基于傳遞路徑試驗分析的變速器敲擊噪聲優化?

田 雄,李宏成,呂先鋒,畢金亮,唐 禹

(1.長安汽車工程研究總院,重慶 401120;2.汽車噪聲振動和安全技術國家重點實驗室,重慶 401120)

引 言

隨著汽車工業的迅速發展以及產品零部件開發水平的快速提升,汽車廠商和客戶對汽車整車性能的要求變得越來越高,而 NV H性能作為整車性能的重要指標之一,備受汽車廠商和客戶的密切關注,而動力傳動系統的NV H問題是影響整車 NV H性能的主要因素之一。

動力傳動系統 NVH問題主要包括變速器嘯叫噪聲、變速器敲擊噪聲、低頻轟鳴聲以及呼嘯聲等,而變速器敲擊噪聲對整車聲品質的影響尤其顯著,所以研究變速器敲擊噪聲對提高整車聲品質起著至關重要的作用。

對于變速器敲擊噪聲,目前主要從以下幾種途徑加以解決:從控制源頭方面,即控制發動機扭振;從改善傳遞路徑方面,主要有離合器參數調校、改善傳遞路徑減振隔振性能;從控制響應敏感方面,增大變速器拖曳力矩、減小齒輪側隙等。福特汽車公司的Marcelo Magalha~es,Lee S K等人通過結構傳遞路徑分析方法對四驅車傳動系統NVH問題進行過分析研究,他們通過對整個動力總成懸置系統以及車身接附點原點動剛度進行優化,對改善傳動系統NV H問題提供了較好的解決方法[1,2]。 Gregory P Ruhlander教授通過利用吸能效果較好的橡膠材料制成的換檔拉索隔振墊對車內噪聲、振動影響問題的分析研究,為改善車內噪聲、振動提供了較好的解決措施[3]。

對于某車變速器敲擊噪聲而言,因該車搭載動力總成開發年限較長,機型較老,綜合各方面考慮認為不管是從控制源頭方面(降低發動機扭振),還是控制響應敏感度方面(增大變速器拖曳力矩、降低齒輪側隙等)既不經濟且時間周期較長。故從傳遞路徑方面著手,主要包括空氣輻射聲和結構傳遞聲,而通過試驗分析判斷該變速器敲擊噪聲主要為結構傳遞聲,本文主要通過改善拉索的解耦性能對該車變速器敲擊噪聲明顯這一問題進行針對性的攻關和整改,并取得了較好的效果。

1 變速器敲擊噪聲機理及傳遞路徑分析

1.1 變速器敲擊噪聲產生機理

一般而言,產生變速器敲擊噪聲的主要原因是動力傳動系統存在著較明顯的扭轉振動。這是由于發動機在運行過程中因缸內氣體的燃燒爆發、活塞的往復運動以及曲柄連桿機構的旋轉運動,導致發動機扭矩呈現周期性變化,從而使發動機運轉不平衡,即表現為一定的轉速波動。這一轉速波動通過彈性離合器系統傳到變速器軸系,而使其也存在著一定的轉速波動,這樣導致變速器內部非工作部件(如空套齒輪、同步齒環、滑套等)產生不規則的來回敲打現象,傳遞至車內表現為變速器敲擊噪聲。圖1為齒輪產生敲擊噪聲原理示意圖,變速器在工作過程中,因為存在一定的轉速波動,使非工作齒輪副中的空套齒輪不能及時與其相嚙合的齒輪進行嚙合,而是與其在齒輪兩嚙合面間互相來回敲打(包括單面敲打雙面敲打),從而表現為齒輪敲擊噪聲。

圖1 齒輪敲擊原理示意圖

一般情況下,傳統汽車動力傳動系統一階扭轉模態固有頻率在 40～80 Hz之間,對于四缸機而言,相應二階頻率所對應的發動機轉速即為 1 200～2 400 r/min。當車輛在該轉速段運行時,容易激發整個動力傳動系統產生扭轉振動,從而產生變速器敲擊噪聲,且在高檔位大負荷低轉速加速工況以及空檔離合器接觸工況下,在車內能更明顯地感受到這種變速器敲擊噪聲。

因此,變速器的敲擊噪聲與動力傳動系統固有頻率有著密切的聯系,通過控制動力傳動系統的扭轉振動大小,可以有效地改善變速器敲擊噪聲。

圖2為變速器輸入軸扭振大小與變速器敲擊噪聲對應關系圖,圖2(a)為某車在整車狀態某工況下發動機曲軸以及變速器輸入軸二階扭振曲線對比圖,可以看出變速器輸入軸在1 750 r/min左右存在明顯的二階扭振峰值,達到 3 300 rad/s2;圖2(b)為對應工況下駕駛員右耳位置車內總聲壓級三維圖,可以看出該車在1 500～ 2 000 r/min內存在較明顯的變速器敲擊噪聲,且在 1 750 r/min左右表現最為嚴重。圖2(a)與圖2(b)較好地說明了變速器敲擊噪聲與動力傳動系統扭振間存在一定的對應關系,即動力傳動系統扭轉共振為變速器敲擊噪聲主要原因之一。

1.2 傳遞路徑分析

對于一個線性系統而言,設其輸入激勵為x(t),輸出響應為y(t),則其輸入與輸出間的關系稱為系統的傳遞函數H(f),在頻域上該系統可表示為

式中X(f)為x(t)通過傅立葉變換所得,Y(f)為y(t)通過傅立葉變換所得。

簡單而言,傳遞路徑分析原理就是獲得系統的傳遞函數,從而在系統受到激勵時計算系統產生的響應[5,7]。

圖2 變速器輸入軸扭振與變速器敲擊噪聲對應圖

汽車是一個復雜系統,受到多種振動噪聲源的激勵。每種激勵都可能通過不同的路徑,經過衰減,傳遞到多個響應點上[4]。對車內變速器敲擊噪聲來說,從性質上可將其分為兩種來源:一是齒輪敲擊噪聲通過車身上的各種孔洞、各鈑金件間的焊接搭接縫隙、各部件間的縫隙(車門密封條等)及車身壁板等直接傳入車內,這部分噪聲稱之為空氣傳播噪聲(air-borne noise);另一種是敲擊噪聲通過懸置系統、懸架系統、拉索等傳遞到車身上,引起車身壁板振動向車內輻射噪聲,這一部分噪聲稱之為結構傳遞噪聲(structure-borne noise)[5,6]。進行變速器敲擊噪聲優化分析時,必須對這兩種噪聲來源綜合考慮,從中找出最具影響力的噪聲源,才能有針對性的進行變速器敲擊噪聲優化。圖3為發動機艙內齒輪敲擊噪聲傳遞至車內的傳遞路徑示意圖。

1.3 結構傳遞聲與空氣輻射聲貢獻量分析

如前所述,車內變速器敲擊噪聲主要是由結構傳遞聲和空氣輻射聲組成的,因此需對車內變速器敲擊噪聲結構傳遞聲和空氣輻射聲進行分離。即判斷是結構傳遞聲占主要貢獻還是空氣輻射聲占主要貢獻,在本文中主要通過整車傳聲損失(TL)試驗來判斷空氣輻射聲貢獻大小。

圖3 齒輪敲擊噪聲傳遞路徑示意圖

1.3.1 整車傳聲損失(TL)試驗

通過在發動機艙內布置 3個麥克風傳感器以及在車內布置 2個麥克風傳感器進行試驗可以得到發動機艙到車內的傳聲損失值。首先,需在前臂板前形成一個混響場,選擇在發動機艙內布置的 3個麥克風,布置位置分別在發動機與前臂板之間、變速器與前臂板之間、變速器與電瓶之間;其次,在車內布置的 2個麥克風,分別在駕駛員右耳以及副駕駛右耳處。白噪聲(體積聲源)分別放置在發動機艙內變速器飛輪殼體周圍 4個對角位置,對于每一個體積聲源噪聲,發動機艙內平均聲壓級可以通過下式計算得出

式中LAvg表示發動機艙內平均聲壓級值,n表示需要平均的麥克風個數,如果一個麥克風所測得聲壓級值明顯大于其余麥克風所測得聲壓級值,則其值可以代表所需聲壓級值,而不需要取平均值。

整車傳聲損失TL可以通過下式進行計算

式中Lout1表示車輛靜止狀態下發動機艙內平均聲壓級值,Lin1表示車輛靜止狀態下車內平均聲壓級值。

1.3.2 結構傳遞聲與空氣輻射聲對比

上述得出整車傳聲損失后,再計算空氣輻射聲,空氣聲貢獻大小可以通過下式進行計算得出,此處發動機艙平均聲壓級值為車輛工作狀態下發動機艙內平均聲壓級值

式中LAir表示車輛運行狀態下傳遞至車內的空氣輻射聲聲壓級值,Lout2表示車輛運行狀態下發動機艙內平均聲壓級值。

計算出空氣輻射聲后,再對結構傳遞聲進行分離,結構傳遞聲可以通過下式計算所得(假設所有聲壓級不是空氣輻射聲而是結構傳遞聲)

式中LSt r表示車輛運行狀態下傳至車內的結構傳遞聲壓級值,Lin2表示車輛運行狀態下車內平均聲壓級值。

2 試驗分析及優化

2.1 主觀評價結果

對試驗車進行主觀評價,發現在各檔位全負荷加速工況(即 WOT加速工況)發動機低轉速范圍內,存在明顯的變速器敲擊噪聲;在各檔小負荷加速工況(即 LOT加速工況)時無變速器敲擊噪聲。表 1為該車在上述兩種工況下變速器敲擊噪聲主觀駕評綜合得分表。

表 1 某試驗車主觀駕評綜合得分表

2.2 結構傳遞聲與空氣輻射聲試驗結果

通過前述理論分析方法對該試驗車進行結構傳遞聲與空氣輻射聲貢獻量大小試驗分析,首先進行整車傳聲損失試測試,圖 4為該試驗車整車傳聲損失測試結果。

圖4 該試驗車整車傳聲損失 TL測試結果曲線圖

得出整車傳聲損失值之后,即可以對該變速器敲擊噪聲空氣輻射聲大小進行計算。因主觀評價判斷該試驗車在三檔全負荷加速工況時車內變速器敲擊噪聲表現最為明顯,故在后續試驗中均選取該工況進行試驗分析。

根據前述對該試驗車進行相關試驗,試驗結果表明該試驗車變速器敲擊噪聲主要發生在 1 500～2 400 r/min內(與主觀評價結果有很好對應),且主要表現在 400～ 2 000 Hz頻段內。

圖5為該試驗車在上述工況下 400～ 2 000 Hz頻段內結構傳遞聲與空氣輻射聲隨發動機轉速貢獻量對比圖,圖中3條曲線分別為該頻段內1/3倍頻程各中心頻率聲壓級值隨發動機轉速疊加曲線圖。由圖可以看出,在該頻段內,通過結構傳遞至車內的聲壓級值幾乎接近車內總聲壓級值,由此可以說明結構傳遞聲為該車車內變速器敲擊噪聲的主要傳遞路徑。因此,可以通過改善該車結構傳遞路徑來對其變速器敲擊進行優化改進。

2.3 結構傳遞聲試驗優化分析

齒輪敲擊噪聲結構傳遞聲主要通過懸置系統、懸架系統、拉索等結構傳遞到車身上,引起車身壁板振動而向車內輻射噪聲,從而在車內形成可聽得見的變速器敲擊噪聲。

圖5 該試驗車在400～ 2 000 Hz頻段內結構傳遞聲與空氣輻射聲隨發動機轉速貢獻量大小對比圖

2.3.1 懸置系統試驗分析

在由動力總成與車身組成的汽車模型中,發動機懸置系統以及車內各種拉索(主要包括離合拉索、換檔拉索、油門拉索等),其中每一個結構傳遞路徑都對變速器敲擊噪聲有著大小不同的貢獻量。 圖 6為三檔全加速工況下左懸、右懸、后懸車身側振動三維圖,由圖可以看出該車后懸置車身側振動較大,在400～2 000 Hz內存在較大共振現象,故可對后懸置進行優化。

圖6 某工況下該車左、右、后懸置車身側X,Y,Z向振動三維圖(從左至右分別為X,Y,Z方向,從上至下分別為左、右、后懸置)

2.3.2 拉索類傳遞路徑試驗分析

在完成懸置系統對變速器敲擊噪聲結構聲傳動路徑分析之后,再分析各類拉索(主要包括離合拉索、換檔拉索、油門拉索)對變速器敲擊噪聲結構聲傳動路徑貢獻量大小。圖 7為脫開與變速器端相連接拉索(離合拉索、換檔拉索、油門拉索)前后車內噪聲聲壓級值對比圖。脫開上述三類拉索后,在變速器敲擊噪聲嚴重轉速段 1 500～ 2 500 r/min內車內駕駛員右耳處(FLR)聲壓級值比原狀態降低 2 d B(A),副駕駛員右耳處(FRR)聲壓級值降低 3 d B(A),中控臺下方聲壓級值降低 8 d B(A),通過以上敘述可以說明脫開上述三類拉索與變速器端連接點后車內變速器敲擊噪聲有明顯改善。

圖7 脫開拉索前后車內噪聲聲壓級值對比曲線圖

2.3.3 變速器殼體對車內噪聲聲振傳函(NTF)試驗分析

由前所述,在判斷得出拉索(主要包括離合拉索、換檔拉索、油門拉索等)為該車變速器敲擊噪聲結構傳遞路徑主要貢獻后,需進一步進行試驗分析判斷哪種拉索為其最大貢獻。在此,可以通過變速器殼體對車內的 NTF試驗進行判斷。

圖8為脫開與變速器端相連接拉索(離合拉索、換檔拉索、油門拉索)前后變速器殼體對車內噪聲的N TF試驗示意圖。

這類NTF試驗與通常的試驗方法不同,主要體現在:傳統 NTF試驗主要是對排氣掛鉤、懸置支架及懸架這些與車身相接觸的位置,試驗時力錘直接敲擊與車身相連的位置,即力直接作用于車身上,這樣容易使車身壁板產生振動,從而向車內輻射噪聲,即通常的NTF標準為≤55 d B/N。

圖8 脫開拉索前后變速器殼體對車內噪聲NTF試驗示意圖

對于變速器殼體對車內噪聲的 NTF試驗,力錘敲擊位置是變速器殼體,因變速器本身不與車身直接相連,力錘作用在殼體上的力只能通過懸置系統、離合及換檔拉索等傳至車身上。一方面懸置本身有其隔振量要求(一般 20 d B(A)左右),作用于殼體上的力傳至懸置幾乎就被衰減完了,傳至車身上的力很小,幾乎可以忽略不計;另一方面拉索與變速器殼體是通過橡膠連接,而拉索與車身前壁板也是通過橡膠連接,橡膠本身有一定的隔振效果,所以通過拉索等傳遞到車內的NTF數值本身較小。

圖9 脫開各類拉索前后變速器殼體對車內噪聲的NTF試驗結果

圖9為分別脫開與變速器端相連接的各類拉索前后變速器殼體至車內的 NTF測試結果圖,由圖9(a)可以看出,脫開與變速器端連接所有拉索后,其N TF數值與原狀態相比相差 10 d B(A),僅連接節氣門拉索狀態與原狀態相差 7 d B(A);由圖 9(b)可以看出,連接節氣門拉索與換檔拉索狀態與原狀態相比相差 3 d B(A),可以說明離合拉索以及換檔拉索為該車變速器敲擊噪聲結構傳遞主要貢獻路徑。因此從結構聲傳動路徑來看,離合拉索和換檔拉索是需要重點改善的結構傳遞路徑。

2.4 整改前后效果對比

圖10為優化離合拉索以及換檔拉索減振隔振性能前后三檔全加速工況(WO加速工況)車內駕駛員右耳位置聲壓級三維對比圖。由圖可以看出:該試驗結果車內變速器敲擊噪聲有明顯改善,且試驗車在400～2 000 Hz中高頻段內雜亂噪聲成分、共振水平明顯降低或消除,噪聲譜值降低明顯。同時經主觀駕評后也認為該狀態變速器敲擊噪聲有明顯改善。

圖10 優化離合及換檔拉索前后車內噪聲三維對比圖

3 結 論

(1)變速器敲擊噪聲與發動機曲軸、動力傳動系統扭振有直接關系,通過控制其大小可以改善變速器敲擊噪聲。

(2)結構傳遞聲為該車變速器敲擊噪聲傳遞路徑主要貢獻,其中拉索為結構傳遞路徑主要貢源,通過優化離合拉索以及換檔拉索可以比較明顯地改善變速器敲擊噪聲。

(3)運用結構傳遞路徑分析方法,工程技術人員可以快速準確地找出關鍵傳遞路徑,進行改進設計,而且在新車型的早期研發階段可以運用此方法與CAE計算方法相結合,通過預測系統響應來辨識結構修改的優劣,為新車型的開發節省研發成本,縮短研發周期。

致謝:本文在完稿過程中,得到了龐劍博士的悉心指導,在此謹向龐劍博士致以深深的謝意!

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