某双离合变速器啸叫噪声优化控制研究

周立廷，王晖，葛玉霞，董博文，赵明

（1.华晨汽车工程研究院NVH工程室，辽宁 沈阳 110141；2.华晨汽车工程研究院传动处，辽宁 沈阳 110141）

1 前言

汽车变速器作为汽车动力传动系统的重要组成部分，其性能与寿命会直接影响整车的品质。随着汽车 NVH技术的发展和汽车用户对驾乘舒适性的要求越来越高，对汽车变速器 NVH性能的要求已经越来越苛刻。无论是进口变速器还是国产变速器，都面临着主机厂越来越严格的 NVH性能要求。不仅有明确的变速器单体 NVH目标，甚至有严格的变速器匹配 NVH性能目标体系和验证流程。这促使变速器厂商进一步提高自身产品的NVH性能。

啸叫作为最常见的汽车变速器 NVH问题，其特征是一种中高频的纯音，很容易被人耳识别[1][2]。其瞬时噪声频率带宽很窄，同时随着转速的变化啸叫的频率也有线性变化，通常被称为类似哨声的噪声。因为有这样的特征，即使在有一定背景噪声的情况下啸叫依然很容易被识别，造成客户的抱怨，这也是啸叫问题需要控制和优化的重要原因[3]。

以某七速双离合变速器（DCT）啸叫噪声优化为例，通过对啸叫产生的噪声源和传递路径的分析，确定产生车内啸叫的根本原因，经过有效的方案验证，达到了优化啸叫噪声的目的。

2 变速器啸叫噪声特征识别

整车变速器啸叫问题的客观测试方法相对比较成熟。主要测试内容是变速器噪声源及其传递路径，具体测点包括：乘客舱司机位置的声音响应，变速器近场噪声和变速器壳体的振动，以及变速器侧悬置主动和被动端振动。此外不能忽略换挡拉线车身接附点振动，它也是变速器噪声结构传递的重要路径。主要测试工况包括各档位全加速和滑行。

研发车型匹配七速DCT，整车匹配过程中发现4档加速工况2500-3500rpm乘客舱有明显啸叫，主观评价不可接受。对该问题测试结果如图1所示。

图1 四档加速工况各测点时频谱图

图1是四档加速工况车内、变速器近场噪声和壳体振动的时频谱图。由图1a车内司机内耳在2500-3500rpm存在明显啸叫阶次特征，啸叫为51阶，与变速器4档档位齿轮阶次一致，变速器近场及变速器壳体振动均存在这一阶次特征（如图b、c所示），由此可以确定该啸叫声来自变速器。对于此啸叫问题该如何优化控制需要对噪声源和传递路径进行具体分析。

3 变速器啸叫噪声源分析

对变速器噪声源的客观评价主要是依据变速器壳体振动及变速器近场噪声水平。不同级别车型和不同类型的动力总成变速器本体的振动与辐射噪声水平有较大差异，因此对变速器振动噪声源的控制必须要有适当的目标。

提取研发车型变速器壳体档位齿轮阶次（49阶）振动数据对啸叫激励源进行分析，该档位啸叫阶次振动幅值相对较低，与同级别竞品车同档位阶次水平差别不大，且阶次振动峰值要明显低于竞品车（如图2所示），说明此啸叫问题并不是变速器噪声源过大造成的，而是来自于传递路径的放大导致的。因此需对传递路径做系统的分析排查。

图2 变速器壳体档位齿轮阶次振动曲线

4 变速器啸叫的传递路径分析

4.1 变速器啸叫的空气传递路径

变速器的空气传播噪声由变速器壳体辐射噪声通过车身、车门等缝隙直接辐射入车内被人耳所听到。通过传递路径分析和变速器包裹覆盖法等验证表明，与结构传递噪声相比，空气传播的啸叫噪声比重相对较小[4]，但空气传播啸叫噪声却不可忽视。在整车变速器匹配及啸叫控制中对空气传递可以通过整车声声灵敏度来控制[5]，可以理解为整车声衰减量，即由发动机舱至车内的隔声量。研发车型与竞品车声衰减对比测试结果如图3所示。

由声衰减测试结果看，研发车型动力总成主要空气传播路径的声衰减量比竞品车更好，能更有效地衰减来自于发动机舱的噪声。也就是说在同等噪声源水平情况下，研发车型车内噪声水平会好于竞品车型。对于当前变速器本体噪声源水平基本一致的情况下，研发车型车内啸叫噪声比竞品车更差，说明此问题在路径上并不是由空气传播造成的，而有其他结构路径的影响。

4.2 变速器结构传播噪声的传递路径

变速器噪声的结构传递主要是通过动力总成与车身的连接部件传递至车内，这些部件包括如变速器和扭力臂悬置，变速器拉线及支架等[6]。如果结构传递的频率特性与齿轮啮合阶次激励频率范围重合，很容易导致结构传递上的振动放大，从而造成车内产生啸叫声。因此避免阶次激励与结构特征频率的重叠是解决变速器噪声结构传递的关键。在整车匹配中，通常采用结构接附点解耦（即脱开结构接附点）验证或TPA的方法来确定结构传递的影响及贡献量。TPA方法因需要在各路径上布置多个指示点和响应点，对变速器及支架和拉线这类体积小、路径复杂、且空间有限的结构进行验证很难实现，而结构接附点解耦验证的方法因为简单方便、易实现的优点，常用于验证变速器噪声结构传递。尤其是对与变速器相连的拉线和各类支架的验证。

图4 脱离接附点前后车内声音

图5 变速器P档锁拉线及支架结构

通过脱离结构接附点验证变速器及其附件结构传递贡献量发现，脱开P档锁拉线后车内啸叫有明显变化（如图4），脱开拉线后在2500-3500rpm转速区间4档啸叫声（51阶）消失，可以确定P档锁拉线是影响变速器啸叫结构传递的关键路径。

图6 拉线支架接附点振动

对变速器P档锁拉线结构进行具体分析，拉线前端与变速器P档锁销连接，拉线中部通过支架与变速器连接（如图5），这两处接附点成为造成拉线结构传递的重要激励点，通过分别解耦验证发现，拉线支架与变速器接附点是啸叫结构传递的关键激励点。

对比脱开变速器拉线支架前后拉线支架接附点处振动响应（如图6），在变速器啸叫激励源不变的情况下，基态拉线接附点振动存在明显共振带造成啸叫阶次被放大，脱开拉线后支架振动响应在 1000Hz以上明显衰减，档位齿轮啸叫阶次振动幅值降低明显。

5 结构优化验证

通过结构传递路径验证，确定变速器啸叫问题来源于变速器拉线支架局部共振造成啸叫阶次噪声被放大。对此类问题优化方向有两个：一是改变相关部件结构提升其模态频率来避频，二是增加隔振措施大大降低激励力来避免共振。对于当前车型问题，P档锁拉线支架体积很小，为铸铝材质，其模态频率较高，通常在 1000Hz以上，很难通过控制模态来进行避频，最为有效的方法是通过增加适当的隔振措施来减小激励，从而避免支架结构共振放大产生的结构传递和辐射作用。

图7 增加支架橡胶隔振垫结构

图8 变速器拉线支架阶次振动响应

针对研发车型的变速器拉线支架结构形式，选取在支架与变速器壳体间增加专用橡胶隔振垫的方案，该橡胶垫为外侧圆周带有凹槽的环形胶垫，拉线支架嵌在胶垫凹槽中，支架和胶垫通过支撑套筒和固定螺栓被限位在变速器的壳体上，实现了拉线支架与变速器壳体的完全解耦，具体结构如图7所示。增加橡胶隔振措施后，变速器拉线支架振动响应1000Hz以上有明显衰减，其振动响应幅值与脱开支架结果基本一致，提取变速器阶次激励对比，增加橡胶隔振措施后阶次激励幅值由原来最高的0.47g降低至不超过0.06g（如图8），降低幅度超过80%，由此有效地改善了变速器啸叫阶次激励的结构传递，从而解决了研发车型的啸叫问题。

6 结论

本文通过对研发车型啸叫噪声源和传递路径的测试分析验证，确定了该车型车内明显啸叫的根本原因是变速器拉线支架结构共振放大导致结构传递造成的，通过采取合理的隔振措施衰减变速器阶次激励的结构传递，从而解决车内啸叫问题。同时通过对激励源、传递路径（包括结构传递路径和空气传递路径）及各系统的分析和控制，为变速器啸叫控制策略及系统控制目标的建立提供了参考。