基于试验的汽车手动变速器噪声源识别

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汽车噪声 已经成为环境噪声污染的主要来源之-，对于大中城市尤其如此。汽车噪声水平是衡量汽车性能的重要指标 ，因此汽车噪声控制是 目前世界汽车工业的-个重要课题。变速箱是汽车主要噪声源之- ，在很大程度上影响 了汽车 的车 内噪声和通过噪声，因此很有必要对其进行研究并最终达到减振降噪的目的。变速箱是-个复杂的齿轮箱，零件较多，其噪声成分较复杂口]仅靠理论分析与仿真计算很难得到变速器的准确噪声特性，为了全面掌握变速器的噪声变化规律进而对其结构优化，需要对变速器进行噪声测试 ，以试验数据为基础，来分析变速器的噪声特性，这样得到的规律更有指导意义。

目前 ，国内也有学者对变速器的振动噪声进行研究。文献[2]根据实车噪声试验得到车厢声压级组成及变化情况 ，证 明了阶次分析方法可用于噪声源识别，但没有对变速器噪声进行深入分析，也没有得出具体结论。文献[3]分析了齿轮系统的动态激励，推出齿轮副的啮合冲击是变速器啸叫的主要激励源，但该文研究对象是有故障变速器，针对激励源也没有给出相应的改进措施。

笔者介绍变速器噪声测试的过程，进而综合采用频谱分析，阶次分析以及相干分析等方法，对试验数据进行深入分析，以此来识别变速器的主要噪声源，并提出-些可行性建议来控制变速器噪声。分析结果将用于指导变速器进-步的仿真优化 。

1 变速器噪声测试1.1 试验装置与测量仪器本试验针对某国产 5挡手动变速器进行全面噪声测试 j。试验过程 中，将变速器安装于半消声室内，通过传动轴与半消声室外 的驱动部件和负载部件相连，半消声室内的传动轴部分均包有吸声材料，以减小传动轴噪声对被测变速器噪声的干扰。试验工况及传感器布置参照国标 QC/T 568.1-2010(汽车机械式变速总成 台架试验方法 (第 1部分 ：轻微型))。3个声压传感器分别布置在变速器的正上(Z)、前(X)、后 (-X)3个方向。前后两个传感器保持水平，正上方传感器保持竖直，传感器均指向变速器。1O个振动传感器贴在变速器表面不同位置。其 中：1，2，3位置为三向加速度传感器 ；其他位置为单向加速度传感器，故可 同时测得 3个方向的噪声信号和16个方位的振动信号。试验装置及传感器测点布置如图 1所示。

国家自然科学基金资助项目(51075302)；博士点基金资助项 目(20100072110027)收稿日期：2012-03-30；修改稿收到日期 ：2012-06-25第 3期 相龙洋 ，等：基于试验的汽车手动变速器噪声源识别半消声室传动轴八 网 吸声材料(a)试验布置示意图Miclht0 3 2 1 1(b)测点布置示意图(Y-z)Mic16 5 4田Mie3(c)测点布置示意q(X-Y)图 1 试验装置及传感器测点布置ZyJXy-J1.2 数据记录和分析软件数据采集设备为 LMS公司 的 SCADAS IIISC316W 信号放大和智能采集系统。数据记录软件采用 LMS公 司的 Test.Lab。LMS Test.Lab是-整套的振动噪声试验解决方案，是高速多通道数据采集与试验、分析、电子报告工具的结合，包括数据采集、数字信号处理、结构试验、旋转机械分析、声学和环境试验 。

1.3 试验过程本次试验模拟了变速箱的典型工况。为了能够测试变速器的整体噪声水平并系统分析变速器的噪声特性 ，进行 了两种不 同的试验 。-种是稳态试验 ：分别测试了变速器在 1，2，3挡 时的 5个不 同转速(1，2，3，4，5 kr/min)下的振动噪声水平和变速器在4，5挡时的4个不同转速(1，2，3，4 kr/min)下的振动噪声水平。另-种是瞬态试验 ：分别测试 了变速器在 1，2，3挡时转速从 1 000 5 000的匀加速过程中的振动噪声水平 随转 速变化过程 以及变 速器在4，5挡时转速从1 000 4 000的匀加速过程中的振动噪声水平随转速变化过程 。

2 阶次分析方法2.1 阶次分析优点旋转机械的升降速过程的振动噪声信号为非平稳信号，不满足傅里叶变换对信号的平稳性要求，若直接进行傅里叶变换，结果会产生严重的频率模糊”现象 ]。为解决这-问题，阶次分析方法应运而生并得到广泛应用[6。]∽次分析与常规谱分析的主要区别是信号的采集方式不同∽次分析采用的是等回转角采样，即在机器的旋转轴回转时，每隔等角度 A0采样-次。等回转角采样又称阶次采样，不论转轴的转速如何变化，在每-回转周期内，用该采样方式都能得到固定的采样点数。

阶次分析的等角域采样方式能够避免时域采样时-些特征点的丢失[8]，具有以下优点。

1)可克服泄露效应”。等角域采样后的信号是以采样阶比作周期拓延，可避免信号DFT转换时的泄露，大大提高系统的相位信息。

2)保证历史数据的可比性。系统采用键相信号的上升沿触发采集信号，使所有历史数据的相位具有纵 向可比性 。

3)可在采样序列中将变化的工频成分分离出来。应用阶次谱分析，即可获取与设备的工频及其谐波分量密切相关的信息。

2.2 阶次计算阶次分析本质上就是基于参考轴转速的频率分析。在阶次分析中，阶次(0)定义为每转的波动次数∽次 0、频率 -厂与参考轴转速n 之间的关系吲如下O-60f/n (1)齿轮啮合频率的计算公式为f- Z2 72 (2)U U其中： 为从动轮齿数 ； 为其转速 。

由式(1)(2)可得O-22，z2/n1 (3)又2/n1- 1/z2 (4)故有O- 21 (5)式(5)表明，某轴上齿轮副的啮合阶次为其中主428 振 动 、测 试 与 诊 断 第 33卷动齿轮的齿数。在同-挡位 ，无论转速如何变化，各齿轮的对应阶次是不变的。因此可以用阶次轴来取代频率轴，以方便研究那些随转速变化而变化的噪声分量(如齿轮啮合噪声等)。

3 试验数据分析02- 19× 1.3l- 24.90 ord3.2.2 特征阶次识别根据阶次谱图，可得到振动峰值阶次即试验测得的特征阶次。图 3所示 为变速器 5挡加速扭矩6O 丁工况时 1测点 Z向得到的阶次谱 图。其他各点得到结果与此类似。

3.1 变速器不同32况噪声规律分析通过不 同工况 的稳态试验测试数据之 间的对比，可以得到变速器噪声的变化规律。图 2为变速 霉器在不同32况下(扭矩 40 T )的噪声 ，展示 了变速器噪声水平与挡位和转速之间的关系。 蠢写 忸图 2 不 同工况变速器噪声图 2表明，变速器噪声随其挡位和转速的升高而增大。挡位不变时，转速越高，变速器噪声水平越高。转速不变时，总体来说，挡位越高，噪声水平越高。但当转速较高(3 kr/min以上)时，由于 1挡时变速器的转矩波动较大，由此而引起的噪声稍高，略高于 2档在同转速下的噪声水平。

3.2 阶次识别由以上研究可知，变速器 5挡时的噪声高于其他挡位，并随转速的升高而增大。且 5挡为车辆实际行驶时常用到的经济挡位。因此本文主要研究变速器 5档尤其是高速时的噪声特性。

3.2.1 特征阶次计算作为本文研究对象的变速器，5挡的挡位齿轮副中，主动齿轮齿数 38，从动齿轮齿数 29。主减速齿轮副的主动齿轮齿数 l9，从动齿轮齿数 79。

由式(5)可知变速器五挡的挡位齿轮啮合阶次为O -38 ord。中间轴转动阶次为参考轴阶次乘以传动比，即n - 38 v 主减速齿轮啮合阶次为阶次/ord图 3 5档加速工况 1位置 z向阶次谱图通过对各测点得到的振动阶次谱图进行综合 比较 ，可得 到试验 测得 的变 速器特 征 阶次为 24.9，38.0，49.75，76.12，1l3.9 ord。其中的 38.0，76.12和 113.9 ord分别为 挡位齿轮 啮合阶 次的 l，2，3倍 ；24.9和 49.75 ord分别为主减速齿 轮啮合 阶次的1，2倍。由此可知，变速器的振动主要是由输入轴与中间轴的挡位齿轮啮合过程以及主减速齿轮啮合过程共 同引起的。

综合比较变速器 1O个振动测点共 16个方向测得的振动加速度数据，可知 X向各测点的特征阶次对应 的振动加速度幅值较大。图 4为变速器 X 向共 7个测点的特征阶次对应振动加速度的折线图。

- ---L l位最2位置3位置4位置5位置6位置7位置24.9O 38.0O 49.75 76.12 1 13.90阶次/ord图 4 x向各测点特征阶次振动幅值比较从图 4可以看出，几个特征阶次 中，振动加速度幅值 较大的阶次为 24.90 ord(主减速齿轮啮合阶次)和 76.12 ord(挡位齿轮啮合阶次 2倍)。尤其是4位置(箱体表面前方靠近输入轴部位)、76.12 ord的x向振动加速度幅值明显高于其他各点，达到1.9 g。

第 3期 相龙洋 ，等 ：基于试验的汽车手动变速器噪声源识别 429因此很有必要对该位置进行更为深人的研究 。

3.3 阶次贡献分析根据 以上分析，进-步对 4位置 的振动特性进行阶次贡献分析。以此来确定对 4位置总体振动贡献较大 的阶次成分 ，并分 析确 定该 成分 振动 的引发源 。

3.3.1 阶 次贡献 量 比较图 5中 5挡加速过程变速器前方 4位置 X 向振动 的 阶 次 云 图。 由该 图 可 以 明显 地 分 辨 出24.90，38.O0，49.75，76.O0，113.90 ord这几个特征阶次 。图 6为上述 5个特征阶次的转速跟踪 图。

4.94.0b03.0坚 景 2.0帽O.3b00.2粤0.1熏O.O0 1 2 3 4 5 6kI-Iz图 5 5挡加速过程 4位置振动阶次谱云图- - Order24.90前方4位置二 0O唰rd盯er4。9 ：。75薷 ；霍垂 -- .前方4位置 - Order76.O0前方4伍置 Orderl 13.96前方4位置l 4位置1.O324I、7501.5 2.0 2.5 3.0 3.5 4.0转速 /(kr·min-。)图 6 5挡加速过程特征 阶次转速跟踪 图图 6中最上方粗线为 4位置总体振动水平 。其他各曲线为各特征阶次对应 的振动分量。由该图可知，在低转速(1 000～1 960 r/min)时，各阶振动对总体振动水平 的贡献相差不大；中等转速 (1 960～2 710 r/min)时，113.90 ord(挡位齿轮啮合阶次的3倍)的振动对总体振动的贡献较大；而在高转速(2 7104 000 r/rain)时 ，76.O0 ord(挡位齿轮啮合阶次 2倍)的振动对总体振动贡献很大。由此可以看 出，变速器 5挡高速时 4位置 的振动主要 由挡 位齿轮的啮合过程引起 ，主减速齿轮的啮合过程对该位置引起的振动较校3.3.2 较大贡献阶次的振动源分析下面分析上述贡献较大阶次的振动源。

变速器中等转速时振动贡献较大的 1l3.90 ord为挡位齿轮啮合阶次的 3倍，即此阶次对应频率为挡位齿轮啮合频率 的 3倍频 ，推测该 阶次成分振 动较大的原因为该转速范围易激发起啮合齿轮或某轴承的三阶模态。而变速器 高速时振动贡献较大 的76.O0 ord为挡位齿轮啮合阶次的2倍，即此阶次对应频率为挡位齿轮啮合频率的 2倍频，推测该阶次成分振动较大是 由于高速时啮合齿轮所在轴发生弯曲而引起的。

由图 6可看出，113.90 ord的振动幅值在转速2 220和 2 500 r/min时 出现峰值 。根据式 (1)，此两转速分别对 应图 5中的频率 4 2t0和4 750 Hz。

76.00 ord的振动 幅值在转速3 324和 3 750 r/rain时有两个 明显 的峰值。据式(1)可知，此两转速分别对应 图 5中的频率4 210和4 750 Hz。从 图 5中可以看 出，此两处频率对应 的振动加速度 幅值在整个转速范围内都较高，因此这两个频率应为啮合齿轮的某两阶模态频率 。

综上所述 ，变速器 5挡工况时挡位齿轮啮合过程引起箱体强烈振动，推测其原因与轴的弯曲和啮合齿轮及轴承 的模态有关。这有待于通过以后的动力学分析和模态仿真计算进-步确认 ，并进行更为深人 的研究。

3.4 相干分析为了分析噪声 的主要 引发源 ，对稳态工况采集的3个位置的声压信号与各位置的振动信号进行相干分析，以此可以确定对噪声贡献量最大的振动部位[1O-l1]。

3.4.1 噪声峰值频率识别图 7为变速器 五档 4 kr/min扭矩 6O T 3个声压测点得到噪声信号的的自功率谱图。由该 图可知，变速器正上方和前后方的噪声信号在频率1 664，2 531，5 074 Hz处幅值较突出。这 3个频率的噪声成分对总噪声信号的影响较大，有必要对此进行研究。

另外，根据式(1)中阶次、频率和转速的关系可知，这几处峰值频率分别对应 于特征阶次中的24.9，38，76.12 ord▲-步确认 了前面研究 中所识别 的特征阶次的正确性。

O 5 O 5 O 5 0 4 3 3 2 2 1 1 43O 振 动 、测 试 与 诊 断 第 33卷-n。

趔馨1-3O1.o0 回 虽13-PSD后方 口F 正上zll 圆 匝 l - J LL。-L2 3 4 5 6f/kHz噪声信号自功率谱图3.4.2 变速器表面各点振动水平比较研究对 比变速器 5挡加速过程 10个振动测点共 16个方向的振动加速度 ，可 以发现，随着转速升高，各测点的振动水平逐渐增强。其 中振 幅最大的是 4位置X向、1位置y向和 2位置 X 向，如图 8所示。尤其是 4位置高速时的振幅明显高于其他位置，在转速 3 750 r/min时振动加速度达到峰值 4.9 g。

趔最骧转速 /O盯·min- )图 8 5档加速工况振动加 速度转速跟踪 图3.4.3 噪声与振动信号相干分析为了确定噪声信号中的峰值频率成分噪声是由何处的振动引起，可将噪声信号与变速器表面各测点的振动信号进行相干分析。

因4位置在高速时的振动较其他位置更为明显，因此首先将 5挡高速时(4 kr/min)稳态工况(扭矩 60 T )对麦克风测得的 3组噪声数据和 4位置测得的振动数据进行相干分析。表 1为变速器 3个方向的噪声信号与变速器表面4位置振动信号在噪声峰值频率 1 664，2 531和 5 074 Hz处 的相 干系数。

表 1 噪声振动信号相干系数表 1表明，在噪声峰值频率处 ，变速器前后方和正上方 3个方向的噪声信号与4位置振动信号的相干系数均较高。为了对 比，笔者将 3个方向的噪声信号与其他位置的振动信号进行相干分析，研究发现，变速器正上方和前后方 的噪声信号与除 4位置(X 向)以外的 9个测点共 15个方位 的振动信号的相干系数基本维持在 0.80以下的水平 。

由以上分析可知，在 5档高速工况时，变速器噪声的主要引发原因是变速箱表面 4位置的振动 ，而且噪声峰值也是由该位置的振动引起。

4 结 论综合使用频谱分析，阶次分析和相干分析等方法 ，对变速器台架噪声测试试验数据进行深入分析 ，得到如下结论。这些结论可用于指导变速器进-步的仿真优化 。

2)变速器箱体的振动主要是由挡位齿轮啮合过程 以及主减速齿轮啮合过程共 同引起 的，对于不同部位，两齿轮副啮合作用对振动的贡献量不同。

3)变速器 5挡高速时，箱体表面 4位置的振动较其他位置更为强烈，此处的振动主要由挡位齿轮的啮合过程引起。而挡位齿轮啮合过程引起强烈振动的原因，推测与齿轮轴的弯曲和啮合齿轮及轴承模态有关，有待于仿真计算的确认 。

4)变速器 5档高速时，噪声的主要引发原因是箱体表面 4位置的振动，而且噪声峰值也是由该位置的振动引起 。

为了控制变速器五挡高速时的振动噪声，需要从箱体 4位置处着手。若能成功减弱该位置的振动水平 ，将会在很大程度上改善变速器 的噪声特性。

有以下两种途径可实现该 目的。-种途径是从 4位置振动的引发源即挡位齿轮人手 ，通过研究齿轮轴弯曲及齿轮模态 ，尽量降低齿轮啮合过程所引发的振动。另-种途径是从箱体 4位置本身入手 ，可采用以下措施：a.提高变速器表面4位置附近的刚度，可通过两种方式实现，增加变速器箱体 4位置附近7 图O 第 3期 相龙洋，等：基于试验的汽车手动变速器噪声源识别 431的厚度，或者在该位置附近增设加强筋；b.改变变速器表面4位置附近的阻尼 ]，可以在此位置附近粘贴阻尼材料 。