基于声传函的啸叫分析与优化

姚斌辉

（恒大恒驰新能源汽车研究院（上海）有限公司）

啸叫是最常见的车辆NVH（噪声、振动与声振粗糙度）问题之一[1]，广泛存在于动力与传动系统，如变速箱啸叫、电机啸叫、发电机齿链啸叫等。啸叫主观感觉为“口哨声”，客观表现为具有明显的阶次特征，无论在传统车辆还是新能源车辆中，均有可能出现。不同系统产生啸叫的原因丰富多样，但是从传递路径的角度而言，啸叫和其他噪声问题一样，均通过空气和结构这2条路径向车内传递[2]。而空气路径与结构路径的叠加将增加排查分析的难度，如果能将空气路径分离出来，那么啸叫问题就会变得容易解决。因此，如何准确地分离出空气路径的贡献量显得尤为关键。目前，大多数研究人员通常采用阶次特征对比[3]或传递路径分析(TPA)方法进行传递路径[4]的识别与分解。但是，采用阶次特征对比方法，无法定量获得贡献量大小，一般需要配合改制方案进行验证对比。而传递路径方法需要依赖LMS等商用设备和软件，无法获得其计算过程和中间数据。本文提出了基于传函的空气传递路径识别方法，并阐述路径贡献量的计算原理。应用该方法对某车型的齿轮啸叫空气传递路径进行了定量分析与识别。采用隔振分析对结构传递路径进行了进一步分析，最后确定了变速箱悬置为该啸叫问题的主要结构传递路径。

1 基于传函的空气传递路径分析方法

1.1 声传函的测试方法

声传函指的是声源到响应点的声传递函数。对于车辆而言，即动力总成等声源到车内人耳处的声传递函数。工程上通常采用基于能量法的声传递函数来表示，即PBNR（power based noise reduction test）。其数学表达式[5]为

式中，W——点声源在自由声场内的声功率，W；

P——声接收点声压，Pa；

P*——声压P的共轭，Pa；

Wref——参考声功率，W；

Pref——参考声压级，Pa。

对于点声源，其公式可简化为：

式中，Qa——声源的体积加速度，m3/s2。

试验时，为提升试验效率，通过会根据声场传函的互易特性，将声源置于乘客舱内，而将传声器置于车外的各种声音位置（发动机、轮胎、排气等）。然后测量声源的体积速度和接收点的声压，并根据公式(2)计算得到PBNR隔声量。

1.2 声传函与声功率的关系

对公式(1)进行换算可得：

式中，SWL——声源声功率，dB；

SPL——响应点的声压级，dB。

也就是说PBNR为声源的声功率与响应点声压级的差值。对于PBNR测试来说，SWL就是体积声源的声功率。而对于实际运行的车辆，SWL就是车辆的各种噪声源。当研究动力总成的噪声问题时，SWL就是动力总成声功率；当研究轮胎的噪声问题时，SWL就是轮胎声功率。

对公式(4)进行变换，得：SPL=SWL-PBNR。也就是只要知道声功率和声传函，就能够计算得到车内的声压级，而这里计算得到的声压级是由声功率辐射到车内的声音部分，也就是通过空气传递路径传递的声音，即通常所说的空气声。

1.3 声传函的转换

由于最终声压是随转速的，所以需将PBNR转成随转速变化的。因此，声传函转换的思路如下：1)提取原始数据得到窄带谱下的PBNR；2)根据阶次关系计算频率对应下的转速，如式(5)：

式中，N——转速，r/min；

f——频率，Hz；

order——阶次。

从而得到随转速变化的PBNR，如图1所示。

图1 随转速变化的PBNR

1.4 声传函频率的有效性分析

准确计算得到车内声压级的前提是声传函测试的准确性，即分析频段内声传函的相干性要足够高。图2为PBNR测试时，声源与响应点的相干性。从图2可以看到，100 Hz以上的相干性是良好的。

图2 传递函数相关函数

2400 r/min的23阶对应920 Hz，从图2中可以看到，920 Hz频率段PBNR的相干性大于0.9，说明PBNR的测试结果还是可信的。

2 某车型齿轮啸叫分析实例

2.1 问题描述

某车型在开发过程出现啸叫问题。主观评估6分，从2500～3000 r/min啸叫比较明显，啸叫阶次为23阶，对应频率958～1150 Hz。

经对变速箱本体振动进行测试，发现变速箱本体也存在23阶振动。经调查，23阶为变速箱齿轮啮合的阶次，初步判断该阶次啸叫为变速箱啸叫引起。

2.2 基于声传函的空气声分析

应用基于声传函的空气声分析方法，分布测取动力总成的声功率SWL，和动力总成到车内的声传函PBNR。然后根据公式计算得到空气声的贡献量，并将空气声的贡献量与车内的实测声压级进行比较，如图3所示。

图3 空气声计算结果

3500 r/min以下时计算得到的空气声低于车内声压的实测结果，而3500 r/min以上时吻合良好。具体来看，2500～3000 r/min范围内实测结果存在着明显的峰值，远高于空气声计算结果，最大差值约为25 dB，这说明在2500～3000 r/min时的啸叫主要是由于结构传递引起的，需对结构分传递路径进行进一步分析。

2.3 结构路径传递排查

该车型的动力总成主要通过3个悬置与车身相连，悬置可能为23阶啸叫的传递路径。对3个悬置的主被动端振动进行对比分析，发现在变速箱悬置主被动侧存在明显特征，进一步对变速箱悬置进行隔振分析。

隔振分析经常被应用于橡胶件中，以往的隔振分析经常针对发动机的激励阶次进行分析，如4缸发动机的2阶、4阶、6阶和8阶，其计算公式[6]为：

式中，β——隔振原件的隔振量；

Aactive——主动侧的振动加速度，m/s2；

Apassive——被动侧的振动加速度，m/s2。

将其推广应用于变速箱啸叫阶次，即可评估悬置对啸叫阶次的隔振能力。图4为变速箱悬置的23阶振动的隔振量计算结果。可以看到，变速箱悬置的Y向和Z向在2500～3000 r/min范围隔振量较低，23阶对应频率为958～1150 Hz。

图4 变速箱悬置隔振分析

对变速箱悬置支架进行模态试验，变速箱悬置被动侧支架的原点频响曲线如图5所示。可以看出，变速箱悬置被动侧支架的原点频响函数在900～1150 Hz附近存在明显峰值，即变速箱悬置被动侧支架在900～1150 Hz存在模态。

图5 变速箱悬置被动侧支架频响函数

2.4 对比验证

变速箱悬置支架被动侧加质量（3 kg左右），车内23阶啸叫对比如图6所示。可看出，2500～3000 r/min范围内啸叫明显降低。同时，经主观评估，主观分数由6分提升至7分，啸叫问题得到解决。

图6 车内啸叫对比

3 结论

针对啸叫问题，本文提出了基于传函的空气声分析方法，并应用该方法对某车型的变速箱啸叫问题进行了分析和优化，得到以下结论：1)将车辆的动力总成噪声源想象成点声源，根据基于能量的声传递函数定义，推导得到了声源声功率、车内噪声与声传函的关系，并基于此提出了空气声的计算方法。该方法可以应用于包括变速箱啸叫在内的各种噪声的传递路径分析；2)通过阶次与转速的关系，可以将随频率变化的声传函通过差值转换成了随转速变化的声传函；3)啸叫通常发生在400 Hz以上，而声传函在上述啸叫问题频率段具有很好的相干性，表明基于声传函的空气声分析方法可以准确计算得到空气声的贡献量；4)提出了高频隔振的分析方法，可以通过对悬置啸叫阶次主被动端振动的分析，并计算隔振量，来定量分析悬置对啸叫结构传递的隔振能力，据此可以快速确定悬置的影响；5)悬置支架存在模态，在支架的共振模态所处的频率段，悬置无法有效隔离啸叫的结构传递噪声，从而导致明显的啸叫问题。文章论述的传递路径分析方法与啸叫优化方案对噪声的传递路径分析与整车NVH性能优化有一定借鉴意义。