基于TPA的變速器齒輪敲擊噪聲消減研究

陳偉，寇仁杰

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

基于TPA的變速器齒輪敲擊噪聲消減研究

陳偉，寇仁杰

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

齒輪敲擊（gear rattle）噪聲是車輛典型噪聲類型之一，它是在內燃機扭轉振動激勵作用下變速器空套齒輪主、從動齒面頻繁撞擊的多體動力學行為。齒輪敲擊噪聲在車內表現為明顯的寬頻噪聲特性，無法單獨通過車輛聲學包優化實現有效消減。工程上通常采用降低變速器輸入端轉速波動和優化振動/噪聲傳遞路徑的方式進行敲擊噪聲消減，文章主要論述基于傳遞路徑分析（TPA）的變速器齒輪敲擊噪聲消減方法。

敲擊噪聲；扭振；傳遞路徑分析；噪聲消減

CLC NO.:U462.1 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)13-154-05

前言

齒輪敲擊（gear rattle）是車輛傳動系統的復雜動力學行，敲擊噪聲是車輛典型噪聲類型之一，常出現在匹配MT、AMT、DCT的車型中。

目前汽車和變速器領域新設計理念的應用對變速器齒輪敲擊噪聲起著或正面或負面的影響，但隨著下述汽車設計理念的應用會導致齒輪敲擊噪聲呈現越來越頻發和敲擊噪聲聲壓級越來越高的趨勢：

1）發動機小型化設計提高了其輸出激勵幅值；

2）變速器低拖曳扭矩設計提高了變速器的敲擊敏感度；

3）車輛聲學的優化使得車內噪聲對敲擊噪聲的掩蔽效應大大弱化。

近些年國內外學者對變速器齒輪敲擊噪聲的研究逐步深入，研究領域覆蓋敲擊機理、多體動力學仿真、解決途徑、客觀評價等。Robinette[1-2]等進行敲擊動力學行為的仿真研究,并將仿真結果與試驗結果對比。田雄[3]等分析了車內敲擊噪聲的傳遞路徑，給出主要貢獻路徑。王連生[4]等通過AVL Excite進行了不同參數（尤其是空套齒輪阻滯力矩）對齒輪敲擊噪聲的影響程度研究。

本文的主要研究內容是基于傳遞路徑貢獻量分析的變速器齒輪敲擊噪聲消減方法。

1 齒輪敲擊噪聲概述

齒輪敲擊噪聲通常表現為明顯的寬頻特性，頻帶通常在500Hz～8000Hz范圍內，其典型噪聲彩圖如圖1所示，但也有小部分敲擊噪聲因路徑共振等因素影響呈現較窄的頻帶。雖然某些情況下敲擊噪聲聲壓級較低，但其呈現的斷續不平穩噪聲特性很容易被人耳感知并引起不適感，敲擊噪聲嚴重影響了車內聲品質。

敲擊噪聲出現的典型工況通常為：

1）冷機或、熱機的怠速和蠕動工況；

2）冷機或熱機低檔位、低速、大扭矩工況；

3）熱機中、低檔位小負載工況。

敲擊噪聲從其直接聲源角度講，其來自于變速器齒輪副工作齒面和非工作齒面頻繁撞擊，撞擊力或能量的大小直接影響敲擊噪聲的聲壓級，因此最直接的優化方法是降低齒輪敲擊發生可能性或降低齒面撞擊能量，當然也可通過優化敲擊在整車中傳遞路徑實現相同的目的。

2 敲擊噪聲的根源和對策

齒輪敲擊是在發動機氣缸內燃氣壓力波動、曲軸等機構慣性力、旋轉部件不平衡力引起的扭轉振動激勵作用下產生的變速器齒輪主、從動齒面頻繁撞擊的多體動力學行為。它與整個車輛動力和傳動系統相關聯，傳動系統簡化模型如圖2所示（圖中變速器用虛線框表征，并簡化為一對工作齒輪副和一對空套齒輪副，其余齒輪圖中略去）。

圖2 傳動系統簡化動力學模型

圖中：

JE、ωE—發動機曲軸等效慣量和發動機輸出的時變角速度；

JF1、JF2、KF、cF—分別為雙質量飛輪初級慣量、次級慣量、剛度和阻尼；

ωT—變速器輸入端時變角速度；

J1、J1’—分別為工作齒輪副主動和從動齒輪轉動慣量；

J2、J2’—分別為空套齒輪副主動和從動齒輪轉動慣量；

K1、K2、c2—分別為工作齒輪副嚙合剛度、空套齒輪副嚙合剛度和空套齒輪副側隙（工作齒輪副側隙對系統動力學行為無影響）；

Td—為空套齒輪受到的拖曳力矩；

JH、KH、cH—分別為半軸慣量、剛度和阻尼；

JV—整車平移當量慣量。

車輛工作時，因發動機工作特性導致其輸出時變角速度ωE，它通過飛輪、離合器、工作齒輪副、半軸傳遞至車輪。當工作齒輪副傳遞動力時，雖作用在齒面上的壓力為扭矩波動導致的時變壓力，但因傳扭使得其工作齒面一直處于壓緊狀態，非工作齒面因齒輪存在側隙而不發生接觸，這是大多數情況下工作齒很少發生敲擊現象的原因。

而對于圖2中的空套齒輪副，因其從動齒輪浮空，它傳遞的扭矩僅為從動齒輪的拖曳力矩，當曳力矩小到無法抵抗主動齒輪角速度波動引起的慣性力矩時，即發生工作齒面和非工作齒面的頻繁撞擊現象。簡化起見，通常使用下式作為模型中空套齒輪副是否發生敲擊的判斷依據[5]：

除上述已描述的符號意義外，式中：

i—變速器輸入端至空套齒輪主動齒的傳動比；

Tdrag—空套齒輪拖曳力矩（通常包含空套齒輪空載嚙合摩擦、滾針軸承摩擦、同步器空載摩擦、攪油損失等）。

在AMEsim中搭建圖2所示的車輛簡化多體動力學模型進行仿真，結果顯示在絕大多數工況下空套齒輪均會發生敲擊現象，但其敲擊力大小及其敲擊力頻譜呈現較大區別。所以敲擊現象在變速器中幾乎是不可避免的，但當空套齒輪副敲擊力較小（即敲擊能量小），不會引起車內敲擊噪聲問題。

通過動力總成多體動力學仿真，可識別出對敲擊力有較大影響的參數如下：

1）變速器輸入激勵----即扭矩/角速度波動的幅值和頻率。扭矩/角速度波動幅值越大，敲擊力越大。波動頻率越小，敲擊力越大。發動機激勵是變速器齒輪敲擊的根源，降低變速器輸入端扭矩/角速度波動的主要手段是發動機點火正時參數標定、匹配大隔振率的離合器或飛輪（如雙質量飛輪和離心擺式飛輪等）；

2）空套齒輪拖曳力矩。其拖曳力矩越大，敲擊力越小。當拖曳力矩大于某一閾值后，拖曳力矩足以抵抗主動齒輪轉速波動導致的慣性力矩，工作齒面將在拖曳力矩作用下一直處于接觸狀態，敲擊現象消失；

3）空套齒輪轉動慣量。空套齒輪轉動慣量越大，敲擊力越大。大慣量意味著同等轉速波動情形下空套齒輪慣性力矩大，因此只有大的敲擊力才能抵抗大慣性力矩。通常通過齒輪減重和小中心距設計可降低空套齒輪轉動慣量；

4）空套齒輪側隙。當空套齒輪側隙低于某一閾值時，側隙越小敲擊力越小，但當側隙大于該閾值，側隙大小對敲擊力的影響逐漸降低；

5）齒輪嚙合剛度。一般來說齒輪嚙合剛度越低齒輪敲擊力越低，但也有個別例外。降低齒輪嚙合剛度通常采用細高齒設計即可實現；

6）傳動系統其他參數（如：變速器輸入軸慣量、半軸夾角、半軸剛度）等對齒輪敲擊也有一定影響。

當然上述因素除影響敲擊力以外，對齒輪敲擊特性也有顯著影響，大多數情況下敲擊力越大越容易出現雙面敲擊，反之越容易出現單面敲擊甚至無敲擊。

根據實際工作經驗，除了上述動力總成的諸多影響因素以外，車輛敲擊傳遞路徑也是對車內敲擊噪聲大小的決定性因素。隨著近期設計和工藝水平的提升，在工程實踐中，發動機激勵控制、齒輪側隙、齒輪減重等均已達到較高水平，通常優化空間通常不大，因此目前業內主要從傳遞路徑隔振、飛輪減振能力優化等方面進行敲擊噪聲消減。

本文主要以傳遞路徑為主要考察點作為齒輪敲擊噪聲消減的主要手段。

3 敲擊噪聲的傳遞路徑分析

3.1 敲擊噪聲傳遞路徑分析（TPA）

傳遞路徑分析（TPA----Transfer path analysis）用于識別和評價能量從激勵源到某個接受者位置的各個結構和空氣傳遞路徑。工程中主要使用試驗傳遞路徑分析方法。

圖3 敲擊噪聲的結構傳遞路徑

車內敲擊噪聲傳遞是通過源→路徑→接受者模型表達的，敲擊噪聲是齒輪敲擊激勵通過多條不同路徑耦合傳遞到車內的。

3.1.1 結構傳遞路徑

敲擊噪聲的結構傳遞模型如圖3所示。

在上述結構傳遞路徑中，齒輪敲擊引起的結構振動按圖3所示主要路徑進行傳遞甚至放大，最終引起車身或車內部件振動，并將噪聲最終傳遞至車內。

3.1.2 空氣傳遞路徑

敲擊噪聲的空氣傳遞模型如圖4所示。

圖4 敲擊噪聲的空氣傳遞路徑

在上述空氣傳遞路徑中，齒輪敲擊自身噪聲或敲擊引起變速器殼體輻射的噪聲穿透車身結構通過空氣傳遞到車內。

3.2 傳遞路徑貢獻量的試驗分析

3.2.1 測試方法介紹

采用基于TPA測試的傳遞路徑貢獻量分析方法。該方法的核心是通對激勵源和傳遞路徑振動傳函（VTF）、噪聲傳函（NTF）的測試，擬合得到車內噪聲，進而得到各傳遞路徑對敲擊噪聲的影響程度，進一步的可對各條路徑進行虛擬去除或更改，進而預判優化效果。

上述該方法適用于各條不同傳遞路徑之間相互獨立或呈弱耦合狀態，通常車輛上述傳遞路徑滿足弱耦合要求，使用該方法的誤差在允許范圍內。

測試步驟主要如下：

1）車內敲擊噪聲測試和特性判斷；

2）測試問題工況下激勵源；

3）傳遞路徑的傳遞函數測試；

4）車內噪聲擬合和傳遞路徑貢獻量分析。

3.2.2 測試方案

車內敲擊噪聲測試是選取典型工況對車內成員位置左右耳噪聲進行測試，用于判斷敲擊噪聲頻段和后期噪聲擬合結果的比對，這里選取駕駛員左右耳噪聲作為分析基礎。

激勵源測試是在車內敲擊噪聲出現的典型工況下開展的。首先在結構傳遞各條傳遞路徑近激勵點布置三向振動加速度傳感器，這里振動加速度傳感器布置在動力總成前、后、右懸置主動端，換檔拉絲與變速器連接點，左、右半軸軸頭連接點處。另外對于空氣噪聲，以變速器殼體近場輻射噪聲作為激勵源，這里將麥克風布置在變速器上部和后部約15cm處。

傳遞函數測試是在整車靜態條件下測試的，在各條傳遞路徑的激勵端和響應端布置傳感器，分別采用錘擊和標準聲源測得各條傳遞路徑的振動傳函和噪聲傳函。這里所有路徑的響應點均選為駕駛員左右耳，例如懸置振動傳函測試是采用錘擊法進行的，通過懸置主動端振動和駕駛員左右耳噪聲算得該路徑的傳遞函數。而噪聲傳函是通過變速器殼體附近標準聲源（布置在變速器上部和后部約15cm處）和駕駛員左右耳噪聲算得的。

車內噪聲擬合和貢獻量分析是利用商業化噪聲測試分析軟件實現的，通過輸入各激勵點實測激勵和各傳遞路徑的傳函對車內噪聲進行擬合，即可得到各傳遞路徑對敲擊噪聲的貢獻程度。當然簡化的也可通過觀察各傳遞路徑傳函在問題頻段的量級判斷其貢獻程度。

3.2.3 測試結果

圖5為某典型工況下車內駕駛員左右耳噪聲彩圖（上圖為左耳，下圖為右耳，下同），對該車內噪聲信號進行濾波回放可知車內敲擊噪聲對應的頻段為800Hz ～ 1800Hz左右，頻帶相對較窄。

圖5 車內噪聲彩圖

同時，通過與整車車內敲擊噪聲完全相同工況下測得的各激勵點激勵和靜態條件下實測的各傳遞路徑傳函對車內噪聲進行擬合，當不考慮各條路徑耦合作用時得到如圖6所示的車內駕駛員左右耳噪聲彩圖。經與車內實測數據對比，在我們關心的800Hz ～ 1800Hz敲擊噪聲特征頻段內，實測數據與擬合數據基本吻合，回放后的主觀感受也基本一致，滿足分析精度要求。

圖6 擬合得到的車內噪聲彩圖

進而，每條結構傳遞路徑和空氣傳遞路徑進行分離，得到單條傳遞路徑對車內噪聲的影響，經過排查，換檔拉絲這條結構傳遞路徑對駕駛員左右耳噪聲影響最大，圖7所示為僅通過換檔拉絲路徑進行的車內噪聲擬合結果。

進一步對換檔拉絲路徑進行虛擬去除后進行車內噪聲回放，敲擊噪聲消失，基于上述可知該敲擊噪聲問題主要是由換檔拉絲傳遞路徑的傳遞和傳遞過程中的放大作用導致的。擬采用換檔拉絲傳函優化解決該敲擊噪聲問題。

圖7 換檔拉絲路徑擬合得到的車內噪聲彩圖

3.3 優化及驗證

業內通常采用在換檔拉絲上增加配重質量塊的方式來改變換檔拉絲傳遞函數以起到隔絕特定頻帶噪聲的目的[6]。

這里為了達到使得800Hz ～ 1800Hz頻段內振動傳遞函數降到最低的目的，制定了不同重量的配重質量塊以及質量塊在拉絲上不同安裝位置的多種技術方案，分別測得每種樣件在車輛安裝狀態下的振動傳遞函數，選取在800Hz ～1800Hz頻段內傳函最低的方案作為最終方案在整車上進行驗證。該優化換檔拉絲方案的三個方向力聲傳函與原始拉絲方案的對比如圖8所示。（圖中至上而下分別為X、Y、Z三個方向至駕駛員左耳的測試結果）

圖8 換檔拉絲力聲傳函測試結果

圖9 拉絲優化前后對比驗證

根據測的力聲傳函對比結果可知，增加配重質量塊會對拉絲800Hz ～ 1800Hz頻段內的三方向傳函有明顯降低作用，采用該拉絲進行整車噪聲驗證，優化后無論從主觀感受還是從客觀數據上看，敲擊噪聲均得到有效消減。優化前后的車內噪聲彩圖對比如圖9所示。

4 結論

采用基于傳遞路徑貢獻量分析的方法，可有效識別變速器齒輪敲擊噪聲的主要傳遞路徑。通過試驗驗證，傳遞路徑優化對變速器齒輪敲擊噪聲的消減起到明顯作用。

但同時我們也注意到，中高頻段傳函測試的精度是該方法應用中過程的重中之重，繼續改善中高頻傳函測試精度是后期的主要努力方向。

[1] Robinette D, Beikmann R S, Piorkowski P, et al. Characterizing the onset of manual transmission gear rattle. PartⅠ∶ experimental results[J]. SAE International Journal of Passenger Cars∶Mechanical System, 2009,2(1)∶1352.

[2] Robinette D, Beikmann R S, Piorkowski P, et al. Characterizing the onset of manual transmission gear rattle. PartⅡ∶ analytical results[J]. SAE International Journal of Passenger Cars∶Mechanical System, 2009,2(1)∶1365.

[3] 田雄,李宏成,呂先鋒,等. 基于傳遞路徑試驗分析的變速器敲擊噪聲優化 [J].振動工程學報,2010,23(6)∶642.

[4] 王連生,郝志勇,鄭康,等.考慮齒輪阻滯力矩的變速箱敲擊噪聲仿真與試驗[J].浙江大學學報∶工學版,2014, 48(5)∶ 911.

[5] 蔡龍生,楚俊楠,陳俐. 基于包絡解調的手動變速器齒輪敲擊實驗研究[J].傳動技術.2013,27(2)∶ 38.

[6] 王從鶴,張國耕,劉鵬. 手動變速箱齒輪敲擊問題研究[J]. 汽車科技. 2016,(4)∶ 19.

A study on transmission gear rattle noise reduction based on TPA method

Chen Wei, Kou Renjie
( Anhui Jianghuai Automobile group Co. Ltd., Anhui Hefei 230601 )

Gear rattle noise is one of the typical types of in-car noises, it is a multi-body dynamics behavior which behaves as frequent impacts on driving/driven flanks of idler gears, gear rattle is caused by the torsional excitation of internal combustion engine. The rattle noise is a kind of broadband noise, it cannot be resolved solely by optimization of car acoustic components. In engineering field, rattle noise reduction is usually performed by smoothing transmission input speed fluctuation and optimizing the transfer path of noise and vibration. In this paper, rattle noise optimization action is studied based on TPA method.

rattle noise; torsional vibration; TPA; noise reduction

U462.1

A

1671-7988 (2017)13-154-05

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.13.053

陳偉，男，(1981-)，工程師，工學碩士，就職于江淮汽車股份有限公司技術中心，從事雙離合自動變速器產品研發工作。