基于传递路径试验分析的变速器敲击噪声优化✳

田 雄,李宏成,吕先锋,毕金亮,唐 禹

(1.长安汽车工程研究总院,重庆 401120;2.汽车噪声振动和安全技术国家重点实验室,重庆 401120)

引 言

随着汽车工业的迅速发展以及产品零部件开发水平的快速提升,汽车厂商和客户对汽车整车性能的要求变得越来越高,而 NV H性能作为整车性能的重要指标之一,备受汽车厂商和客户的密切关注,而动力传动系统的NV H问题是影响整车 NV H性能的主要因素之一。

动力传动系统 NVH问题主要包括变速器啸叫噪声、变速器敲击噪声、低频轰鸣声以及呼啸声等,而变速器敲击噪声对整车声品质的影响尤其显著,所以研究变速器敲击噪声对提高整车声品质起着至关重要的作用。

对于变速器敲击噪声,目前主要从以下几种途径加以解决:从控制源头方面,即控制发动机扭振;从改善传递路径方面,主要有离合器参数调校、改善传递路径减振隔振性能;从控制响应敏感方面,增大变速器拖曳力矩、减小齿轮侧隙等。福特汽车公司的Marcelo Magalha~es,Lee S K等人通过结构传递路径分析方法对四驱车传动系统NVH问题进行过分析研究,他们通过对整个动力总成悬置系统以及车身接附点原点动刚度进行优化,对改善传动系统NV H问题提供了较好的解决方法[1,2]。 Gregory P Ruhlander教授通过利用吸能效果较好的橡胶材料制成的换档拉索隔振垫对车内噪声、振动影响问题的分析研究,为改善车内噪声、振动提供了较好的解决措施[3]。

对于某车变速器敲击噪声而言,因该车搭载动力总成开发年限较长,机型较老,综合各方面考虑认为不管是从控制源头方面(降低发动机扭振),还是控制响应敏感度方面(增大变速器拖曳力矩、降低齿轮侧隙等)既不经济且时间周期较长。故从传递路径方面着手,主要包括空气辐射声和结构传递声,而通过试验分析判断该变速器敲击噪声主要为结构传递声,本文主要通过改善拉索的解耦性能对该车变速器敲击噪声明显这一问题进行针对性的攻关和整改,并取得了较好的效果。

1 变速器敲击噪声机理及传递路径分析

1.1 变速器敲击噪声产生机理

一般而言,产生变速器敲击噪声的主要原因是动力传动系统存在着较明显的扭转振动。这是由于发动机在运行过程中因缸内气体的燃烧爆发、活塞的往复运动以及曲柄连杆机构的旋转运动,导致发动机扭矩呈现周期性变化,从而使发动机运转不平衡,即表现为一定的转速波动。这一转速波动通过弹性离合器系统传到变速器轴系,而使其也存在着一定的转速波动,这样导致变速器内部非工作部件(如空套齿轮、同步齿环、滑套等)产生不规则的来回敲打现象,传递至车内表现为变速器敲击噪声。图1为齿轮产生敲击噪声原理示意图,变速器在工作过程中,因为存在一定的转速波动,使非工作齿轮副中的空套齿轮不能及时与其相啮合的齿轮进行啮合,而是与其在齿轮两啮合面间互相来回敲打(包括单面敲打双面敲打),从而表现为齿轮敲击噪声。

图1 齿轮敲击原理示意图

一般情况下,传统汽车动力传动系统一阶扭转模态固有频率在 40～80 Hz之间,对于四缸机而言,相应二阶频率所对应的发动机转速即为 1 200～2 400 r/min。当车辆在该转速段运行时,容易激发整个动力传动系统产生扭转振动,从而产生变速器敲击噪声,且在高档位大负荷低转速加速工况以及空档离合器接触工况下,在车内能更明显地感受到这种变速器敲击噪声。

因此,变速器的敲击噪声与动力传动系统固有频率有着密切的联系,通过控制动力传动系统的扭转振动大小,可以有效地改善变速器敲击噪声。

图2为变速器输入轴扭振大小与变速器敲击噪声对应关系图,图2(a)为某车在整车状态某工况下发动机曲轴以及变速器输入轴二阶扭振曲线对比图,可以看出变速器输入轴在1 750 r/min左右存在明显的二阶扭振峰值,达到 3 300 rad/s2;图2(b)为对应工况下驾驶员右耳位置车内总声压级三维图,可以看出该车在1 500～ 2 000 r/min内存在较明显的变速器敲击噪声,且在 1 750 r/min左右表现最为严重。图2(a)与图2(b)较好地说明了变速器敲击噪声与动力传动系统扭振间存在一定的对应关系,即动力传动系统扭转共振为变速器敲击噪声主要原因之一。

1.2 传递路径分析

对于一个线性系统而言,设其输入激励为x(t),输出响应为y(t),则其输入与输出间的关系称为系统的传递函数H(f),在频域上该系统可表示为

式中X(f)为x(t)通过傅立叶变换所得,Y(f)为y(t)通过傅立叶变换所得。

简单而言,传递路径分析原理就是获得系统的传递函数,从而在系统受到激励时计算系统产生的响应[5,7]。

图2 变速器输入轴扭振与变速器敲击噪声对应图

汽车是一个复杂系统,受到多种振动噪声源的激励。每种激励都可能通过不同的路径,经过衰减,传递到多个响应点上[4]。对车内变速器敲击噪声来说,从性质上可将其分为两种来源:一是齿轮敲击噪声通过车身上的各种孔洞、各钣金件间的焊接搭接缝隙、各部件间的缝隙(车门密封条等)及车身壁板等直接传入车内,这部分噪声称之为空气传播噪声(air-borne noise);另一种是敲击噪声通过悬置系统、悬架系统、拉索等传递到车身上,引起车身壁板振动向车内辐射噪声,这一部分噪声称之为结构传递噪声(structure-borne noise)[5,6]。进行变速器敲击噪声优化分析时,必须对这两种噪声来源综合考虑,从中找出最具影响力的噪声源,才能有针对性的进行变速器敲击噪声优化。图3为发动机舱内齿轮敲击噪声传递至车内的传递路径示意图。

1.3 结构传递声与空气辐射声贡献量分析

如前所述,车内变速器敲击噪声主要是由结构传递声和空气辐射声组成的,因此需对车内变速器敲击噪声结构传递声和空气辐射声进行分离。即判断是结构传递声占主要贡献还是空气辐射声占主要贡献,在本文中主要通过整车传声损失(TL)试验来判断空气辐射声贡献大小。

图3 齿轮敲击噪声传递路径示意图

1.3.1 整车传声损失(TL)试验

通过在发动机舱内布置 3个麦克风传感器以及在车内布置 2个麦克风传感器进行试验可以得到发动机舱到车内的传声损失值。首先,需在前臂板前形成一个混响场,选择在发动机舱内布置的 3个麦克风,布置位置分别在发动机与前臂板之间、变速器与前臂板之间、变速器与电瓶之间;其次,在车内布置的 2个麦克风,分别在驾驶员右耳以及副驾驶右耳处。白噪声(体积声源)分别放置在发动机舱内变速器飞轮壳体周围 4个对角位置,对于每一个体积声源噪声,发动机舱内平均声压级可以通过下式计算得出

式中LAvg表示发动机舱内平均声压级值,n表示需要平均的麦克风个数,如果一个麦克风所测得声压级值明显大于其余麦克风所测得声压级值,则其值可以代表所需声压级值,而不需要取平均值。

整车传声损失TL可以通过下式进行计算

式中Lout1表示车辆静止状态下发动机舱内平均声压级值,Lin1表示车辆静止状态下车内平均声压级值。

1.3.2 结构传递声与空气辐射声对比

上述得出整车传声损失后,再计算空气辐射声,空气声贡献大小可以通过下式进行计算得出,此处发动机舱平均声压级值为车辆工作状态下发动机舱内平均声压级值

式中LAir表示车辆运行状态下传递至车内的空气辐射声声压级值,Lout2表示车辆运行状态下发动机舱内平均声压级值。

计算出空气辐射声后,再对结构传递声进行分离,结构传递声可以通过下式计算所得(假设所有声压级不是空气辐射声而是结构传递声)

式中LSt r表示车辆运行状态下传至车内的结构传递声压级值,Lin2表示车辆运行状态下车内平均声压级值。

2 试验分析及优化

2.1 主观评价结果

对试验车进行主观评价,发现在各档位全负荷加速工况(即 WOT加速工况)发动机低转速范围内,存在明显的变速器敲击噪声;在各档小负荷加速工况(即 LOT加速工况)时无变速器敲击噪声。表 1为该车在上述两种工况下变速器敲击噪声主观驾评综合得分表。

表 1 某试验车主观驾评综合得分表

2.2 结构传递声与空气辐射声试验结果

通过前述理论分析方法对该试验车进行结构传递声与空气辐射声贡献量大小试验分析,首先进行整车传声损失试测试,图 4为该试验车整车传声损失测试结果。

图4 该试验车整车传声损失 TL测试结果曲线图

得出整车传声损失值之后,即可以对该变速器敲击噪声空气辐射声大小进行计算。因主观评价判断该试验车在三档全负荷加速工况时车内变速器敲击噪声表现最为明显,故在后续试验中均选取该工况进行试验分析。

根据前述对该试验车进行相关试验,试验结果表明该试验车变速器敲击噪声主要发生在 1 500～2 400 r/min内(与主观评价结果有很好对应),且主要表现在 400～ 2 000 Hz频段内。

图5为该试验车在上述工况下 400～ 2 000 Hz频段内结构传递声与空气辐射声随发动机转速贡献量对比图,图中3条曲线分别为该频段内1/3倍频程各中心频率声压级值随发动机转速叠加曲线图。由图可以看出,在该频段内,通过结构传递至车内的声压级值几乎接近车内总声压级值,由此可以说明结构传递声为该车车内变速器敲击噪声的主要传递路径。因此,可以通过改善该车结构传递路径来对其变速器敲击进行优化改进。

2.3 结构传递声试验优化分析

齿轮敲击噪声结构传递声主要通过悬置系统、悬架系统、拉索等结构传递到车身上,引起车身壁板振动而向车内辐射噪声,从而在车内形成可听得见的变速器敲击噪声。

图5 该试验车在400～ 2 000 Hz频段内结构传递声与空气辐射声随发动机转速贡献量大小对比图

2.3.1 悬置系统试验分析

在由动力总成与车身组成的汽车模型中,发动机悬置系统以及车内各种拉索(主要包括离合拉索、换档拉索、油门拉索等),其中每一个结构传递路径都对变速器敲击噪声有着大小不同的贡献量。 图 6为三档全加速工况下左悬、右悬、后悬车身侧振动三维图,由图可以看出该车后悬置车身侧振动较大,在400～2 000 Hz内存在较大共振现象,故可对后悬置进行优化。

图6 某工况下该车左、右、后悬置车身侧X,Y,Z向振动三维图(从左至右分别为X,Y,Z方向,从上至下分别为左、右、后悬置)

2.3.2 拉索类传递路径试验分析

在完成悬置系统对变速器敲击噪声结构声传动路径分析之后,再分析各类拉索(主要包括离合拉索、换档拉索、油门拉索)对变速器敲击噪声结构声传动路径贡献量大小。图 7为脱开与变速器端相连接拉索(离合拉索、换档拉索、油门拉索)前后车内噪声声压级值对比图。脱开上述三类拉索后,在变速器敲击噪声严重转速段 1 500～ 2 500 r/min内车内驾驶员右耳处(FLR)声压级值比原状态降低 2 d B(A),副驾驶员右耳处(FRR)声压级值降低 3 d B(A),中控台下方声压级值降低 8 d B(A),通过以上叙述可以说明脱开上述三类拉索与变速器端连接点后车内变速器敲击噪声有明显改善。

图7 脱开拉索前后车内噪声声压级值对比曲线图

2.3.3 变速器壳体对车内噪声声振传函(NTF)试验分析

由前所述,在判断得出拉索(主要包括离合拉索、换档拉索、油门拉索等)为该车变速器敲击噪声结构传递路径主要贡献后,需进一步进行试验分析判断哪种拉索为其最大贡献。在此,可以通过变速器壳体对车内的 NTF试验进行判断。

图8为脱开与变速器端相连接拉索(离合拉索、换档拉索、油门拉索)前后变速器壳体对车内噪声的N TF试验示意图。

这类NTF试验与通常的试验方法不同,主要体现在:传统 NTF试验主要是对排气挂钩、悬置支架及悬架这些与车身相接触的位置,试验时力锤直接敲击与车身相连的位置,即力直接作用于车身上,这样容易使车身壁板产生振动,从而向车内辐射噪声,即通常的NTF标准为≤55 d B/N。

图8 脱开拉索前后变速器壳体对车内噪声NTF试验示意图

对于变速器壳体对车内噪声的 NTF试验,力锤敲击位置是变速器壳体,因变速器本身不与车身直接相连,力锤作用在壳体上的力只能通过悬置系统、离合及换档拉索等传至车身上。一方面悬置本身有其隔振量要求(一般 20 d B(A)左右),作用于壳体上的力传至悬置几乎就被衰减完了,传至车身上的力很小,几乎可以忽略不计;另一方面拉索与变速器壳体是通过橡胶连接,而拉索与车身前壁板也是通过橡胶连接,橡胶本身有一定的隔振效果,所以通过拉索等传递到车内的NTF数值本身较小。

图9 脱开各类拉索前后变速器壳体对车内噪声的NTF试验结果

图9为分别脱开与变速器端相连接的各类拉索前后变速器壳体至车内的 NTF测试结果图,由图9(a)可以看出,脱开与变速器端连接所有拉索后,其N TF数值与原状态相比相差 10 d B(A),仅连接节气门拉索状态与原状态相差 7 d B(A);由图 9(b)可以看出,连接节气门拉索与换档拉索状态与原状态相比相差 3 d B(A),可以说明离合拉索以及换档拉索为该车变速器敲击噪声结构传递主要贡献路径。因此从结构声传动路径来看,离合拉索和换档拉索是需要重点改善的结构传递路径。

2.4 整改前后效果对比

图10为优化离合拉索以及换档拉索减振隔振性能前后三档全加速工况(WO加速工况)车内驾驶员右耳位置声压级三维对比图。由图可以看出:该试验结果车内变速器敲击噪声有明显改善,且试验车在400～2 000 Hz中高频段内杂乱噪声成分、共振水平明显降低或消除,噪声谱值降低明显。同时经主观驾评后也认为该状态变速器敲击噪声有明显改善。

图10 优化离合及换档拉索前后车内噪声三维对比图

3 结 论

(1)变速器敲击噪声与发动机曲轴、动力传动系统扭振有直接关系,通过控制其大小可以改善变速器敲击噪声。

(2)结构传递声为该车变速器敲击噪声传递路径主要贡献,其中拉索为结构传递路径主要贡源,通过优化离合拉索以及换档拉索可以比较明显地改善变速器敲击噪声。

(3)运用结构传递路径分析方法,工程技术人员可以快速准确地找出关键传递路径,进行改进设计,而且在新车型的早期研发阶段可以运用此方法与CAE计算方法相结合,通过预测系统响应来辨识结构修改的优劣,为新车型的开发节省研发成本,缩短研发周期。

致谢:本文在完稿过程中,得到了庞剑博士的悉心指导,在此谨向庞剑博士致以深深的谢意!

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