杨红波， 郭 磊， 史文库， 陈志勇， 赵燕燕， 刘 健， 苑仁飞

(1. 吉林大学 汽车仿真与控制国家重点实验室, 吉林 长春 130025； 2. 中国重汽集团汽车研究总院, 济南 250100)

伴随着市场发展，商用车公路运输在国民经济中占有举足轻重的地位[1]。现今，随着重型商用车驾驶员向着年轻化发展，并且噪声法规要求日益严格，车辆的NVH问题日益得到各汽车厂家的重视[2]。与乘用车相比，重型商用车具有如下特点：就动力系统而言，重型商用车普遍搭载柴油发动机，其输出扭矩和转速波动较大；就变速箱而言，重型商用车采用多挡位主副变速箱系统，如12挡变速系统、16挡变速系统，且副箱多配置行星齿轮机构以使空间更加紧凑；就驱动桥而言，重型商用车普遍采用中后双驱动桥形式，且在中桥配置一对圆柱齿轮副实现动力向后桥的传递[3]。通过试验对重型商用车的NVH问题进行根源定位并进行分析、评估和改善具有重要的现实意义，目前针对其进行的研究相对较少，但国内外针对其他车型以及各总成进行的试验与理论分析可为本研究提供一定的借鉴和参考。

于蓬等[4-8]针对某集中式驱动纯电动车进行了试验研究，系统分析了该车的动力总成系统振动特性、扭转振动特性、整车抖动特性及噪声与振动特性，针对试验结果，对该车的NVH问题进行了总结与分析，并提出了相应的改进措施。张邦基等[9]针对某搭载行星减速器的纯电动客车进行了实车振动试验，评价了行星减速器对纯电动客车振动舒适性的影响。张新刚[10]基于试验研究，对某客车在怠速工况下的振动噪声源进行了识别，并从动力总成悬置的角度进行了优化。Zeng等[11]针对某搭载多挡自动变速器的纯电动客车进行了试验研究，对造成车内地板抖动的原因进行了定位并提出了改进措施。王媛文等[12]针对某前置后驱车辆在低转速时出现的轰鸣声进行了试验，分析了该问题的激振源与传递路径并提出了相应的改进措施。相龙洋等[13]针对某汽车手动变速器，对引发变速器箱体表面振动噪声的问题源进行了识别，并给出了两种优化途径。张容川等[14]针对某搭载CVT的车辆进行了噪声测试，识别出了行星齿轮机构的啸叫阶次并有针对性地进行了齿轮修形优化。Feng等[15]对非稳态运行工况下的行星齿轮箱进行了振动试验，并对最后的诊断结果进行了分析，给出了优化方案。Luo等[16]以某一典型的特种车辆为例，通过试验分析了车辆内部噪声的频谱特性，对其声源进行了定位。Dunai等[17]研究了宝马530d车型在室外高速公路以不同车速行驶时由抖振引起的噪声问题，并对声源进行了定位，确定了抖振噪声效应与听者的相对位置关系。Deng等[18]对某车辆驾驶室内出现的异常噪声进行了识别，确定了轮胎声腔共振对其起主要贡献量，并对轮胎进行了声学处理，改善了车内噪声问题。

上述研究针对汽车整车和各分总成进行了一定的试验，并取得了一定的研究成果，但几乎没有研究者针对重型商用车进行系统的NVH试验并进行相应的振动噪声源定位。重型商用车具有前述所讨论的不同于乘用车的特点，针对具体问题，对其进行试验研究具体深刻的实际意义。本文针对某重型商用车在7挡加速工况下驾驶室内出现的啸叫噪声问题，对动力传动系统进行系统性分析，对样车进行NVH试验并对数据进行后处理，结合理论研究成果，对振动噪声源进行定位，并提出相应的改进措施，为样车的性能改进提供方案与建议，为相似问题的理论与试验分析提供借鉴。

1 样车啸叫问题

1.1 驾驶室啸叫噪声分析

本文所研究样车为某重型商用车，该样车在中低挡位即8挡及以下时驾驶室内会出现一种比较明显的类似口哨声的啸叫噪声，且在卧铺位置更加明显，以7挡发动机转速在1 100～1 700 r/min时最为突出。当挡位超过8挡后，啸叫噪声明显降低。考虑到传动系统实际动力传递路径及啸叫噪声的产生原因，初步推测为变速箱或驱动桥齿轮系统的啮合激励引起。

1.2 样车主要技术参数

针对所研究样车，其牵引车动力总成采用直列六缸柴油发动机，并匹配16挡AMT手自一体变速箱，采用中、后双驱动桥和一段式传动轴形式。样车的详细技术参数如表1所示。

针对样车所搭载的AMT手自一体变速箱，其由主箱和副箱组成，主箱采用多级圆柱齿轮结构，副箱采用行星齿轮结构，共组成16个前进挡和2个倒挡。主、副箱高低挡位变换均采用减速挡和直接挡组合的形式实现，其中主箱采用接合套切换与变速箱前端两组圆柱齿轮副的连接实现；副箱采用接合套锁止外齿圈或联锁外齿圈与行星架的方式实现。变速箱详细挡位布置形式如图1所示，考虑到实际需要，在结构图下方仅给出了7挡(4L挡)和8挡(4H挡)的传力示意图，另外，本文对2个倒挡不做研究。

针对问题挡位，变速箱主箱对应的7挡和8挡圆柱齿轮副齿数分配以及副箱外齿圈、太阳轮和行星轮齿数分配如图2所示，另外，行星轮数量为5。中后驱动桥各采用一对准双曲面锥齿轮，主动轮和从动轮齿数分别为14和38，中桥位置向后桥传递动力的过渡圆柱齿轮副主被动轮齿数均为38。

2 整车道路试验

2.1 试验目的

对样车在整车加载条件下进行道路试验，采集转速及振动噪声数据，分析与定位驾驶室啸叫噪声产生的根源，为所研究车型NVH性能的改善提供参考和依据。加载试验采用牵引车拖拽挂车的方式进行，加挂条件下整车质量为49 t。

2.2 传感器布置

试验设备主要包括LMS SCADAS数据采集前端、日本小野磁电式转速传感器、德国GRAS声学传感器和美国PCB三向加速度传感器，数据采集软件为与前端匹配的LMS Test.lab。所用三种类型传感器的详细布置情况如表2所示；包括型号、灵敏度和精度在内的主要技术参数如表3所示。

表2 各类型传感器布置Tab.2 Arrangement of three types of sensors

表3 传感器主要技术参数Tab.3 Main technical parameters of three types of sensors

数据采集前端及软件如图3(a)所示；图3(b)为发动机飞轮位置布置的转速传感器，其主要用于转速追踪，获取振动噪声测量位置的阶次特征。参考GB/T 18697—2002汽车车内噪声测量方法[19]，如图4所示，在驾驶员耳侧、副驾耳侧和卧铺头枕上方各布置一个声学传感器，另外在变速箱近场布置一个声学传感器以进一步研究变速箱位置噪声向驾驶室的传递。三向加速度传感器的布置如图5所示，布置位置包括变速箱壳体、中后桥壳体和车架上方。此处定义整车坐标系方向为：沿车辆前进方向向后为正X方向，垂直于地面向上为正Z方向，正Y方向根据右手坐标系确定。所用四个三向振动加速度传感器在整车坐标系中的方向及欧拉角如表4所示。

表4 加速度传感器位置及欧拉角Tab.4 The direction and Euler angle of acceleration sensors

2.3 试验工况

道路试验在国内某专业的汽车试验场进行，试验条件满足汽车道路试验方法通则[20]。试验中，采集样车在7挡手动模式下，发动机转速自550 r/min升至2 000 r/min的过程中，各测点处的振动噪声数据。变速箱在7挡工作模式下，其功率流向如图6所示，动力先后经过主箱两对圆柱齿轮副和副箱行星齿轮机构。其中副箱锁止外齿圈，功率从太阳轮输入，行星架输出。

3 试验数据分析与噪声源定位

3.1 驾驶室内噪声

以发动机飞轮转速为参考转速进行追踪，即曲轴和变速箱主箱输入轴的旋转阶次均为1阶。在试验工况下测得的驾驶室内主驾耳侧、副驾耳侧和卧铺头枕位置的噪声结果图7所示，图中阶次成分即表现出典型的啸叫特性。可以看出，除发动机3阶、6阶以及附件旋转轴系的一些激励阶次外，在三张Colormap图中均出现了明显的28阶激励成分。另外，噪声峰值出现时对应的发动机转速与前期主观评价的结果基本一致。

3.2 变速器近场噪声及壳体振动

为进一步分析与定位驾驶室内啸叫噪声的来源，提取变速箱近场噪声和壳体振动的Colormap图，其结果分别如图8和图9所示，其中壳体振动结果仅取最为明显的X方向。可以看出，在整体变化趋势上，噪声结果与驾驶室内的评价结果基本相同，28阶激励最为明显，同时还出现了一定的42阶成分；在噪声量级上，变速箱近场噪声值明显高于驾驶室内部噪声；另外，相比于其他阶次成分，变速箱壳体28阶激励最为突出。

3.3 中后桥壳体及车架振动

进一步提取中后桥及车架上方X方向的振动加速度，结果如图10所示，可以看出，除发动机激励阶次以及28阶和42阶激励外，并未出现其他异常阶次，并且从中桥向后桥的振动明显减弱。

3.4 整体对比分析

提取变速箱近场和驾驶室三个测点的噪声Overall level曲线进行对比分析，结果如图11所示；同时提取变速箱壳体和中后桥及车架上方的振动加速度Overall level曲线进行对比分析，结果如图12所示。

综合图11和图12可以看出，就噪声而言，在变速箱近场噪声向驾驶室内传递的过程中，能量明显减弱；就振动而言，中后桥及车架位置的整体振动水平明显低于变速箱壳体。

对噪声和振动最明显的变速箱近场和壳体进行切片分析，提取3阶、6阶、28阶和42阶切片，结果如图13和图14所示。初步来看，无论对于噪声还是振动，28阶激励贡献量最大，42阶激励的贡献量也大于发动机激励。

进一步对0～2 000 r/min转速范围内的噪声和振动水平进行量化，将其均值以直方图的形式进行呈现，结果如图15和图16所示。

经计算可知，28阶激励对总噪声水平的贡献量为85.17%，对总振动水平的贡献量为35.91%, 其对整体噪声和振动水平的贡献量均大于其余阶次。针对这种高阶次激励，初步推测驾驶室啸叫噪声来源于变速箱齿轮啮合。

3.5 噪声源定位与改善措施

针对本样车搭载的直列六缸发动机，3阶和6阶对应发动机激励阶次。根据图6所示变速箱在7挡下的功率流走向并结合图2中7挡对应的齿轮副齿数分配可知，以发动机曲轴旋转阶次为参考，主箱第一级齿轮副啮合阶次为34阶，通过传动比计算，得主箱两级齿轮机构的传动比为1.21，主箱第二级齿轮副啮合阶次为31.4阶。就副箱行星齿轮系统而言，相比于定轴轮系，行星齿轮不仅需要绕自身轴线自转，还要绕太阳轮公转，振动激励呈现多样化，振动特性较为复杂[21-24]。当固定外齿圈，太阳轮驱动行星轮及行星架转动时，整个机构相当于一减速器，其传动比为：

(1)

式中：zring为外齿圈齿数；zsun为太阳轮齿数；iplanetary为固定外齿圈时行星齿轮机构传动比；f0为太阳轮输入转频；f1为行星架输出转频。

参考图2副箱齿数分配，在式(1)中代入外齿圈和太阳轮齿数，得iplanetary=4.32，于是在7挡工作模式下，变速箱传动比为5.23。行星架的旋转阶次，即中桥和后桥输入轴的旋转阶次为0.19，锥齿轮啮合阶次为2.68阶，中桥至后桥的过渡圆柱齿轮副的啮合阶次为7.30阶。通过上述计算，并对比噪声和振动的试验结果，可以确定驾驶室啸叫噪声不是由变速箱主箱和中后桥齿轮副啮合激励引起。

对于副箱行星齿轮机构，其在啮合过程中会出现多个频率成分，其定义和求解分别为

(2)

(3)

(4)

(5)

(6)

(7)

(8)

式中：n为行星轮个数；zplanet为行星轮齿数；[…]为分式取整；f2为齿圈任一个齿与行星轮的啮合频率；f3为太阳轮任一个齿与行星轮的啮合频率；f4为行星轮任一个齿与太阳轮或外齿圈的啮合频率；f5为单个行星轮与外齿圈的啮合频率；f6为所有行星轮与外齿圈的啮合频率；f7为因齿距误差造成的单个行星轮与外齿圈的啮合频率。

当发动机曲轴转频为1 Hz时，结合式(1)～式(8)，经计算，f1～f7的值分别为0.19 Hz，0.96 Hz，3.19 Hz，0.56 Hz，14.02 Hz，70.08 Hz和13.44 Hz。所以，单个行星轮与齿圈的啮合阶次为14.02阶，整车摸底试验中出现的28阶和42阶对应单个行星轮与外齿圈啮合阶次的2次和3次谐阶次；再者，根据噪声与振动的Colormap可以看出，谐阶次能量明显高于14.02阶能量，这主要是由行星齿轮公转轴线与外齿圈轴线出现偏置造成的[25]。

针对本样车驾驶室出现的啸叫噪声，通过整车道路摸底试验，并经过数据处理和理论分析，可以确定噪声源来自变速箱副箱行星齿轮机构，是由行星轮与外齿圈的啮合引起的。下一步可通过调整行星轮与外齿圈的宏观几何参数，齿面微观修形参数或改变行星轮齿数进行优化；并进一步减小装配误差，调整行星轮和外齿圈轴线，消除轴线偏置造成的不良影响。

4 结 论

(1)本文通过整车加载道路试验获取了样车驾驶室内噪声、变速箱近场噪声，变速箱壳体和中后桥壳体以及车架上方的振动信号。对试验结果进行了分析，各噪声和振动测点的Colormap图和整体结果对比曲线表明，所测位置除发动机激励外，还受到28阶和42阶激励的影响，且在变速箱近场和壳体位置最为突出。在噪声从变速箱近场向驾驶室传递的过程中，能量明显减弱；在中后桥及车架位置的振动水平低于变速箱壳体，且未出现其他异常阶次。

(2)对变速箱主箱参与动力传递的两组啮合齿轮副进行了阶次计算，对中后桥位置的两组锥齿轮副进行了阶次计算，结果表明驾驶室内的啸叫噪声不是这两个位置的齿轮副啮合激励引起的。进一步对变速箱副箱行星齿轮机构进行了转频及阶次计算，结果表明，单个行星轮与外齿圈的啮合阶次为14.02阶，其2次和3次谐阶次分别为28阶和42阶，对应各测点位置噪声和振动最明显的阶次成分，表明驾驶室啸叫噪声是由变速箱副箱行星齿轮机构引起的。针对问题根源，提出了相应的改善措施。

未来的研究工作将针对引起驾驶室啸叫噪声的行星齿轮机构进行优化，探究齿轮副宏观设计参数，齿面微观修形参数以及行星轮个数对所研究问题的影响规律，并进一步验证改进措施的合理性。