某雙離合變速器嘯叫噪聲優化控制研究

周立廷，王暉，葛玉霞，董博文，趙明

（1.華晨汽車工程研究院NVH工程室，遼寧 沈陽 110141；2.華晨汽車工程研究院傳動處，遼寧 沈陽 110141）

1 前言

汽車變速器作為汽車動力傳動系統的重要組成部分，其性能與壽命會直接影響整車的品質。隨著汽車 NVH技術的發展和汽車用戶對駕乘舒適性的要求越來越高，對汽車變速器 NVH性能的要求已經越來越苛刻。無論是進口變速器還是國產變速器，都面臨著主機廠越來越嚴格的 NVH性能要求。不僅有明確的變速器單體 NVH目標，甚至有嚴格的變速器匹配 NVH性能目標體系和驗證流程。這促使變速器廠商進一步提高自身產品的NVH性能。

嘯叫作為最常見的汽車變速器 NVH問題，其特征是一種中高頻的純音，很容易被人耳識別[1][2]。其瞬時噪聲頻率帶寬很窄，同時隨著轉速的變化嘯叫的頻率也有線性變化，通常被稱為類似哨聲的噪聲。因為有這樣的特征，即使在有一定背景噪聲的情況下嘯叫依然很容易被識別，造成客戶的抱怨，這也是嘯叫問題需要控制和優化的重要原因[3]。

以某七速雙離合變速器（DCT）嘯叫噪聲優化為例，通過對嘯叫產生的噪聲源和傳遞路徑的分析，確定產生車內嘯叫的根本原因，經過有效的方案驗證，達到了優化嘯叫噪聲的目的。

2 變速器嘯叫噪聲特征識別

整車變速器嘯叫問題的客觀測試方法相對比較成熟。主要測試內容是變速器噪聲源及其傳遞路徑，具體測點包括：乘客艙司機位置的聲音響應，變速器近場噪聲和變速器殼體的振動，以及變速器側懸置主動和被動端振動。此外不能忽略換擋拉線車身接附點振動，它也是變速器噪聲結構傳遞的重要路徑。主要測試工況包括各檔位全加速和滑行。

研發車型匹配七速DCT，整車匹配過程中發現4檔加速工況2500-3500rpm乘客艙有明顯嘯叫，主觀評價不可接受。對該問題測試結果如圖1所示。

圖1 四檔加速工況各測點時頻譜圖

圖1是四檔加速工況車內、變速器近場噪聲和殼體振動的時頻譜圖。由圖1a車內司機內耳在2500-3500rpm存在明顯嘯叫階次特征，嘯叫為51階，與變速器4檔檔位齒輪階次一致，變速器近場及變速器殼體振動均存在這一階次特征（如圖b、c所示），由此可以確定該嘯叫聲來自變速器。對于此嘯叫問題該如何優化控制需要對噪聲源和傳遞路徑進行具體分析。

3 變速器嘯叫噪聲源分析

對變速器噪聲源的客觀評價主要是依據變速器殼體振動及變速器近場噪聲水平。不同級別車型和不同類型的動力總成變速器本體的振動與輻射噪聲水平有較大差異，因此對變速器振動噪聲源的控制必須要有適當的目標。

提取研發車型變速器殼體檔位齒輪階次（49階）振動數據對嘯叫激勵源進行分析，該檔位嘯叫階次振動幅值相對較低，與同級別競品車同檔位階次水平差別不大，且階次振動峰值要明顯低于競品車（如圖2所示），說明此嘯叫問題并不是變速器噪聲源過大造成的，而是來自于傳遞路徑的放大導致的。因此需對傳遞路徑做系統的分析排查。

圖2 變速器殼體檔位齒輪階次振動曲線

4 變速器嘯叫的傳遞路徑分析

4.1 變速器嘯叫的空氣傳遞路徑

變速器的空氣傳播噪聲由變速器殼體輻射噪聲通過車身、車門等縫隙直接輻射入車內被人耳所聽到。通過傳遞路徑分析和變速器包裹覆蓋法等驗證表明，與結構傳遞噪聲相比，空氣傳播的嘯叫噪聲比重相對較小[4]，但空氣傳播嘯叫噪聲卻不可忽視。在整車變速器匹配及嘯叫控制中對空氣傳遞可以通過整車聲聲靈敏度來控制[5]，可以理解為整車聲衰減量，即由發動機艙至車內的隔聲量。研發車型與競品車聲衰減對比測試結果如圖3所示。

由聲衰減測試結果看，研發車型動力總成主要空氣傳播路徑的聲衰減量比競品車更好，能更有效地衰減來自于發動機艙的噪聲。也就是說在同等噪聲源水平情況下，研發車型車內噪聲水平會好于競品車型。對于當前變速器本體噪聲源水平基本一致的情況下，研發車型車內嘯叫噪聲比競品車更差，說明此問題在路徑上并不是由空氣傳播造成的，而有其他結構路徑的影響。

4.2 變速器結構傳播噪聲的傳遞路徑

變速器噪聲的結構傳遞主要是通過動力總成與車身的連接部件傳遞至車內，這些部件包括如變速器和扭力臂懸置，變速器拉線及支架等[6]。如果結構傳遞的頻率特性與齒輪嚙合階次激勵頻率范圍重合，很容易導致結構傳遞上的振動放大，從而造成車內產生嘯叫聲。因此避免階次激勵與結構特征頻率的重疊是解決變速器噪聲結構傳遞的關鍵。在整車匹配中，通常采用結構接附點解耦（即脫開結構接附點）驗證或TPA的方法來確定結構傳遞的影響及貢獻量。TPA方法因需要在各路徑上布置多個指示點和響應點，對變速器及支架和拉線這類體積小、路徑復雜、且空間有限的結構進行驗證很難實現，而結構接附點解耦驗證的方法因為簡單方便、易實現的優點，常用于驗證變速器噪聲結構傳遞。尤其是對與變速器相連的拉線和各類支架的驗證。

圖4 脫離接附點前后車內聲音

圖5 變速器P檔鎖拉線及支架結構

通過脫離結構接附點驗證變速器及其附件結構傳遞貢獻量發現，脫開P檔鎖拉線后車內嘯叫有明顯變化（如圖4），脫開拉線后在2500-3500rpm轉速區間4檔嘯叫聲（51階）消失，可以確定P檔鎖拉線是影響變速器嘯叫結構傳遞的關鍵路徑。

圖6 拉線支架接附點振動

對變速器P檔鎖拉線結構進行具體分析，拉線前端與變速器P檔鎖銷連接，拉線中部通過支架與變速器連接（如圖5），這兩處接附點成為造成拉線結構傳遞的重要激勵點，通過分別解耦驗證發現，拉線支架與變速器接附點是嘯叫結構傳遞的關鍵激勵點。

對比脫開變速器拉線支架前后拉線支架接附點處振動響應（如圖6），在變速器嘯叫激勵源不變的情況下，基態拉線接附點振動存在明顯共振帶造成嘯叫階次被放大，脫開拉線后支架振動響應在 1000Hz以上明顯衰減，檔位齒輪嘯叫階次振動幅值降低明顯。

5 結構優化驗證

通過結構傳遞路徑驗證，確定變速器嘯叫問題來源于變速器拉線支架局部共振造成嘯叫階次噪聲被放大。對此類問題優化方向有兩個：一是改變相關部件結構提升其模態頻率來避頻，二是增加隔振措施大大降低激勵力來避免共振。對于當前車型問題，P檔鎖拉線支架體積很小，為鑄鋁材質，其模態頻率較高，通常在 1000Hz以上，很難通過控制模態來進行避頻，最為有效的方法是通過增加適當的隔振措施來減小激勵，從而避免支架結構共振放大產生的結構傳遞和輻射作用。

圖7 增加支架橡膠隔振墊結構

圖8 變速器拉線支架階次振動響應

針對研發車型的變速器拉線支架結構形式，選取在支架與變速器殼體間增加專用橡膠隔振墊的方案，該橡膠墊為外側圓周帶有凹槽的環形膠墊，拉線支架嵌在膠墊凹槽中，支架和膠墊通過支撐套筒和固定螺栓被限位在變速器的殼體上，實現了拉線支架與變速器殼體的完全解耦，具體結構如圖7所示。增加橡膠隔振措施后，變速器拉線支架振動響應1000Hz以上有明顯衰減，其振動響應幅值與脫開支架結果基本一致，提取變速器階次激勵對比，增加橡膠隔振措施后階次激勵幅值由原來最高的0.47g降低至不超過0.06g（如圖8），降低幅度超過80%，由此有效地改善了變速器嘯叫階次激勵的結構傳遞，從而解決了研發車型的嘯叫問題。

6 結論

本文通過對研發車型嘯叫噪聲源和傳遞路徑的測試分析驗證，確定了該車型車內明顯嘯叫的根本原因是變速器拉線支架結構共振放大導致結構傳遞造成的，通過采取合理的隔振措施衰減變速器階次激勵的結構傳遞，從而解決車內嘯叫問題。同時通過對激勵源、傳遞路徑（包括結構傳遞路徑和空氣傳遞路徑）及各系統的分析和控制，為變速器嘯叫控制策略及系統控制目標的建立提供了參考。