變速器嘯叫噪聲擴展工況傳遞路徑分析與優化

黃澤好，劉 琳，劉子謙，張 楊，陳家樂，嚴生輝

（1.重慶理工大學 汽車零部件先進制造技術教育部重點實驗室，重慶 400054；2.重慶理工大學 車輛工程學院，重慶 400054；3.重慶市汽車動力系統測試工程技術研究中心，重慶 401120；4.重慶青山工業有限責任公司，重慶 402761）

近年來，隨著汽車技術的快速發展與人民生活水平的日益提高，汽車乘坐舒適性和聲品質的要求也隨之提高，汽車NVH(Noise，Vibration and Harshness)作為評價整車性能和衡量汽車品質的一項重要指標，受到汽車行業的普遍關注[1]。變速器嘯叫噪聲是動力傳動系統NVH問題之一，降低變速器嘯叫對提高整車聲品質有著重要作用。

改善變速器嘯叫噪聲的主要途徑為：一方面優化激勵源，即通過齒輪宏觀參數優化與齒輪微觀修形來降低傳遞誤差;另一方面優化傳遞路徑，即采取路徑結構修改、隔振、阻尼減振等多種措施以減小振動傳遞。基于成本與開發周期考慮，傳遞路徑分析（Transfer Path Analysis，TPA）方法是識別振動噪聲傳遞主要路徑的有效方法之一，且隨著技術進步，在傳統TPA方法基礎上又發展出了工況傳遞路徑分析法(Operational Path Analysis，OPA)、改進的工況傳遞路徑分析方法OPAX（Operational Path Analysis with eXogenous Inputs）等。傳統TPA 方法因其成熟、標準、精度較高而廣泛應用于解決車內振動噪聲問題，但也存在著需拆卸主動部件，過程繁瑣，參考點數目較多，采集數據量大，人力和時間成本高[2-4]等問題，缺點非常明顯。OPA 方法雖然只需測量工況數據，具有傳遞路徑建模時間短，工作效率高等優點，但需路徑耦合信號的奇異值分解，計算精度很難保證，且易出現缺失路徑或錯判路徑貢獻量的現象[5-7]。OPAX方法則兼具了傳統TPA的建模精度和OPA的建模效率[8-11]，能可靠高效解決振動噪聲問題。

本文基于OPAX 法識別工況載荷，分析路徑貢獻量，找出該變速器二檔勻加速工況嘯叫的主要貢獻路徑，并針對路徑采取措施以降低車內嘯叫噪聲。

1 OPAX方法基本原理

變速器系統可認為是時不變系統。按“源-路徑-接收者”模型分析，目標點響應是激勵源的能量經由不同路徑傳至目標點的疊加。

變速器二檔勻加速工況嘯叫噪聲頻率范圍為200 Hz～1 000 Hz，因此只需單獨考慮結構載荷而忽略空氣傳遞路徑[12]。結構分析可知，激勵源為二檔齒輪，傳遞路徑為軸承-變速器殼體-懸置-車身響應點（駕駛員右耳）。懸置與變速器的連接點為懸置主動端，與車身連接點為懸置被動端，被動端每個自由度到目標點（駕駛員右耳）都看成一條獨立路徑，一般僅考慮X、Y、Z三個方向平動自由度而忽略旋轉自由度[13]。對于某單一激勵源，已知某條路徑頻響函數和工作載荷，則該路徑對目標點的貢獻量可表示為：

對于n條路徑，目標點的總響應即為所有路徑貢獻量的線性疊加，即：

式中：k為第k個目標點；i為第i條傳遞路徑；ω為角速度；yk(ω)為目標點聲壓信號；Hki(ω)為第i條路徑輸入點到目標點的傳遞函數；Fi(ω)為第i條路徑工作載荷。

根據OPAX方法，利用試驗采集到的數據建立參數化模型，需要采集試驗工況下的目標點、懸置主動端、被動端的振動響應數據，懸置主動端載荷表示為：

式中：Fi(ω)為第i條路徑工作載荷；parameters為待識別參數;aai(ω)和api(ω)分別為懸置主、被動端加速度。將結構載荷表示為每條路徑加速度信號的函數[10]如式（4）所示：

式中：Ki(ω)=-miω2+jciω+ki Ki(ω)為懸置處剛度，多項式系數為3個待識別參數動質量mi、阻尼ci、動剛度ki，ω為角速度。將式（4）代入式（1）式得：

式中：Gki(ω)=Hki(ω)×

矩陣與向量描述式為：

令：

其中：A=( … -ω2Gki(ω)jωGki(ω)Gki(ω)…

在該工況下有r個轉速點，則上述各項可以寫成如下形式：

每條路徑待估計參數有三個，n條路徑的待估參數為3n個，每個階次都需要估計3n個參數。向量X不隨階次的變化而變化，采用奇異值分解對矩陣A求逆，得到響應參數之后代入式（4）可進行載荷估計，每條路徑工作載荷與測量得到的傳遞函數相乘代入公式即得每條路徑對目標點的貢獻量。

2 振動噪聲分析

2.1 嘯叫噪聲原因分析

二檔勻加速工況的車內噪聲聲壓級頻譜如圖1所示，由圖可知主要表現為變速器19 階噪聲，共振頻率在400 Hz～600 Hz 低頻范圍，由該階次切片圖圖2可知，階次聲壓級最大值達50 dB(A)，比目標值40 dB(A)高10 dB(A)，對車內有很大影響，因此需改善優化。

圖1 2檔勻加速工況駕駛員右耳頻譜

圖2 19階次切片圖

分析可知，該變速器二擋嘯叫噪聲為低頻噪聲，不是發動機輻射噪聲。

從變速器到車內的結構路徑分析可知，激勵源為作用于懸置主動端的變速器懸置載荷；傳遞路徑為懸置被動端到駕駛員右耳目標點。將懸置被動端的每個自由度到目標點都看成一條獨立路徑，忽略旋轉自由度，在整車坐標系（坐標原點為整車質心，X軸為水平向前，Y軸為水平向左，Z軸為垂直向上），可以得到三點懸置被動端的X、Y、Z三個線方向到駕駛員右耳目標點共9條傳遞路徑，如圖3所示。

圖3 傳遞路徑模型

2.2 試驗數據采集

試驗設備包括LMS 數據采集前端，6 個三向加速度傳感器、一個聲壓傳感器等，左、右和后懸置主動端和被動端各安裝一個加速度傳感器，目標點駕駛員右耳安裝聲壓傳感器。

(1)傳遞函數獲取

采用互易法測試二檔勻加速工況下各條路徑的傳遞函數。在駕駛員右耳處布置體積聲源，測得懸置被動端響應，根據互易原理得到傳遞函數H1(ω)～H9(ω)，如圖4(a)至圖4(c)所示。可以看出頻率段400 Hz～600 Hz 內，左懸置Z方向至目標點的傳遞函數幅值最大，右懸置三個方向至目標點的傳遞函數幅值相差較小，后懸置Z方向至目標點的傳遞函數幅值較X、Y方向最大，其他頻率段范圍的幅值較小。

圖4 各條路徑的傳遞函數

(2)工況數據采集

試驗工況為二檔勻加速工況。采集左、右、后懸置主、被動端三個方向加速度信號，如圖5(a)至圖5(f)所示。

圖5 左、右、后懸置加速度信號

2.3 路徑載荷識別與貢獻量分析

載荷識別時預處理工況數據，共9條傳遞路徑，27個待識別參數，因此該階次至少需要27個頻率估計參數，利用已獲取的加速度信號與傳遞函數數據可求出與各懸置物理特性相關的參數，可得：

式中：左、右、后懸置X、Y、Z方向，分別用編號1～9表示；mi、ci、ki為各路徑懸置的動質量、阻尼、動剛度，Hi(ωr)為激勵點到目標點頻響函數；Y(ω)為目標點響應。求得二檔勻加速工況下19 階次各路徑的工作載荷如圖6 所示。從圖中可以看出左懸置Z方向和X方向的工作載荷最大，其次為后懸置Z方向。

圖6 路經工作載荷

各路徑對目標點總貢獻量為：

該變速器二檔加速工況下的19 階次各路徑對駕駛員右耳目標點的貢獻量大小如圖8所示。橫坐標為頻率，縱坐標為不同路徑，擬合結果與實際測試結果基本一致，說明擬合可行。共振能量主要集中在400 Hz～600 Hz，車內噪聲主要貢獻路徑為左懸置Z方向，其次為左懸置X方向,再次為后懸置Z方向，因此可知變速箱左懸置對嘯叫噪聲的貢獻量最大，其次為后懸置。另外圖7 中前三行顏色較深部分分別為駕駛員右耳噪聲實測值、擬合值及左懸置Z方向的貢獻量峰值，三者頻率范圍基本相同，進一步說明了左懸置隔振效果較差。

圖7 駕駛員右耳噪聲貢獻量分析

3 優化與優化結果分析

針對左懸置Z方向和X方向、后懸置Z方向的路徑貢獻量較大問題，分析變速器殼體結構模態，認為可以通過改變局部結構來改變其局部模態，從而避開共振頻率。對變速器殼體進行有限元分析，圖8中畫圈部位為優化改進后的加筋情況和優化前后變速箱局部模態對比圖。從優化后局部模態可以看出模態振型效果較好，左懸置安裝點附近振幅減小，并且優化前后對比發現懸置主動端動剛度有所提高，避免了產生NVH共振問題。

圖8 優化前后變速箱局部模態對比分析圖

優化后的測試結果如圖9 所示，共振頻率附近的變速器檔位19階嘯叫特征明顯降低，該階次切片圖10可以看出聲壓級降低了10 dB(A)左右，加速過程的振動響應明顯減小，尤其在400 Hz～600 Hz 范圍內效果較為明顯，車內噪聲有較大改善，達到了標準要求，提高了乘坐舒適性。

圖9 2檔勻加速工況駕駛員右耳頻譜圖

圖10 19階次切片圖

4 結語

在對某車型二檔勻加速工況下的嘯叫問題的研究中，得出結論如下：

（1）擴展OPAX 方法識別載荷采用的參數相互獨立且不耦合，使問題的復雜性降低，可通過簡單模型和少量數據尋找出嘯叫主要貢獻路徑，可為工程應用提供有價值的參考。

（2）二檔勻加速工況時駕駛員右耳頻譜圖及階次分析可知，嘯叫噪聲共振頻率在400 Hz～600 Hz，擴展OPAX方法得到車內噪聲的主要貢獻路徑為左懸置。

（3）變速器殼體加筋可改變其振動頻率，并使懸置主動端動剛度有所提高，消除或減弱共振。試驗結果表明加筋優化后車內未出現明顯嘯叫噪聲，且該方案只修改了變速器箱體，成本低，周期短，實現了成本控制和效率提升，改善了整車NVH 性能，提高了乘坐舒適性。