基于麥克風陣列的變速器噪聲源定位研究

施 全，郭 棟，石曉輝，易 鵬

(1.重慶理工大學 汽車零部件制造及檢測技術教育部重點實驗室，重慶 400054;2.西南交通大學 機械工程學院，成都 610031)

目前自主品牌汽車企業滿足產品可靠及耐久、動力經濟性的能力較強，滿足操縱穩定性能力次之，滿足安全性能力相對薄弱，NVH(Noise，Vibration＆Harshness)控制能力則最差［1］。同時國家法規對整車噪聲控制要求的日益嚴格，以及汽車購買者對乘坐舒適性的要求越來越高，迫切需要展開對汽車NVH性能的研究。變速器是汽車動力傳動的主要部分，同時也是汽車NVH主要的來源之一。變速器嘯叫因噪聲敏感頗受關注。Becker［2］從聲品質的角度對變速器嘯叫進行了評價與研究。Lee［3］對某商務車車內存在的嘯叫問題，通過車內噪聲實驗，利用階次分析得到特征譜。利用工作變形分析和經驗模態分解找到了噪聲源。Donald等［4］基于結構聲的產生傳遞過程，以靜態分析的方法，重點討論輪齒齒形修形和噪聲的關系。葛如海［5］等建立了齒輪靜傳遞誤差模型，結合接觸斑點并采用多因素實驗設計得出最佳的齒面微觀修形參數，降低了嘯叫聲。

本文以存在嘯叫的變速器為研究對象。分析變速器噪聲的組成部分，進行半消聲室臺架實驗，通過頻譜分析、貢獻量分析等方法找到噪聲的特征頻率。通過計算分析發現該問題比較特殊，由于設計參數不當出現了不同傳動部件特征頻率一致的情況。對此利用聲學照相機技術確定了輻射聲源的位置，考慮到噪聲特征頻率范圍與箱體的模態頻率范圍較為接近，通過有限元法計算箱體的模態頻率，發現箱體出現共振。研究為修改傳動部件參數、變速器箱體結構提供了參考依據。

1 變速器噪聲分析

變速器噪聲主要包括空氣聲和結構聲兩部分。變速器噪聲產生過程［6］如圖1所示:

圖1 變速器噪聲產生過程Fig.1 Process of transmission noise production

對汽車變速器等閉式傳動系統，通常結構聲為主要噪聲源。結構聲的產生傳遞過程如圖2所示。嚙合的齒輪對產生動態嚙合力，動態嚙合力經過結構的傳遞到達箱體，引起箱體的振動，并在箱體剛度較低的位置輻射出噪聲。

2 臺架試驗

2.1 試驗設備

圖2 結構聲產生傳遞過程Fig.2 Process of structure noise production

在半消聲室中對該變速器進行了穩態和瞬態兩種實驗，實驗裝置簡圖如圖3所示。數據采集系統采用德國HEAD公司的 OctoBox。變速器輻射出的噪聲是通過三個電容式聲壓傳感器(G.R.A.S46AE)來測量的。轉速傳感器采用小野公司的LG－916型光電轉速傳感器。傳感器的布置依據QC/T 568－1999的要求，同時結合箱體有限元分析的結果來布置。轉速傳感器布置在變速器輸入軸一端的聯軸器處，測量輸入軸的轉速。三個聲壓傳感器分別布置在變速器的左、右、上三個方向且與輸入軸中心線垂直相交。

2.2 試驗規范

根據本次試驗的目的以及變速器試驗標準，制定了在半消聲室中臺架試驗規范。分別為穩態與瞬態兩種。

穩態試驗:在5個不同的轉速(1000 r/min、2000 r/min、3000 r/min、4000 r/min、5000 r/min)下進行。

瞬態試驗:從轉速1000 r/min到4000 r/min的勻變速過程。反拖試驗:1000 r/min。

每次實驗采集記錄三次數據，選擇一致性較好的數據作為分析數據。

圖3 NVH臺架試驗簡圖Fig.3 NVH testbench

2.3 數據分析

通過對各種工況下的一致性較好的數據統計分析，發現各種工況下的噪聲頻譜特征較為一致。3000 r/min工況下平均噪聲值在68 dB(A)。3000 r/min頻譜圖如圖4。反拖工況頻譜圖如圖5。

通過對比及統計分析得到了特征頻率為:524.8 Hz，915 Hz，1054.4 Hz，1577 Hz。其中 1054.4 Hz處噪聲值最大。該變速器為中間軸式傳動結構，2檔傳動結構如圖6所示。

軸的轉頻公式:

圖6 2擋傳動結構Fig.6 2nd gear structure

嚙合頻率計算公式:

其中:n為軸轉速(r/min)，Z為齒數:

根據頻率公式計算出在3000 r/min下2檔頻率成分如表1所示:

表1 頻率成分Tab.1 Mesh frequency

由表1可知，齒輪對的嚙合頻率與臺架試驗得到的特征頻率一致(誤差范圍內)。但2檔的嚙合頻率基頻為主減齒輪對的嚙合頻率的2倍頻，出現不同傳動部件特征頻率一致的情況。由于邊頻等其他識別特征不明顯，噪聲源不確定。同時912 Hz未確定來源，故難以通過臺架試驗確定噪聲源。

3 聲學照相機

3.1 基本原理

聲學照相機是一種聲場可視化工具，即將聲源的實景視頻圖像與聲場的測量結果相結合［7］，確定聲源位置。聲場的測量多采用應用廣泛的麥克風陣列［8－10］方式。該定位方法分波束成形法、高分辨率方法及波達時延差方法。其中波束成形法是利用聲陣列進行聲場信號采樣，基于“延時＆累加”波束成型原理對信號進行疊加。波束成形基本原理如圖(7)所示。

聲源平面上有一點聲源q在時刻t的位置為(xq，yq，zq)，傳聲器陣列中第 i個傳聲器 mi的位置為(xi，yi，zi)Diq是時刻t點聲源q到mi的距離。各傳聲器測量到的來自聲源點q的信號的相位關系是確定的。用延遲累加波束形成方法對各傳聲器測量信號進行處理，可得到q點聲源的聲場值。使用相同的處理方法遍歷整個聲源表面，即可得到整個面的聲場分布從而識別出聲源位置。

圖7 波束成形基本原理Fig.7 Theory of beamforming

聲源點q在t時刻發射的聲波到達傳聲器mi的時刻是t+Diq/c。根據“延遲－累加”波束形成原理，平面陣列聚焦的聲源點q的波束形成輸出為:

其中:Dmin為參考距離;c為聲速;公式(4)中的ωi為陣列的空間窗函數;M為傳聲器的總數。

3.2 聲源識別試驗

按照聲學照相機測試要求在半消聲室中布置安裝傳感器，盡量保證麥克風陣列平面與箱體輻射平面平行。采用與臺架試驗相同的試驗規范，對變速器的左面、右面、上面進行了大量的測量。一種布置位置如圖8所示。

圖8 聲學照相機布置位置Fig.8 Layout of the acoustic camera

圖9 1050 Hz照片Fig.9 Photo of1050 Hz

通過綜合分析各個測量位置的數據發現麥克風陣列測量得到的特征頻率與臺架試驗基本一致。各個特征頻率對應的聲源位置是確定的。典型的1050 Hz數據如圖9所示。

綜合分析1050 Hz時變速器左面、上面、右面的聲學照片發現，噪聲是通過主減齒輪對所對應的位置處發出的。基本可以確定主減齒輪對為主要的噪聲激勵源。915 Hz處的聲學照片如圖(10)所示。從圖中可知，噪聲源覆蓋了變速器較大的面積，不能通過聲學照相機確定該頻率來源。

圖10 915 Hz照片Fig.10 Photo of 915 Hz

4 箱體模態分析

通過臺架試驗基本確定了噪聲源的特征頻率，通過聲學照相機基本確定了噪聲的激勵源。考慮到幾個特征頻率所處的頻帶范圍與變速器箱體的模態范圍較為接近，不排除箱體引發共振的可能，及915 Hz未確定。因此，需要確定變速器箱體的模態。采用有限元法計算箱體的模態。根據箱體實際的裝配條件，在箱體與發動機的連接面上各個螺栓孔處施加固定約束，左右箱體的結合面利用剛性單元來模擬螺栓連接。箱體的有限元模型見圖11，前十階模態見表2。

表2 箱體模態頻率Tab.2 Nature frequency of housing

圖11 箱體有限元模型Fig.11 FEM model of housing

由箱體模態頻率計算結果發現，箱體的第三、四階模態頻率與噪聲的特征頻率基本一致。說明箱體發生共振，加大了該變速器的噪聲。針對共振問題，需要修改箱體的固有特性以避開共振區域:做輕量化設計，修改結構剛度。由于結構噪聲是通過變速器箱體表面輻射出的，因此修改的重點為變速器箱體上大的輻射面。對該變速器左右箱體大輻射面增加加強筋的密度及強度，從而提高了結構的剛度，避開了共振區域。

5 結論

本文研究了一款變速器存在的嘯叫問題。分析了變速器噪聲的產生過程。對該變速器進行了半消聲室臺架試驗，聲學照相機試驗，通過頻譜分析、貢獻量分析、對比聲學照片等方法找到噪聲的激勵源。該變速器嘯叫為設計參數不當導致出現不同傳動部件特征頻率一致引起變速器箱體的共振。研究為以降低噪聲為目的，修改傳動部件參數、變速器箱體結構提供了參考依據。

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