随着科技的发展，人们对汽车的驾驶体验提出了更高的要求，汽车噪声也逐渐成为影响整车驾驶舒适性的重要因素之一。除了汽车行驶过程中的风噪和轮胎与地面的摩擦噪声，变速箱齿轮啸叫也是汽车噪声的主要来源之一。
在动力传输过程中，变速箱齿轮啮合过程中的高频振动和齿轮传递误差造成的冲击，是变速箱噪声的来源。除了改善齿轮的宏观参数，以及对齿轮进行微观修形以减小传递误差，改善齿轮(轴)的装配方法，提高齿轴系统的整体刚度也有益于变速箱NVH性能的改善。
本文从某型号CVT变速箱的噪声问题入手，首先，通过瀑布图锁定了噪声产生的位置为小齿轮轴。其次，通过测量小齿轮轴端面与轴承支架的表面的平行度，发现小齿轮轴的偏移现象。再次，根据“螺栓 541 原则”分析了变速箱壳体与小齿轮轴支架接合面粗糙度对螺栓预紧力的影响。最后，结合有限元仿真与实验，验证了通过改变壳体与小齿轮轴支架接合面粗糙度，以增大螺栓预紧力，并降低小齿轮轴偏移的可行性。
一、变速器啸叫问题分析
汽车变速箱噪声是在变速箱内部多重激励的同时作用下产生的，其内部激励包括内部刚度激励，齿轮高频啮合接触激励与齿轮轴错位导致的传递误差激励。
某型号的CVT变速箱出现了零公里噪声问题，变速箱运行过程中的啸叫明显，噪声评价不合格。从实测的噪声瀑布图中可以观察到，在23阶、41阶和82阶 的噪声曲线明显;根据NVH阶次跟踪，在23阶、41阶、82阶存在多项噪声超差;EOL复测结果也证明，这3个 阶次的噪声均大于标准值，如表1所示。
通过对NVH阶次数据的分析，并结合瀑布图可以判断变速箱噪声的来源是小齿轮轴，其中噪声的阶次对应着小齿轮的倍频。为了验证这一判断的正确性，并找出小齿轮轴噪声问题根源，对故障件进行拆箱检查，并分配一台正常件作为对照组。
该型号变速箱的小齿轮轴结构剖视图，如图1所示，图中绿色部分为小齿轮轴，轴的左端面通过圆锥滚子轴承与变速箱壳体连接，右端与支架连接;小齿轮轴支架通过5个螺栓固定在壳体上。
在小齿轮轴的齿面上涂蓝油并进行啮合测试，运转后差速器齿轮与小齿轮有一半不能完全啮合，该现象说明小齿轮轴发生了偏移，导致较大的传递误差，并成为齿轮啮合过程中，噪声的激励源。
表2为小齿轮端面与壳体的平行度对比。其中，噪声故障件的平行度偏差为0.059，远大于正常件;对故障件进行重新安装后平行度恢复到0.02。经过重新装配后，故障件的啸叫消除。由此可以得出，轴承座偏移导致轴系倾斜最终发生齿轮噪声问题。
由于轴承座通过5个螺栓固定在壳体上，偏移主要原因可以归结于螺栓的预紧力不足。如图2所示，根据541原则，螺栓在添加拧紧力矩的过程中，实际转化为螺栓夹紧力的扭矩仅占10%，另有50%用于克服螺栓法兰面与被夹紧物体表面的摩擦力，另外40%用于克服螺纹副中的摩擦力，如果采用一定的改善措施(如涂抹润滑油)或螺纹副中存有缺陷(如杂质、磕碰等)，该比例关系会受到不同影响而改变。
为了提高螺栓的夹紧力，预防轴承座偏移的发生，除了增大预紧扭矩外，还可以采取以下措施。本案例中使用带法兰面的金属螺栓，其中螺栓的法兰面与小齿轮轴承座的上表面接触，依据上述的541法则，减小螺栓法兰面与轴承座上表面的粗糙度，可以有效降低 这两个结合面之间的摩擦系数，从而降低用于克服螺栓法兰面与被夹紧物体表面的摩擦力的占比，提高夹紧力。此外，还可以增加轴承座下端面与壳体接合面的表面粗糙度，增大轴承座与壳体间的最大静摩擦力，来预防偏移。
二、仿真分析
轴承支座与壳体结构具体见图3。由上述测量分析可知，轴承支座的滑动变形可能是螺栓的轴向预紧力不够，根据541螺栓法则，其根本原因可归结为螺栓头法兰面与轴承支座面的摩擦过大;轴承支座的滑动变形也可能是轴承支座与壳体的摩擦力不足。轴承支座的滑动变形量大小直接影响着齿轮轴的倾斜程度，对噪声的产生起着至关重要的作用。为此，使用ANSYS 软件对不同摩擦系数的轴承支座和壳体进行有限元分析，探究它们的滑动变形情况。
考虑螺栓预紧力不足，在ANSYS中设置了18 kN、23 kN和28 kN这3种螺栓预紧力，结果如图4所示。
通过对上述云图的整理汇总，得到了不同预紧力轴承座最大变形量和滑动量的表格，如表3所示。
从表3数据可以看出，预紧力越大，轴承座的最大变形量、与离壳的最大滑移量越小，小的变动量可以抑制轴系的倾斜，减小噪声产生，这充分表明了螺栓预紧力不足是噪声产生的重要原因。根据541螺栓法则，螺栓预紧力的不足是由于需要克服的阻力太大，其中螺栓头法兰与壳体的摩擦阻力占到了40%，这是导致预紧力缺乏的根本原因。为此，使用ANSYS对不同摩擦系数的螺栓与轴承支座接触面、轴承支座与壳体接触面进行数值分析，探究其对轴承支座滑动变形的影响。
螺栓与轴承支座接触面的摩擦系数 μ1分别设置为 0.1 和 0.25，轴承支座与壳体接触面 μ2分别设置成 0.1和0.3，边界条件设置相同，将μ1和μ2排列成不同的组合，为了排除预紧力带来的影响，同时也设置了两组预紧力做对比分析，经过ANSYS软件分析后得到如图 5所示的变形云图。
在相同的摩擦系数下，通过ANSYS对轴承支座的滑动情况也进行了分析，分析结果见图6。
从图6可以看出，不同的摩擦系数对轴承支座的变形量与滑动量会产生很大的影响，如表4所示。
从表4中可以看出，在μ1相同为0.1的情况下，随着轴承支座和壳体摩擦系数的增大，两者之间的滑动量由 0.254 降低到了 0.043，轴承支座的最大变形量由 0.513降低到了0.315，对于不同的预紧力12.08 kN和摩擦系数μ1=0.25，趋势依然相同，这表明较大的μ2摩擦系数可以抑制轴系倾斜，对减弱噪声起到非常重要的作用，这也体现出轴承支座与壳体的摩擦系数是本案例噪声产生的重要原因。
三、实验验证
根据测量结果和仿真结果，可以判断螺栓拧紧力、轴承座端面与壳体之间的摩擦系数即两者结合面的粗糙度会影响变速箱噪声，为进一步验证结果，笔者进行了以下实验：实验使用砂纸对轴承座和壳体接合面进行打磨，增大壳体间摩擦力，其次在螺栓法兰端面抹油，减小螺栓与轴承座间的摩擦力，增加螺栓拧紧力矩，由 38 N·m 增加到 42 N·m;完成以上措施后，将变速箱装配完成，到产线进行EOL测试。轴承座打磨前粗糙度是 0.297，打磨后的粗糙度是 0.85，进行测试后与之前数据进行对比，如表5所示。
返工后的变速箱在进行 EOL 测试的数据均出现了下降，验证了之前测量结果和仿真结果的正确性。
四、结论
本文从装配角度考虑噪声产生的原因，通过仿真和实验进行验证，主要结论如下。
(1)实验与仿真结果具有一致性，验证了有限元模型的正确性。
(2)变速箱装配过程中的螺栓预紧力和结合面粗糙度对噪声的产生有很大的影响。
(3)增大轴承支座螺栓预紧力和结合面粗糙度可以有效抑制轴系倾斜，减少传递误差，降低噪声。
参考文献略.