变速器啸叫噪声扩展工况传递路径分析与优化

黄泽好，刘 琳，刘子谦，张 杨，陈家乐，严生辉

（1.重庆理工大学 汽车零部件先进制造技术教育部重点实验室，重庆 400054；2.重庆理工大学 车辆工程学院，重庆 400054；3.重庆市汽车动力系统测试工程技术研究中心，重庆 401120；4.重庆青山工业有限责任公司，重庆 402761）

近年来，随着汽车技术的快速发展与人民生活水平的日益提高，汽车乘坐舒适性和声品质的要求也随之提高，汽车NVH(Noise，Vibration and Harshness)作为评价整车性能和衡量汽车品质的一项重要指标，受到汽车行业的普遍关注[1]。变速器啸叫噪声是动力传动系统NVH问题之一，降低变速器啸叫对提高整车声品质有着重要作用。

改善变速器啸叫噪声的主要途径为：一方面优化激励源，即通过齿轮宏观参数优化与齿轮微观修形来降低传递误差;另一方面优化传递路径，即采取路径结构修改、隔振、阻尼减振等多种措施以减小振动传递。基于成本与开发周期考虑，传递路径分析（Transfer Path Analysis，TPA）方法是识别振动噪声传递主要路径的有效方法之一，且随着技术进步，在传统TPA方法基础上又发展出了工况传递路径分析法(Operational Path Analysis，OPA)、改进的工况传递路径分析方法OPAX（Operational Path Analysis with eXogenous Inputs）等。传统TPA 方法因其成熟、标准、精度较高而广泛应用于解决车内振动噪声问题，但也存在着需拆卸主动部件，过程繁琐，参考点数目较多，采集数据量大，人力和时间成本高[2-4]等问题，缺点非常明显。OPA 方法虽然只需测量工况数据，具有传递路径建模时间短，工作效率高等优点，但需路径耦合信号的奇异值分解，计算精度很难保证，且易出现缺失路径或错判路径贡献量的现象[5-7]。OPAX方法则兼具了传统TPA的建模精度和OPA的建模效率[8-11]，能可靠高效解决振动噪声问题。

本文基于OPAX 法识别工况载荷，分析路径贡献量，找出该变速器二档匀加速工况啸叫的主要贡献路径，并针对路径采取措施以降低车内啸叫噪声。

1 OPAX方法基本原理

变速器系统可认为是时不变系统。按“源-路径-接收者”模型分析，目标点响应是激励源的能量经由不同路径传至目标点的叠加。

变速器二档匀加速工况啸叫噪声频率范围为200 Hz～1 000 Hz，因此只需单独考虑结构载荷而忽略空气传递路径[12]。结构分析可知，激励源为二档齿轮，传递路径为轴承-变速器壳体-悬置-车身响应点（驾驶员右耳）。悬置与变速器的连接点为悬置主动端，与车身连接点为悬置被动端，被动端每个自由度到目标点（驾驶员右耳）都看成一条独立路径，一般仅考虑X、Y、Z三个方向平动自由度而忽略旋转自由度[13]。对于某单一激励源，已知某条路径频响函数和工作载荷，则该路径对目标点的贡献量可表示为：

对于n条路径，目标点的总响应即为所有路径贡献量的线性叠加，即：

式中：k为第k个目标点；i为第i条传递路径；ω为角速度；yk(ω)为目标点声压信号；Hki(ω)为第i条路径输入点到目标点的传递函数；Fi(ω)为第i条路径工作载荷。

根据OPAX方法，利用试验采集到的数据建立参数化模型，需要采集试验工况下的目标点、悬置主动端、被动端的振动响应数据，悬置主动端载荷表示为：

式中：Fi(ω)为第i条路径工作载荷；parameters为待识别参数;aai(ω)和api(ω)分别为悬置主、被动端加速度。将结构载荷表示为每条路径加速度信号的函数[10]如式（4）所示：

式中：Ki(ω)=-miω2+jciω+ki Ki(ω)为悬置处刚度，多项式系数为3个待识别参数动质量mi、阻尼ci、动刚度ki，ω为角速度。将式（4）代入式（1）式得：

式中：Gki(ω)=Hki(ω)×

矩阵与向量描述式为：

令：

其中：A=( … -ω2Gki(ω)jωGki(ω)Gki(ω)…

在该工况下有r个转速点，则上述各项可以写成如下形式：

每条路径待估计参数有三个，n条路径的待估参数为3n个，每个阶次都需要估计3n个参数。向量X不随阶次的变化而变化，采用奇异值分解对矩阵A求逆，得到响应参数之后代入式（4）可进行载荷估计，每条路径工作载荷与测量得到的传递函数相乘代入公式即得每条路径对目标点的贡献量。

2 振动噪声分析

2.1 啸叫噪声原因分析

二档匀加速工况的车内噪声声压级频谱如图1所示，由图可知主要表现为变速器19 阶噪声，共振频率在400 Hz～600 Hz 低频范围，由该阶次切片图图2可知，阶次声压级最大值达50 dB(A)，比目标值40 dB(A)高10 dB(A)，对车内有很大影响，因此需改善优化。

图1 2档匀加速工况驾驶员右耳频谱

图2 19阶次切片图

分析可知，该变速器二挡啸叫噪声为低频噪声，不是发动机辐射噪声。

从变速器到车内的结构路径分析可知，激励源为作用于悬置主动端的变速器悬置载荷；传递路径为悬置被动端到驾驶员右耳目标点。将悬置被动端的每个自由度到目标点都看成一条独立路径，忽略旋转自由度，在整车坐标系（坐标原点为整车质心，X轴为水平向前，Y轴为水平向左，Z轴为垂直向上），可以得到三点悬置被动端的X、Y、Z三个线方向到驾驶员右耳目标点共9条传递路径，如图3所示。

图3 传递路径模型

2.2 试验数据采集

试验设备包括LMS 数据采集前端，6 个三向加速度传感器、一个声压传感器等，左、右和后悬置主动端和被动端各安装一个加速度传感器，目标点驾驶员右耳安装声压传感器。

(1)传递函数获取

采用互易法测试二档匀加速工况下各条路径的传递函数。在驾驶员右耳处布置体积声源，测得悬置被动端响应，根据互易原理得到传递函数H1(ω)～H9(ω)，如图4(a)至图4(c)所示。可以看出频率段400 Hz～600 Hz 内，左悬置Z方向至目标点的传递函数幅值最大，右悬置三个方向至目标点的传递函数幅值相差较小，后悬置Z方向至目标点的传递函数幅值较X、Y方向最大，其他频率段范围的幅值较小。

图4 各条路径的传递函数

(2)工况数据采集

试验工况为二档匀加速工况。采集左、右、后悬置主、被动端三个方向加速度信号，如图5(a)至图5(f)所示。

图5 左、右、后悬置加速度信号

2.3 路径载荷识别与贡献量分析

载荷识别时预处理工况数据，共9条传递路径，27个待识别参数，因此该阶次至少需要27个频率估计参数，利用已获取的加速度信号与传递函数数据可求出与各悬置物理特性相关的参数，可得：

式中：左、右、后悬置X、Y、Z方向，分别用编号1～9表示；mi、ci、ki为各路径悬置的动质量、阻尼、动刚度，Hi(ωr)为激励点到目标点频响函数；Y(ω)为目标点响应。求得二档匀加速工况下19 阶次各路径的工作载荷如图6 所示。从图中可以看出左悬置Z方向和X方向的工作载荷最大，其次为后悬置Z方向。

图6 路经工作载荷

各路径对目标点总贡献量为：

该变速器二档加速工况下的19 阶次各路径对驾驶员右耳目标点的贡献量大小如图8所示。横坐标为频率，纵坐标为不同路径，拟合结果与实际测试结果基本一致，说明拟合可行。共振能量主要集中在400 Hz～600 Hz，车内噪声主要贡献路径为左悬置Z方向，其次为左悬置X方向,再次为后悬置Z方向，因此可知变速箱左悬置对啸叫噪声的贡献量最大，其次为后悬置。另外图7 中前三行颜色较深部分分别为驾驶员右耳噪声实测值、拟合值及左悬置Z方向的贡献量峰值，三者频率范围基本相同，进一步说明了左悬置隔振效果较差。

图7 驾驶员右耳噪声贡献量分析

3 优化与优化结果分析

针对左悬置Z方向和X方向、后悬置Z方向的路径贡献量较大问题，分析变速器壳体结构模态，认为可以通过改变局部结构来改变其局部模态，从而避开共振频率。对变速器壳体进行有限元分析，图8中画圈部位为优化改进后的加筋情况和优化前后变速箱局部模态对比图。从优化后局部模态可以看出模态振型效果较好，左悬置安装点附近振幅减小，并且优化前后对比发现悬置主动端动刚度有所提高，避免了产生NVH共振问题。

图8 优化前后变速箱局部模态对比分析图

优化后的测试结果如图9 所示，共振频率附近的变速器档位19阶啸叫特征明显降低，该阶次切片图10可以看出声压级降低了10 dB(A)左右，加速过程的振动响应明显减小，尤其在400 Hz～600 Hz 范围内效果较为明显，车内噪声有较大改善，达到了标准要求，提高了乘坐舒适性。

图9 2档匀加速工况驾驶员右耳频谱图

图10 19阶次切片图

4 结语

在对某车型二档匀加速工况下的啸叫问题的研究中，得出结论如下：

（1）扩展OPAX 方法识别载荷采用的参数相互独立且不耦合，使问题的复杂性降低，可通过简单模型和少量数据寻找出啸叫主要贡献路径，可为工程应用提供有价值的参考。

（2）二档匀加速工况时驾驶员右耳频谱图及阶次分析可知，啸叫噪声共振频率在400 Hz～600 Hz，扩展OPAX方法得到车内噪声的主要贡献路径为左悬置。

（3）变速器壳体加筋可改变其振动频率，并使悬置主动端动刚度有所提高，消除或减弱共振。试验结果表明加筋优化后车内未出现明显啸叫噪声，且该方案只修改了变速器箱体，成本低，周期短，实现了成本控制和效率提升，改善了整车NVH 性能，提高了乘坐舒适性。