变速器啸叫噪声扩展工况传递路径分析与优化

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摘要：针对国产某型乘用车二档匀加速工况的变速器啸叫问题，采用OPAX方法进行路径贡献量分析。通过试验测得系统频响函数与工况数据，建立参数化模型进行载荷识别并计算每条路径贡献量，分析出该变速箱啸叫噪声的主要贡献量路径为左悬置；考虑到提高结构刚度可使其避开共振频率，提出在悬置安装点局部区域加筋的优化方案，结合有限元模态分析，使局部模态得到优化；试验结果表明，优化后结构消除或减弱共振频率的效果明显，该档位啸叫特征显著降低。

关键词：声学；传递路径分析；啸叫噪声；悬置；整车测试；变速箱

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 witheXogenous 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 )= -mi ω2 + jci ω + 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：

矩阵与向量描述式为：

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。

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。

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。

(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。

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。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。

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。