傳遞路徑分析在變速箱NVH開發中的應用

麻建國 李清泉

摘 要：對汽車振動噪聲的成因及傳遞路徑原理進行了闡述，并詳細介紹了某變速器NVH性能提升的全過程，通過測試和分析，得出了影響NVH性能的主要原因和傳遞路徑，通過采取一系列具體的優化方案措施，制造工程樣件并進行測試驗證，成功實現了NVH性能的顯著改善提升。為后續變速器及車型的自主研發NVH性能監控積累了寶貴經驗。

關鍵詞：變速器;傳遞路徑分析;傳遞函數測試;噪聲性能提升

1 前言

隨著現代社會的高速發展，人們對汽車的高速化、輕量化及行駛舒適性提出了更高的要求，對車內噪聲更加關注，這也推動了NVH技術在整車上的發展。汽車噪聲、振動及因其而引發的車輛乘坐舒適性（Noise，Vibration&Harshness，簡稱NVH）是衡量汽車產品質量的一個綜合性問題，也是用戶敏感度最高的性能指標，越來越影響汽車產品的美譽度和市場占有率。因此，提高汽車噪聲控制水平已成為汽車制造企業之間新的競爭焦點和技術發展方向，實現車內低噪聲性能成為汽車開發中重要任務之一。而汽車變速器是汽車傳動系統的重要組成部分，其性能的好壞對汽車的動力性、經濟性、操縱可靠性與輕便性、傳動的平穩性與效率等都有直接的影響，變速器振動常常會誘發與其相連接部件的振動，影響整車的工作性能，變速器載荷和速度的提高產生的齒輪噪聲，比其他聲源的噪聲更突出，從某種程度上說，降低了汽車變速器的振動，也就降低了變速器振動所引起的噪聲，從而可以大大提高汽車乘坐的舒適性[1，2]。

在汽車振動噪聲分析方法中，基于試驗測試的方法其數據、結果直觀，能夠反映研究對象的本質特性，但在優化控制上存在不足;而基于數值計算的方法通過計算仿真來模擬振動噪聲特性，便于對結構進行修改、預測和優化，節約成本，但常因邊界條件設定不足及模型簡化處理而不能正確反映結構的實際特征。傳遞路徑分析方法是一種將試驗數據與仿真計算相結合的分析汽車噪聲的方法，它通過分析主要噪聲的來源來進行有的放矢的改進設計，因而對汽車NVH問題更具針對性[3]。

2 振動噪聲傳遞路徑分析原理

復雜系統受多種振動噪聲源的激勵，每種激勵都可能通過不同的路徑，經過衰減傳遞到多個響應點。為有效降低振動噪聲，就需要對各種傳遞路徑進行預測和分析，通常采用矢量疊加法，故傳遞路徑分析方法也稱矢量疊加法。

假設一輛汽車受到m個激勵力作用，每一激勵力都有x，y，z三個方向分量，每一激勵力分量都對應著n個特定的傳遞路徑，那么這個激勵力分量和對應的某個傳遞路徑就產生一個系統響應分量，以車內噪聲聲壓作為系統響應，這個聲壓分量可以表示為：

其中，Hmnk是傳遞函數，Fnk是激勵力的頻譜。

可見，傳遞路徑分析需要進行實際激勵力和傳遞函數的測試分析。

2.1 載荷識別方法

在傳遞路徑方法中，激勵力的測量主要有直接測量法、懸置剛度測量法和逆矩陣法。

（1）直接測量法：直接測量法是直接在系統主動端布置力傳感器測量，從而獲取載荷參數，用這種方法測量的載荷結果直觀且可靠，但是實際操作過程中，力傳感器的安裝必須具備一定的空間及良好的支撐面，但這些測量條件往往在實際測試過程中很難達到。因此該方法在實際應用中并不常用。

（2）懸置剛度測量法：對于傳遞路徑來說，激勵位置到接收位置是通過懸置相連的，實際力可通過懸置綜合剛度矩陣k（w）和懸置上下支點間位移差得到，即：

其中：fi（w）為傳遞路徑i上的實際力;K（w）為懸置剛度矩陣;Xt（w）為懸置下支點實際位移;Xi（w）為懸置上支點實際位移。

該方法需要測試懸置的動剛度，以獲得懸置軟墊動剛度曲線，同時需要測量運行工況下懸置主、被動端加速度信號。測試時，加速度傳感器安裝應盡可能的靠近懸置點。

（3）逆矩陣法：該方法是通過工況數據下的輸出端響應乘輸入和輸出端之間力-加速度的矩陣的廣義逆來識別輸入端載荷力。可以表示為：

其中，F為實際激勵力，H為力或加速度的傳遞函數，X為實際激勵力下的加速度[4，5]。

2.2 傳遞函數的測量

與激勵力相對應的傳遞函數可以通過實驗得到，也可以通過數值或解析計算得到。

實驗直接測量傳遞函數的方法：一般通過斷開耦合系統，在耦合點用錘子或激振器來激勵力的作用點，然后測量車內聲壓。結構聲學傳遞函數如下：

其中，Hmnk是結構聲學傳遞函數，fnk為傳遞路徑n上k方向上的激勵力。

另一種方法是利用線性系統的互逆性，在響應點激勵，然后測量耦合點的響應[6]。

3 變速器振動噪聲傳遞路徑分析應用

以某變速箱為例，在早期開發中，該變速箱配置的Mule樣車出現變速器異響，經過測試分析評估，確認是變速器的擋位嘯叫噪聲，具體表現為，主觀評價5.5分，遠離目標，不可接受，需要優化改進。

一般的，嘯叫噪聲傳遞過程包含激勵源、傳遞路徑和接收者三個方面，因此應當從該三個方面入手，對問題進行分解驗證，查找問題主要原因。

3.1 噪聲源影響分析

變速器作為嘯叫噪聲的源頭，需要對變速器的殼體剛度及結構布置等進行分析，判斷產生嘯叫的原因。

3.1.1 變速器殼體分析

如果變速器殼體的剛度不足，將會向外輻射嘯叫噪聲，或者殼體本身存在共振，也會加劇嘯叫噪聲，通過分析，殼體強度、軸承孔變形量、殼體模態、軸承動剛度等方面均滿足設計要求，因此判斷殼體不是嘯叫的主要原因。

3.1.2 結構布置分析

如果軸系的結構布置不合理，會導致齒輪所在軸變形量較大，齒輪嚙合的錯位量增大，從而產生嘯叫，經進行軸系受力分析和齒輪嚙合錯位量分析，發現三四擋擋位齒輪嚙合錯位量分別達到32.2μm、30.82μm，嚙合錯位量偏大，是產生嘯叫的原因之一。

3.1.3 齒輪系分析

齒輪宏觀參數不合理，重合度小，導致齒輪嚙合的傳遞誤差大，也會產生嘯叫噪聲，經計算四檔齒輪重合度為2.5，低于要求標準。

3.2 嘯叫噪聲的傳遞類型

在整車上進行變速器的整體包裹試驗，如下圖2所示，包裹后進行測試分析，查找變速器本身噪聲源及傳遞路徑影響，包裹前后測試結果如圖3。

3.3 嘯叫傳遞路徑驗證

經過包裹試驗驗證，表明嘯叫噪聲主要通過結構傳遞到車內，因此主要從結構的傳遞路徑上進行排查，包括拉索、懸置等。

3.3.1 換擋拉索

換擋拉索支架的隔振不足，會將嘯叫噪聲通過拉索傳遞到車內，因此可以脫開拉索，再次進行測試，并對比脫開拉索前后車內階次噪聲的差異，對比結果如圖4，通過對比表明拉索對車內嘯叫噪聲的貢獻較大。

3.3.2 懸置系統

該變速器為三點懸置結構，分別對三個懸置進行脫開驗證。脫開前懸置和后懸置，車內嘯叫階次噪聲對比沒有明顯變化，表明前懸置和后懸置不是車內嘯叫噪聲的主要傳遞路徑。但是經過懸置振動特征與車內嘯叫噪聲特征的對比分析，發現左懸置的振動特征與車內嘯叫噪聲的特征一致性較高，因此判斷左懸置是車內嘯叫噪聲的主要傳遞路徑之一。

3.4 優化方案確定及驗證

通過CAE仿真分析和整車傳遞路徑的測試分析，可以判斷嘯叫噪聲產生的主要原因是變速器本身的激勵大以及整車的結構傳遞路徑對嘯叫的衰減性能不足，需要對聲源和傳遞路徑進行同時優化，經過分析驗證優化為：

（1）提供傳動軸撓度，對中間一軸，二軸進行加粗2mm;

（2）對2至6擋齒輪進行磨齒;

（3）調整主動四擋齒輪參數，提高重合度;

（4）換擋拉索支架增肌厚度5mm的隔振軟墊;

（5）對擋位齒輪壓力角方向和螺旋角方向調整修形要求;

（6）同時整車左懸置被動側采用大懸置結構。

優化后主觀評價嘯叫優化明顯，客觀數據分析車內噪聲頻譜圖，32階的噪聲能量明顯降低，32階的階次噪聲水平也有明顯降低，主客觀評價結構驗證了新方案優化嘯叫噪聲可行，實現了優化目標。

4 總結

本文闡述了振動噪聲傳遞路徑分析原理，并介紹了某品牌乘用車NVH性能提升方案優化的全過程從變速器噪聲傳遞路徑系統分析，發現了嘯叫噪聲的主要傳遞路徑，通過優化設計，最后采取一些列的改進措施成功實現了NVH性能的提升，效果顯著。在解決該變速器面臨的NVH問題過程中，梳理了變速器NVH嘯叫噪聲的分析思路，為后續變速器及車型的自主研發NVH性能監控積累了寶貴經驗。

參考文獻：

[1]戴英彪，李岳林.汽車NVH傳遞路徑分析法探討[J].公路與汽運，

2010（02）.

[2]Cesar Helou Teodoro da Silva，Alvaro Costa Neto，I.，“Tansfer Path Analysis of road noise：overview and customized approaches

for road rumble noise，”SAE Technical Paper 2010.

[3]岳葉，曾憲棣.基于簡化的TPA方法解決車內噪聲問題的分析[J].北京汽車，2019（06）.

[4]龐劍，諶剛.汽車噪聲與振動[M].北京理工大學出版社，2006.

[5]彭潔，任增杰.傳遞路徑分析在車內噪聲優化中的應用[M].汽車技術，2015（04）.

[6]Krishna R D，Frederick J Z，Shan U H.，Application of noise path target setting using the technique of transfer path analysis[C].

作者簡介：麻建國（1986-），男，河南商丘人，研究生，變速箱系統工程師，中級工程師，研究方向：變速箱系統。