表面的廣泛研究，以及對轉(zhuǎn)速和載荷的影響的廣泛研究。不過，在這種變速器設(shè)計的情況下，油泵還是一種主要的噪聲源。

　　怠速敲鼓聲是另一種汽車噪聲現(xiàn)象。這種噪聲并非與變速器直接相關(guān)，它常常伴隨有車輛的強(qiáng)烈振動。在汽車靜止不動時，如果將變速桿置于“D”位或“R”位，就會出現(xiàn)這種情況。由于傳遞來自液力變矩器的已經(jīng)較高的轉(zhuǎn)矩，發(fā)動機(jī)支座的彈性橡膠支撐件可能已經(jīng)達(dá)到它們的最大運(yùn)動行程，這將相應(yīng)地導(dǎo)致將高的作用力傳給汽車車身。這些力本身會激勵結(jié)構(gòu)區(qū)或像尾門或備胎槽這樣的金屬板區(qū)，從而在車內(nèi)產(chǎn)生20～40Hz的強(qiáng)烈的、極不舒適的壓力波動。變速器的設(shè)計措施包括執(zhí)行所謂的“空檔怠速”，即通過部分地切斷離合器來減小加給發(fā)動機(jī)支座的初始載荷。另一些措施(例如如果可能的話提高或降低怠速轉(zhuǎn)速)以及一些專門針對汽車車身的或涉及采用減振器的措施現(xiàn)在也在使用中。

　　2、 噪聲是如何傳到達(dá)耳朵的

　　齒輪齒面是主要的噪聲源。這種噪聲的聲級和特點(diǎn)以多種不同的方式受到傳遞至人耳所經(jīng)過的路徑的影響。

　　在正常密封的變速器內(nèi)所產(chǎn)生的高聲級空氣傳播的噪聲不會在變速器外面形成高聲級噪聲，這是因?yàn)樗鼪]有足夠的能量來激勵變速器外殼產(chǎn)生強(qiáng)烈振動。齒輪體的振動作為結(jié)構(gòu)傳播的噪聲被傳遞給變速器軸——在固定齒輪的情況下直接傳遞，而在空套齒輪的情況下，經(jīng)過各自的軸承傳遞。輸入軸和輸出軸將振動傳到變速器之外。當(dāng)然，這種振動大部分經(jīng)過變速器的軸承傳給變速器外殼。特別是軸的彎曲振動會對外殼產(chǎn)生激勵作用。

　　如果激勵頻率接近外殼的自然振動頻率，振動會得到進(jìn)一步放大，因而產(chǎn)生高的噪聲級。變速器殼輻射噪聲中有一部分為空氣傳播的噪聲，其余作為結(jié)構(gòu)傳播的噪聲，通過變速器支座傳給車身(見圖5)。在從變速器經(jīng)過傳動軸到車身的結(jié)構(gòu)傳播噪聲的傳遞中，傳動軸起到了重要的作用。正因?yàn)榇?，在任何噪聲傳播路徑分?即車內(nèi)噪聲期望值估算，包括激勵和傳播路徑分析)中，不應(yīng)該將它們忽略不計。

　　通過車身的隔聲特性，或者更不常見的通過特種削聲車殼，會進(jìn)一步地影響變速器輻射的噪聲。發(fā)動機(jī)-變速器總成、變速器支座和車身作為一個整體的動態(tài)特性對結(jié)構(gòu)傳播噪聲的傳遞和衰減的強(qiáng)度會產(chǎn)生重大影響。在這里，對具有系統(tǒng)共振的各個零件之間進(jìn)行頻率調(diào)節(jié)，同時將系統(tǒng)共振頻率盡可能多地與激振頻率分開的所謂“模態(tài)調(diào)整”會起到特別重要的作用。

　　當(dāng)開發(fā)新型變速器或改進(jìn)現(xiàn)有車輛時，不僅必須考慮變速器本身，而且還要考慮噪聲傳遞的各種不同路徑和控制噪聲的方式。

　　圖5 空氣傳播和結(jié)構(gòu)傳播的噪聲傳播路徑

　　3、 噪聲評價標(biāo)準(zhǔn)

　　在評價變速器噪聲過程中，駕駛?cè)?、乘客和車外人對這種噪聲的主觀感覺極為重要。

　　當(dāng)一輛汽車正處在開發(fā)中時，常常通過訓(xùn)練有素的測試駕駛?cè)藢μ囟ǖ脑肼暚F(xiàn)象進(jìn)行主觀評級，對改進(jìn)措施進(jìn)行評價。常用的一種評級標(biāo)準(zhǔn)是“ATZ評價”(表3)

　　表3 ATZ變速器噪聲評價表

　　評價小組必須對他們的評級進(jìn)行反復(fù)比較，以確保進(jìn)行始終如一的合理評價。為此，最好選擇一個參考物即一輛參考車，以便試車員始終以它為基準(zhǔn)來調(diào)整自己的評價。還可以使用“人造測量頭”實(shí)現(xiàn)噪聲的數(shù)字記錄，以便后期重放，進(jìn)行研究。

　　然而，僅靠客觀評判對詳細(xì)分析噪聲的起因是不夠的。為了對變速器的開發(fā)措施進(jìn)行評價和精確的比較，需要有主觀數(shù)據(jù)。通常使用噪聲或振動數(shù)據(jù)，而這些數(shù)據(jù)既可以在工作條件下測得，也可以使用合成激勵的方法來測得。依據(jù)激勵和探測，可以用模態(tài)分析 、工作振動或傳播路徑分析等方式，對數(shù)據(jù)作進(jìn)一步處理，這樣便可提供有價值的信息。

　　對許多研究來說，進(jìn)行一項(xiàng)CAE分析(例如使用FEM)是有幫助的。這樣，與使用樣機(jī)試驗(yàn)相比，可以用一種大大加快的方法來獲得改進(jìn)效果。要求是要擁有一個已經(jīng)經(jīng)過試驗(yàn)驗(yàn)證的模型。由于存在齒隙、摩擦等許多非線性因素情況并非總是這樣。因此，對于不同的情況，必須對CAE模型的適用性和有效性進(jìn)行測試。

        人類的聽覺不僅對聲源的能級很敏感，而且對噪聲的頻率分布非常敏感。對于純聲(正弦聲壓時間曲線)，人們已對聽覺的頻率敏感度進(jìn)行了全面的研究。這些研究的成果構(gòu)成了 “A評價過濾器”的基礎(chǔ)。由于聽覺對低頻率不敏感，所以對低頻率范圍賦予低權(quán)重(見圖6)。

　　圖6 聲壓級的頻率評價(過濾器A、B、C和D的曲線)

　　這個評價函數(shù)使用非常方便，特別是因?yàn)樗驯痪幦胨械臉?biāo)準(zhǔn)聲波測距設(shè)備中，已經(jīng)得到全世界的認(rèn)可。但是與純聲不同，變速器噪聲是含有多種頻率的混合聲。因此，A評價未必適用。需要更加復(fù)雜的評價方法，當(dāng)然人們知道，這些方法因其使用起來很復(fù)雜并未得到廣泛使用。但是，如果在相同條件下測量出類似的噪聲(即噪聲具有相似的頻譜分布)，就可以對A評價聲壓級進(jìn)行有意義的對比。

　　聲壓級的單位是分貝(Db)，1dB大約等于人類的聽覺差閾。因?yàn)槁晱?qiáng)與聲功率成正比，所以當(dāng)將若干聲源的聲壓級疊加時，有必須將各個聲源的聲強(qiáng)疊加起來。

　　這樣，等強(qiáng)度的兩個聲壓級之和比單個聲壓級大3dB。這樣的結(jié)果是將兩個相差超過6dB的兩個聲壓級相加時，因?yàn)槁晧杭壷捅葍H有較響的聲源時大不足1dB，所以較安靜的一個聲源實(shí)際上不起作用。

　　空氣傳播噪聲常常在特種試驗(yàn)室進(jìn)行測量。這咱特種試驗(yàn)室有吸聲室和反射室之分，它們各適用于特定的測量任務(wù)。吸聲室用于模擬自由場條件，反射室用于模擬一個盡可能等漫射的聲場。

　　與空氣傳播噪聲一樣，還要對結(jié)構(gòu)傳播進(jìn)噪聲進(jìn)行測量。為了測量結(jié)構(gòu)傳播噪聲，要使用加速度傳感器，這是因?yàn)檫@種傳感器使用方法簡單，并能很容易地連接到變速器的某個部位上。通常，在結(jié)構(gòu)傳播噪聲的傳播研究中，特別有價值的是連接界面(如彈性支座)的加速度。

　　特別是當(dāng)確定一種噪聲的聲源是一個特定的變速器零件時，頻率分析便成為變速器噪聲分析的一種重要工具。根據(jù)轉(zhuǎn)速和齒數(shù)，能很容易地識別出產(chǎn)生噪聲譜中特定峰值的齒輪對。如果在變速器的整個轉(zhuǎn)速范圍上，將各種固定轉(zhuǎn)速時記錄的振幅頻率曲線以瀑布圖即Campbell圖的形式順次繪制出來，那么就能很容易地將自然振動與轉(zhuǎn)速相關(guān)振動區(qū)分開來。圖7清楚地給出了這種特征。

　　圖7 貨車變速器的噪聲頻率分析

　　a) 最大噪聲級和平均噪聲級隨著頻率變化的情況 b) 對于1、2曲線和

　　A級三種情況的噪聲級隨轉(zhuǎn)速變化的情況(“階次切換”)“瀑布”圖

　　顯然，例如在頻率為1096Hz(圖7c中X處)和1490 Hz(圖7c中Y處)的情況下，出現(xiàn)了與轉(zhuǎn)速無關(guān)的振動，而標(biāo)有(1)和(2)的振型與轉(zhuǎn)速相關(guān)。圖7b展示了兩條跳躍的線1和2的噪聲級，隨著轉(zhuǎn)速的變化出現(xiàn)“階次切換”。通過沿著瀑布圖中特別有意義的階次進(jìn)行截切然后沿著垂直方向觀察這個截面，即可獲得曲線開狀。除了最大噪聲外，總的聲壓級也會反映出各個階次的貢獻(xiàn)有多重要。圖7a給出了最大噪聲級平均噪聲級隨著頻率變化的曲線。根據(jù)測量時間信號所提供的大量信息，我們會得到除了頻率和階次分析之外的描述某些信號特征的參數(shù)。

　　通常，這樣的信號參數(shù)還可用于變速器質(zhì)量管理，以及用于變速器試驗(yàn)臺架的監(jiān)控。為此，必須對用裝在變速器殼上的加速度傳感器測得的結(jié)構(gòu)傳播噪聲進(jìn)行評價。既可以用時間范圍也可以用頻率范圍進(jìn)行評價，并且評價大多集中在齒輪階次及其諧波分析上。參數(shù)的組合會帶來精確的診斷。

　　4、 對策

　　顯然，有效地降低現(xiàn)有變速器的噪聲排放比較困難且比較昂貴，所以，在新型變速器的開發(fā)過程中，必須從規(guī)劃和設(shè)計階段對“低噪聲變速器”這一開發(fā)目標(biāo)進(jìn)行全面考慮。為此，在概念階段，已經(jīng)進(jìn)行了目標(biāo)確立。在這里，為了達(dá)到一定國內(nèi)噪聲水平，確定了激勵和傳播的噪聲目標(biāo)值。對于駕駛?cè)丝捎X察的車外噪聲或振動，還要有一個模擬過程。這個過程如圖8所示。

　　圖8 車輛開發(fā)的概念階段中的目標(biāo)確立過程

　　對于限制噪聲產(chǎn)生的主動降噪措施也限制噪聲傳播的被動降噪措施要加以區(qū)別(表4)。這樣，主動降噪措施有時只能影響某一特定類型的振動。

　　降低傳遞功率的齒輪對振動的主動降噪措施會對傳動齒輪的幾何形狀和生產(chǎn)質(zhì)量產(chǎn)生影響。大的端面重合度和縱向重合度(高接觸齒輪傳動和斜齒輪傳動)會減小因此而導(dǎo)致的輪齒剛性的不一致性，并減小嚙合沖擊。

　　為了減輕由于載荷和因此而產(chǎn)生的變形所導(dǎo)致的嚙合干涉，首先要進(jìn)行齒廓修形(齒頂修緣、端面鼓形修整)，其次是盡可能地提高齒輪體、軸、軸承和殼體的剛度，并使它們的自振頻率分散開，以防出現(xiàn)過大的動態(tài)變形。輪齒加工質(zhì)量是導(dǎo)致滾動接觸噪聲的一個主要因素。變速器的運(yùn)行轉(zhuǎn)速對于有載荷作用的齒輪所輻射的噪聲具有很大的影響，而載荷本身沒有多大影響。但是這些參數(shù)通常均不可以改變。

　　表4 降低變速器噪聲的主動和被動措施

　　松動零件的振動程度受變速器本身的三個參數(shù)的影響。側(cè)隙和轉(zhuǎn)動慣量應(yīng)盡可能小，而作用于各個零件上的阻力矩應(yīng)盡可能大。由于存在許多功能上的看抱怨，像低環(huán)境溫度下的變速器功能、高效率等等，因此，很少有降噪的潛力。如果相應(yīng)降低變速器軸的扭動的振幅，可在幅度減小咔啦聲和咯噔咯噔聲。如果發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的波動被解耦，將可為降低噪聲創(chuàng)造極大的空間。

　　在降低換檔噪聲的措施方面，不可能提供一種萬能藥方。每臺變速器都要求進(jìn)行單獨(dú)的匹配和調(diào)校。除了同步器零件本身之外，對換檔期間的整個傳動系的動態(tài)特性必須予以考慮。

　　降低變速器噪聲的被動措施，尤其與從齒輪輪齒經(jīng)過軸傳給外殼的結(jié)構(gòu)傳播噪聲的傳遞相關(guān)。對于高頻振動而言，在載荷作用下，如果不存在任何不可接受的變形的情況下，應(yīng)該將一個盡可能軟的隔離元件(橡膠塊)用作低通濾波器。變速器殼的結(jié)構(gòu)特別重要。必須避免變速器壁面上出現(xiàn)的噪聲強(qiáng)烈型振動。采用提高剛度的措施時應(yīng)仔細(xì)考慮這樣的事實(shí)：采用外部加強(qiáng)筋雖然制造成本低，但是卻增加了噪聲輻射表面。變速器殼體的材料對于噪聲輻射也會產(chǎn)生重大影響。今天最經(jīng)常使用的輕合金的吸振特性比鑄鐵差得多。

　　通過調(diào)整整個傳動系可以將傳遞給車身的結(jié)構(gòu)傳播噪聲減到最小。在這里，模態(tài)將起到重要的作用。在此模態(tài)中，對變速器殼體、支座、軸承和車身的共振必須相互協(xié)調(diào)，以致于不會出現(xiàn)相互放大的情況。圖9給出了一個模態(tài)分析計算結(jié)果的例子。該例子的振型屬于所謂的“傳動系彎曲”，即發(fā)動機(jī)-變速器總成彎曲，該振型的頻率由變速器的剛度來確定。對該振型的頻率進(jìn)行優(yōu)化處理，以致于使寬明顯處于發(fā)動機(jī)的優(yōu)勢激勵階次之外。為了實(shí)現(xiàn)細(xì)微的模態(tài)校準(zhǔn)，必須對更多的振型進(jìn)行研究。

　　在共振頻率、質(zhì)量和剛度的優(yōu)化中，總是存在與汽車的其他參數(shù)出現(xiàn)矛盾的情形，例如，與安裝空間(封裝)、車身剛度(安靜性/碰撞)、行駛動力學(xué)和舒適性，以及由橡膠支撐件的剛性引起的耐久性與緊密相關(guān)的發(fā)動機(jī)/變速器支座的隔振元件使用壽命之間的矛盾。

　　用封閉變速器的方法，可幾乎徹底防止空氣傳播噪聲的輻射，但對重量、散熱和價格卻帶來了損害。

　　必須在考慮到整車的情況下，對特定措施的有效性進(jìn)行最終評判。然而，在系統(tǒng)和零件層面上的改進(jìn)的效果也可在試驗(yàn)臺架上或借助于CEA計算(即FEM)加以檢驗(yàn)。為此，采用所謂的混合模型已被證實(shí)是有效的。這種混合模型能將由試驗(yàn)確定的量(如噪聲傳遞函數(shù))集成到計算分析中，從而使預(yù)測結(jié)果更接近現(xiàn)實(shí)成為可能。

　　圖9 傳動系彎曲(橫向)模態(tài)分析計算結(jié)果(FE)