黃澤好，劉 琳，劉子謙，張 楊，陳家樂，嚴(yán)生輝

（1.重慶理工大學(xué) 汽車零部件先進(jìn)制造技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶 400054；2.重慶理工大學(xué) 車輛工程學(xué)院，重慶 400054；3.重慶市汽車動(dòng)力系統(tǒng)測試工程技術(shù)研究中心，重慶 401120；4.重慶青山工業(yè)有限責(zé)任公司，重慶 402761）

近年來，隨著汽車技術(shù)的快速發(fā)展與人民生活水平的日益提高，汽車乘坐舒適性和聲品質(zhì)的要求也隨之提高，汽車NVH(Noise，Vibration and Harshness)作為評價(jià)整車性能和衡量汽車品質(zhì)的一項(xiàng)重要指標(biāo)，受到汽車行業(yè)的普遍關(guān)注[1]。變速器嘯叫噪聲是動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)NVH問題之一，降低變速器嘯叫對提高整車聲品質(zhì)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(yōu)化激勵(lì)源，即通過齒輪宏觀參數(shù)優(yōu)化與齒輪微觀修形來降低傳遞誤差;另一方面優(yōu)化傳遞路徑，即采取路徑結(jié)構(gòu)修改、隔振、阻尼減振等多種措施以減小振動(dòng)傳遞?；诔杀九c開發(fā)周期考慮，傳遞路徑分析（Transfer Path Analysis，TPA）方法是識別振動(dòng)噪聲傳遞主要路徑的有效方法之一，且隨著技術(shù)進(jìn)步，在傳統(tǒng)TPA方法基礎(chǔ)上又發(fā)展出了工況傳遞路徑分析法(Operational Path Analysis，OPA)、改進(jìn)的工況傳遞路徑分析方法OPAX（Operational Path Analysis with eXogenous Inputs）等。傳統(tǒng)TPA 方法因其成熟、標(biāo)準(zhǔn)、精度較高而廣泛應(yīng)用于解決車內(nèi)振動(dòng)噪聲問題，但也存在著需拆卸主動(dòng)部件，過程繁瑣，參考點(diǎn)數(shù)目較多，采集數(shù)據(jù)量大，人力和時(shí)間成本高[2-4]等問題，缺點(diǎn)非常明顯。OPA 方法雖然只需測量工況數(shù)據(jù)，具有傳遞路徑建模時(shí)間短，工作效率高等優(yōu)點(diǎn)，但需路徑耦合信號的奇異值分解，計(jì)算精度很難保證，且易出現(xiàn)缺失路徑或錯(cuò)判路徑貢獻(xiàn)量的現(xiàn)象[5-7]。OPAX方法則兼具了傳統(tǒng)TPA的建模精度和OPA的建模效率[8-11]，能可靠高效解決振動(dòng)噪聲問題。

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

1 OPAX方法基本原理

變速器系統(tǒng)可認(rèn)為是時(shí)不變系統(tǒng)。按“源-路徑-接收者”模型分析，目標(biāo)點(diǎn)響應(yīng)是激勵(lì)源的能量經(jīng)由不同路徑傳至目標(biāo)點(diǎn)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(dú)考慮結(jié)構(gòu)載荷而忽略空氣傳遞路徑[12]。結(jié)構(gòu)分析可知，激勵(lì)源為二檔齒輪，傳遞路徑為軸承-變速器殼體-懸置-車身響應(yīng)點(diǎn)（駕駛員右耳）。懸置與變速器的連接點(diǎn)為懸置主動(dòng)端，與車身連接點(diǎn)為懸置被動(dòng)端，被動(dòng)端每個(gè)自由度到目標(biāo)點(diǎn)（駕駛員右耳）都看成一條獨(dú)立路徑，一般僅考慮X、Y、Z三個(gè)方向平動(dòng)自由度而忽略旋轉(zhuǎn)自由度[13]。對于某單一激勵(lì)源，已知某條路徑頻響函數(shù)和工作載荷，則該路徑對目標(biāo)點(diǎn)的貢獻(xiàn)量可表示為：

對于n條路徑，目標(biāo)點(diǎn)的總響應(yīng)即為所有路徑貢獻(xiàn)量的線性疊加，即：

式中：k為第k個(gè)目標(biāo)點(diǎn)；i為第i條傳遞路徑；ω為角速度；yk(ω)為目標(biāo)點(diǎn)聲壓信號；Hki(ω)為第i條路徑輸入點(diǎn)到目標(biāo)點(diǎn)的傳遞函數(shù)；Fi(ω)為第i條路徑工作載荷。

根據(jù)OPAX方法，利用試驗(yàn)采集到的數(shù)據(jù)建立參數(shù)化模型，需要采集試驗(yàn)工況下的目標(biāo)點(diǎn)、懸置主動(dòng)端、被動(dòng)端的振動(dòng)響應(yīng)數(shù)據(jù)，懸置主動(dòng)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(shù);aai(ω)和api(ω)分別為懸置主、被動(dòng)端加速度。將結(jié)構(gòu)載荷表示為每條路徑加速度信號的函數(shù)[10]如式（4）所示：

式中：Ki(ω)=-miω2+jciω+ki Ki(ω)為懸置處剛度，多項(xiàng)式系數(shù)為3個(gè)待識別參數(shù)動(dòng)質(zhì)量mi、阻尼ci、動(dòng)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(gè)轉(zhuǎn)速點(diǎn)，則上述各項(xiàng)可以寫成如下形式：

每條路徑待估計(jì)參數(shù)有三個(gè)，n條路徑的待估參數(shù)為3n個(gè)，每個(gè)階次都需要估計(jì)3n個(gè)參數(shù)。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(yīng)參數(shù)之后代入式（4）可進(jìn)行載荷估計(jì)，每條路徑工作載荷與測量得到的傳遞函數(shù)相乘代入公式即得每條路徑對目標(biāo)點(diǎn)的貢獻(xiàn)量。

2 振動(dòng)噪聲分析

2.1 嘯叫噪聲原因分析

二檔勻加速工況的車內(nèi)噪聲聲壓級頻譜如圖1所示，由圖可知主要表現(xiàn)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(dá)50 dB(A)，比目標(biāo)值40 dB(A)高10 dB(A)，對車內(nèi)有很大影響，因此需改善優(yōu)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(fā)動(dòng)機(jī)輻射噪聲。

從變速器到車內(nèi)的結(jié)構(gòu)路徑分析可知，激勵(lì)源為作用于懸置主動(dòng)端的變速器懸置載荷；傳遞路徑為懸置被動(dòng)端到駕駛員右耳目標(biāo)點(diǎn)。將懸置被動(dòng)端的每個(gè)自由度到目標(biāo)點(diǎn)都看成一條獨(dú)立路徑，忽略旋轉(zhuǎn)自由度，在整車坐標(biāo)系（坐標(biāo)原點(diǎn)為整車質(zhì)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(diǎn)懸置被動(dòng)端的X、Y、Z三個(gè)線方向到駕駛員右耳目標(biāo)點(diǎn)共9條傳遞路徑，如圖3所示。

圖3 傳遞路徑模型

2.2 試驗(yàn)數(shù)據(jù)采集

試驗(yàn)設(shè)備包括LMS 數(shù)據(jù)采集前端，6 個(gè)三向加速度傳感器、一個(gè)聲壓傳感器等，左、右和后懸置主動(dòng)端和被動(dòng)端各安裝一個(gè)加速度傳感器，目標(biāo)點(diǎn)駕駛員右耳安裝聲壓傳感器。

(1)傳遞函數(shù)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(shù)。在駕駛員右耳處布置體積聲源，測得懸置被動(dòng)端響應(yīng)，根據(jù)互易原理得到傳遞函數(shù)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(nèi)，左懸置Z方向至目標(biāo)點(diǎn)的傳遞函數(shù)幅值最大，右懸置三個(gè)方向至目標(biāo)點(diǎn)的傳遞函數(shù)幅值相差較小，后懸置Z方向至目標(biāo)點(diǎn)的傳遞函數(shù)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(shù)

(2)工況數(shù)據(jù)采集

試驗(yàn)工況為二檔勻加速工況。采集左、右、后懸置主、被動(dòng)端三個(gè)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(xiàn)量分析

載荷識別時(shí)預(yù)處理工況數(shù)據(jù)，共9條傳遞路徑，27個(gè)待識別參數(shù)，因此該階次至少需要27個(gè)頻率估計(jì)參數(shù)，利用已獲取的加速度信號與傳遞函數(shù)數(shù)據(jù)可求出與各懸置物理特性相關(guān)的參數(shù)，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(dòng)質(zhì)量、阻尼、動(dòng)剛度，Hi(ωr)為激勵(lì)點(diǎn)到目標(biāo)點(diǎn)頻響函數(shù)；Y(ω)為目標(biāo)點(diǎn)響應(yīng)。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(jīng)工作載荷

各路徑對目標(biāo)點(diǎn)總貢獻(xiàn)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(biāo)點(diǎn)的貢獻(xiàn)量大小如圖8所示。橫坐標(biāo)為頻率，縱坐標(biāo)為不同路徑，擬合結(jié)果與實(shí)際測試結(jié)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(nèi)噪聲主要貢獻(xiàn)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(xiàn)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(shí)測值、擬合值及左懸置Z方向的貢獻(xiàn)量峰值，三者頻率范圍基本相同，進(jìn)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(xiàn)量分析

3 優(yōu)化與優(yōu)化結(jié)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(xiàn)量較大問題，分析變速器殼體結(jié)構(gòu)模態(tài)，認(rèn)為可以通過改變局部結(jié)構(gòu)來改變其局部模態(tài)，從而避開共振頻率。對變速器殼體進(jìn)行有限元分析，圖8中畫圈部位為優(yōu)化改進(jìn)后的加筋情況和優(yōu)化前后變速箱局部模態(tài)對比圖。從優(yōu)化后局部模態(tài)可以看出模態(tài)振型效果較好，左懸置安裝點(diǎn)附近振幅減小，并且優(yōu)化前后對比發(fā)現(xiàn)懸置主動(dòng)端動(dòng)剛度有所提高，避免了產(chǎn)生NVH共振問題。

圖8 優(yōu)化前后變速箱局部模態(tài)對比分析圖

優(yōu)化后的測試結(jié)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(dòng)響應(yīng)明顯減小，尤其在400 Hz～600 Hz 范圍內(nèi)效果較為明顯，車內(nèi)噪聲有較大改善，達(dá)到了標(biāo)準(zhǔn)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(jié)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(jié)論如下：

（1）擴(kuò)展OPAX 方法識別載荷采用的參數(shù)相互獨(dú)立且不耦合，使問題的復(fù)雜性降低，可通過簡單模型和少量數(shù)據(jù)尋找出嘯叫主要貢獻(xiàn)路徑，可為工程應(yīng)用提供有價(jià)值的參考。

（2）二檔勻加速工況時(shí)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(kuò)展OPAX方法得到車內(nèi)噪聲的主要貢獻(xiàn)路徑為左懸置。

（3）變速器殼體加筋可改變其振動(dòng)頻率，并使懸置主動(dòng)端動(dòng)剛度有所提高，消除或減弱共振。試驗(yàn)結(jié)果表明加筋優(yōu)化后車內(nèi)未出現(xiàn)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(shí)現(xiàn)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。