变速器敲击噪声心理声学评价研究 附变速器啸叫噪声分析与改善

摘要：变速器齿轮敲击噪声具有声压级跳跃和宽频带特征，传递到车内会引起驾乘人员烦恼，进而对汽车的NVH性能造成影响。

而传统A计权声压级不能全面有效地反映敲击噪声特征，导致敲击噪声得不到全面有效的评价。

因此，为了全面地对变速器敲击噪声进行评价，基于心理声学理论，对变速器敲击室内台架试验噪声分别进行主观评价试验与客观心理声学参数计算，然后对主观评价结果与各个心理声学参数结果进行了相关性分析，发现语言干扰级、响度、粗糙度、尖锐度与主观评价结果相关系数都超过了0.9o在此基础上运用多元线性回归方法建立了变速器敲击噪声评价预测模型，并对模型进行了检验与验证，结果显示回归系数高达0.936,且预测误差也在10%以内，可为变速器敲击噪声评价提供参考。

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汽车由多个复杂系统组成，各个系统都会带来NVH问题，且具有其独特的NVH 特征［1］。

变速器作为动力传动系统的主要部件之一，其NVH问题会在很大程度上影响汽车的NVH性能。

其中变速器敲击噪声具有声压级跳跃和宽带特征，当前还缺乏全面有效的指标或模型对其进行评价。

人耳的听觉机制十分复杂,使得敲击噪声评价具有一定难度。

然而基于人耳听觉感知特性的敲击评价方法及模型是敲击噪声控制的基础和前提。

因此，如何建立考虑人听觉特性的敲击噪声评价模型，就成为了敲击噪声控制、优化必须解决的一大关键问题。

Bodden等⑵在针对齿轮箱敲击噪声的评价时，考虑到齿轮箱敲击噪声和发动机的撞击声比较接近，提出了“个性化评价”方法，但是其主要运用于车内噪声评价。

西南交大的高思奇⑶对变速器进行了动力学仿真和整车试验。

对变速器敲击的评价提出了能量波动指标。

廖芳［4］利用噪声相对量辨识方法对变速器敲击噪声进行分析，辨识出整车上齿轮敲击噪声的发生时刻、频率范围和水平。

吴光强等⑸基于变速器整车试验，提出了整车敲击评价模型。

蔡龙生⑹对变速器进行了振动噪声试验，得到了一些齿轮敲击现象的特征，从而能定性的判断出是否发生了齿轮敲击现象。

综上所述，学者们在变速器敲击噪声评价上取得了一定成果。

然而这些评价方法大多都是针对车内的敲击噪声进行评价，目前针对敲击台架噪声评价的研究相对较少。

基于此,运用考虑了人耳听觉感知特性的心理声学理论，本文在借鉴国内外研究的基础上，首先进行了变速器敲击噪声台架试验，采集到了台架试验噪声样本。

运用等级评分法对噪声样本进行主观评价试验。

其次，计算了Al指数、抖动度、随时间响度、粗糙度、尖锐度、SlL-4＞音调度等心理声学客观指标和平均声压级、A计权声压级。

利用相关分析阐述了不同心理声学参数与主观评价结果的关联性。

最后通过多元回归分析，建立了变速器台架试验敲击噪声评价模型。

1敲击噪声主、客观评价
1.1噪声样本
本次试验在半消声室内进行，试验台架为AVL公司开发的高动态特性台架,由一个驱动电机、两个加载电机构成，其中，驱动电机布置于半消声室内部，由隔音罩包围。

整个台架动态性能良好，可以实现输入转速波动，并且波动量大小连续可调。

台架构造如图1所示。

图1台架结构示意图试验对象为在整车试验中出现了敲击现象的某型变速器，该变速器搭载四缸发动机，因此在台架上模拟其2阶输出波动激励。

采用LMS数据采集系统对变速器近场噪声进行实时采集,3个G.R.A.S麦克风分别布置于距变速器包络面10Cm处的变速器上方、前方、后方。

试验工况为各档位下，输入转速分别在600r/min、800ι7min、IoOOr∕min、1200r∕min基础上连续动态波动。

其中挂三挡、输入转速600r/min、转速波动60秒内从0r/min波动到±80r/min工况采集到的变速器近场噪声colormap图如图2所示。

图2变速器近场噪声CoIOrmaP图主观听音发现在23秒
左右可以明显感受到敲击噪声。

将得到的敲击噪声明显、其他杂音相对较小的声音文件进行截断处理，得到了敲击程度不同的22组噪声样本，每个样本长度为5秒，用于后续主观评价试验和心理声学参数计算。

1.2主观评价试验
主观评价是以人为主体，通过问卷调查或评审团评议的形式，并运用试验心理学来研究噪声问题的一种评价方式。

国际上常用的方法有成对比较法、语义细分法、排序法、等级评分法等［7］。

本次主观评价试验流程图如图3所示。

图3主观评价流程图成对比较法简单易行，且评价是相对的，评价过程中成对的播放声音样本供听音主体做出主观评价，特别适用于声音之间有微小差异的情况，但其数据量是随着样本数据量的平方增长的。

语义细分法是一种多元尺度评价方法，主要是根据评价主体运用意义相反的形容词对声音样本进行登记描述，可以对多个评价指标或多个尺度进行综合评价。

排序法常用于快速、简单的主观评价中，但只能得出各个样本之间的相对好坏，无法对样本的好坏进行量化［8］。

等级评分法是将声音的某个特性划分为不同的若干个等级，然后将各个等级以不同的分数形式表现出来，以分数的形式将抽象的印象概念具体化，最后将得到的分数值汇总，计算其算术平均值，将其视为该样本的声品质的品质等级。

这个方法相对而言比较容易操作，对于评价者而言也相对轻松，但这也要求在听音试验进行之前对评价者进行培训，了解评分的细则，进行一定程度的听音训练［9］。

另外，等级评分法需要对评价结果进行有效性处理。

通过对几种主观评价方法的比较，综合本次试验的实际情况，选择等级评分法对此次试验获得的噪声样本进行主观评价，等级划分采用常用的车辆噪声评价的10等级评价尺度。

研究表明50人组成的评审团和20人组成的评审团评价结果得分均值与标准差几乎相同［10-11］。

因此20名评价者的评价结果就可以满足统计学要求。

本次主观评价试验选择26名评价主体，其中女生7名，男生19名，评价人员包含了NVH工程师、在读研究生，他们都身体健康、听力正常。

在主观评价试验之前，对每个评价者进行噪声样本说明与训练，主要为了让评价者熟悉噪声样本与评分标准。

主观评价打分表如表1所示。

一般来说，如果样本数小于等于30,则利用斯皮尔曼等级相关统计表对数据进行分析［12］。

因此利用斯皮尔曼等级相关系数对主观评价结果进行检验，计算每个评价者的评价结果与其他评价者相关系数的算术平均值，计算结果如表2所示。

由于1、3、15、20、22号评价者与其他评价者的平均相关系数低于0.7,故去除这些结果［13］,对于剩下的主观评价结果，计算去除一个最高分和一个最低分剩下结果的算术平均值，作为最后的主观评价结果。

斯皮尔曼等级相关系数的表达式为表1敲击噪声主观评价打分表其中：Ri是第i个X值得秩，Si是第i个Y值得秩,、分别是Ri、Si的平均值。

1.3客观评价试验
主观评价可以直接反映评价主体对声音样本的感受，但是评价主体又容易受到外部环境干扰，而且个体之间也存在差异。

因此，利用客观心理参数建立变速器敲击噪声评价模型可以很好的避免上述问题，还可以对其进行数值化的评估。

常见的心理声学参数有响度、粗糙度、尖锐度、语音清晰度（Al指数）和音调度等。

本文选择选择HeadArtemiS9计算语音清晰度、波动度、粗糙度、尖锐度、音调度、平均声压级、SlL-4、平均A计权声压等客观心理声学参数。

通过前面的主观评价和客观评价，得出了22个声音样本的主观得分和客观参数计算结果，最后结果如表3。

2敲击噪声评价模型
组织评价者进行主观听音试验可以对各种噪声进行直接评判，直观反映了人们对于某种噪声的感受，然而主观评价试验费时费力，而且由于每个人个体之间的文化、经历等各方面的差异，使得主观评价结果存在很大的差异［14］。

因此，为了更好地研究变
速器敲击噪声，有必要分析主观评价结果和客观评价之间的相互关系，希望能找到和主观评价相关性高的一个指标或者多个指标的组合模型。

表2主观评价结果平均相关系数表3客观心理声学参数评价结果相关分析是根据实际观测数据，对两个或两个以上的变量之间的关系密切程度进行分析的一种统计方法。

而回归分析是确定具有相关关系变量的表达式并进行统计推断的一种统计方法。

他们都是研究和处理变量之间关系的数理统计方法。

回归分析是建立在相关分析基础之上，对其进行补充，研究变量之间的数学关系式，并进行预测；相关分析是回归分析的前提，对于相关性低的变量进行回归分析是没有意义的I15］o因此，为了建立变速器敲击噪声评价模型，本文运用相关分析和回归分析对主观评价结果和心理声学参数的相互关系进行研究。

2.1相关分析
（1）声压级与A计权声级齿轮敲击现象发生后，啮合非承载齿轮之间来回撞击，辐射的噪声使变速器近场声压值升高，敲击噪声具有声压级跳跃现象，有必要研究计权与非计权声压级与主观评价结果的关系。

声压级与计权声压级同主观评价结果的关联情况如图3和图4所示，经过计算，其相关系数分别为-0.927、-0.850o（2）AI指数与
S1L-4AI即是语言清晰度［9］,是一个百分比参数，主要是对于语言可辨别程度的描述。

语言干扰级定义为中心频率600HZ〜4800HZ的6个频段声压级的算术平均值U引。

语音清晰度指数与语言干扰级同主观评价结果的关联情况如图5和图6所示，其相关系数分别为0.872、-0.902o图3声压级与主观评价结果相关性图图4A计权声级与主观评价结果相关性图5Al指数与主观评价结果相关性图图6SIL-4与主观评价结果相关性（3）响度与粗糙度响度与粗糙度同主观评价结果的关联情况如图7一图8所示，它们与主观评价结果的相关系数分别为-0.946、-0.906o图7响度与主观评价结果相关性图（4）波动度、尖锐度与音调度图8粗糙度与主观评价结果相关性图波动度、尖锐度、音调度同主观评价结果的关联情况如图9—图11所示，它们与主观评价结果相关系数分别为-0.117、0.767、-0.955。

图9波动度与主观评价结果相关性图图10尖锐度与主观评价结果相关性图11音调度与主观评价结果相关性图。

2.2回归分析
相关分析结果显示声压级、语言干扰级、响度、粗糙度、尖锐度与主观评价结果相关系数都超过了0.9,因此对这些参数与主观评价结果进行多元回归分析。

将1—19号声音样本作为模型的输入，20—22号样本用于对模型进行检验，以上述心理声学参数为输入变量，主观评价结果为输出变量，利用步进方式进行多元线性回归计算，在计算过程中，如果F检验的P值大于0.05将会被自动消除。

计算结果输入如表4所示。

通过表4可以看出，音调度、尖锐度、声压级、语言干扰级的显著水平都大于0.05,表明其概率较小，最终都未能进入模型，所以，根据表格可以得出主观和客观多元线性回归模型为其中：SR为变速器敲击噪声评价模型，N为响度；R为粗糙度。

公式（2）即为通过变速器敲击台架试验采集到的噪声计算出来的评价模型，根据表4可以看出，模型的相关系数达到了0.967,调整后的线性回归系数也达到了0.936,模型中参数置信概率也都低于0.05,符合多元回归检验标准。

模型的回归标准化残差图如图12所示。

图12主观评价的标准化残差图表4多元回归结果可以看出并无离群值，符合回归模型的基本假设，最后利用计算值与实际评价值对模型的进行检验，检验结果如表5所示。

表5基于多元线性回归声品质预测预测误差都在10%以内。

所以，多元线性回归模型(公式2)可以作为变速器敲击台架试验噪声评价参考模型。

3结语
通过对某型具有敲击噪声的变速器进行敲击台架试验，得到不同程度的敲击噪声样本，对其进行主观评价与客观心理声学参数计算，并通过平均相关系数对主观评价结果
进行检验，去掉了几组相关系数差的数据，然后对主、客观评价结果进行相关性分析，得到了如下结论：相关分析可以看出，对于变速器敲击台架噪声，声压级、语言干扰级、响度、粗糙度、尖锐度与主观评价结果相关性都超过了0.9,其中尖锐度与主观评价结果的关联度达到了0.955o运用多元线性回归分析，建立了变速器台架试验敲击噪声评价模型，并对模型进行了显著性检验和标准化残差分析，为变速器敲击噪声评价提供了参考。

变速器啸叫噪声分析与改善
变速器啸叫由振动源和振动传递路径综合作用产生。

传递动力的啮合齿轮为主要振动源，啮合齿轮受到静传动误差的激励产生振动，振动经过轴、轴承传递到壳体后，由壳体振动辐射传出。

变速器啸叫噪声反映了变速器的设计水平及品质高低，影响消费者对整车噪声声音品质的认可度，因此，变速器啸叫噪声受到各变速器生产企业和整车厂的重视。

变速器的啸叫噪声可以通过优化齿轮宏观和微观参数、优化悬置传递路径进行改善。

本文从齿轮静传动误差、齿轮宏观参数以及壳体动力学特性三个方面分析某变速器在下线检测台架检出显著的啸叫问题。

通过仿真验证齿轮宏观参数和壳体的改善对啸叫噪声的影响，但考虑到变速器结构和齿轮宏观参数已定型，最终从降低振动源激励着手，通过设计齿向倾斜偏差和鼓形量，降低了变速器总体噪声3dB(A).
1啸叫现象分析
1.1噪声测试分析
在下线检测台架上，按照图1布置变速器振动噪声测试。

在变速器后壳输入轴处、输出1轴轴承座处、后壳主减速器轴承座处各布置1个三向加速度传感器,在变速器的左方、右方和上方距壳体160mm的近场处各布置1个麦克风。

结果显示，变速器二挡(2200r∕min)反拖，扭矩为46Nm时的噪声频谱分析结果如图2所示。

根据噪声测量结果，696.7Hz频率处存在单频啸叫噪声，声压级分析为90.14dB(A),全频域的总声压级为92.59dB(A),说明啸叫噪声非常显著。

二挡齿轮啮合频率为696.7Hz,与啸叫噪声的频率吻合，验证了啸叫产生的主要原因是二挡齿轮。

1.2齿轮磨痕分析
挑选一台变速器，在二挡(2200r∕min)反拖，46Nm的工况下跑合20min,拆机后观察主动轮及从动轮反拖齿面的磨痕，如图3所示。

从动轮的磨痕明显靠近齿面右端，说明齿轮存在局部接触；其齿根处有明显的啮合痕迹，并且几乎为一条直线，初步判断是与主动轮齿顶啮合的刮痕，属于啮入冲击。

初步判定齿轮存在啮合偏载和齿顶啮入啮出冲击。

1.3齿轮精度计量
通过计量检测主、从动轮精度可知，主动轮的平均齿廓倾斜偏差为1.9μm,一致性很差，最大值与最小值之差为28.3μm;平均齿向倾斜偏差为-0.4μm,一致性很差，最大值与最小值之差为21μm;从动轮的平均齿廓倾斜偏差为4.1μm,一致性较好，最大值与最小值之差为3μm;平均齿向倾斜偏差为12.9μm,一致性较差，最大值与最小值之差为25μm.相对齿廓倾斜偏差为1.9-4.1=-2.2μm,相对齿向倾斜偏差为-0.4-12.9=-13.3μm0主动轮齿距累计偏差为82.4μm,从动轮为18.6μm0因此，初步判断引起啸叫的精度原因为齿距累计偏差太大，主动轮齿顶修缘量不足，齿廓、齿向倾斜偏差一致性较差。

另外，由图4主动轮齿向计量曲线可知，靠近主动轮右端存在局部凸起，导致从动轮右端相应位置的明显磨痕。

2啸叫噪声影响因素分析
2.1齿向倾斜偏差影响分析
采用MASTA软件，仿真分析齿向倾斜偏差对承载齿轮静传动误差的影响，计算具有不同齿向倾斜偏差的齿轮在负载情况下的静态传动误差，并提取静态传动误差的齿轮啮合频率第一阶谐波分量幅值，如图5所示。

如图5所示，相对齿向倾斜偏差为3.9μm,13.9μπκ23.9μm时，，齿轮静态传动误差波动幅值分别为1.02pm、1.27μnκ1.92μm,且其对应的齿轮啮合频率谐波幅值分别为0.53pm、0.54μm.0.72μm0说明相对齿向倾斜偏差对静传动误差影响明显，合适的齿向倾斜偏差有利于降低激励源幅值。

2.2齿轮宏观参数影响
采用仿真方法研究齿轮螺旋角和压力角对啸叫噪声的影响，具体的仿真过程简述如下：
在考虑壳体动力学特性的前提下，采用MASTA软件仿真计算轴承座动态支反力，并将支反力导入ANSYS计算壳体动力学谐响应,最后导入B计算辐射壳体噪声。

不同压力角、螺旋角变化对啸叫噪声的影响如表1和表2所示。

当斜齿轮的重合度为整数时，齿轮啮合刚度变化比较平稳，齿轮振动受刚度激励较小。

在此分析了重合度为3时，两种螺旋角和压力角的组合方式对啸叫噪声的影响。

结果表明，螺旋角为31。

，压力角为16.5。

时,噪声值为75.2dB（A）;螺旋角为30。

，压力角为14.5。

时,噪声值为73.3dB（A）.
综合以上的仿真计算结果可知，（1）压力角为20。

时，变速器辐射的最大噪声随着螺旋角的增大而增大（重合度也逐渐增大）；（2）螺旋角为29。

时，变速器辐射的最大噪声随着压力角的减小逐渐减小（重合度逐渐增大）；（3）当重合度越接近整数3时，选择较小的压力角能有效地降低啸叫噪声。

2.3壳体动力学特性的影响
仿真计算得到变速器壳体的约束模态固有频率为697Hz,与发生啸叫的固有频率十分接近。

通过提高结构固有频率，可以降低啸叫噪声。

通过计算壳体模态的应变能，应变能集中的地方即为壳体刚度薄弱之处。

通过在这些地方加厚壳体，或者添加加强筋，可提高壳体刚度及相应阶次的固有频率，达到降低振动和啸叫的目的。

改善后的壳体固有频率提升为730Hz。

转速为2200r∕min,扭矩为46Nm,反拖时，取壳体的相对阻尼系数为0.01,原始壳体在挡位齿轮啮合频率处的噪声值为78.8dB(A)；而改进之后的壳体由于固有频率变化且阻尼系数较小，导致在相同工况下的噪声值急剧降为66.3dB(A)o
壳体结构改进之后的噪声结果变化趋势，说明这种改进对于降低特定转速的啸叫噪声有一定的效果。

3啸叫改善措施及效果
因为变速器壳体和齿轮宏观参数已定型，所以实际降噪时，选择从优化设计齿轮微观参数入手改善齿轮啸叫噪声，主要优化齿向倾斜偏差匹配值与齿向鼓形量。

3.1优化齿向倾斜偏差及鼓形量
采用MASTA软件，计算得到齿轮承载变形导致的啮合交错量为7μm o优化设计主动轮和从动轮的齿向倾斜偏差，以抵消齿轮交错量，即
式中，为主、从动轮的齿向倾斜偏差；△为承载变形导致的交错量。

为了保证承载下轮齿的实际接触宽度等于轮齿宽度，根据式(2)设计轮齿的最大鼓形量。

式中，为鼓形量；为轮齿宽度；为单位宽度的轮齿啮合刚度；为啮合力，计算得到最大鼓形量为9μm0
根据主、从动轮齿廓倾斜偏差相近、齿向倾斜偏差尽量抵消承载交错量，以及保证较好的一致性误差的原则，控制齿轮加工质量。

新加工的主、从动轮的计量示意结果如图6所示。

主、从动轮的齿廓倾斜偏差分别为3.1μm和5.1μm;主、从动轮的齿向倾斜偏差分别为15.9μm和23.5μm,齿向凸度分别为4μm;主、从动轮的齿距累计误差分别为13μm和21.4μm0
3.2改善效果
改进后的齿轮按要求跑合之后的磨痕如图7所示。

由磨痕可见，选配齿轮沿齿向接触良好，基本位于齿宽中部，避免了端面或者局部接触。

主动轮的齿顶和从动轮的齿根处仍然有轻微磨痕，但不严重。

测试5台原始方案变速器，在下线检测台测试2200r/min、46Nm工况下的5组噪声结果。

挑选5套改进方案齿轮，依次替换变速器的原始齿轮，测得改善噪声结果如表3所示。

改进方案齿轮的变速器总噪声值比原齿轮的总噪声小3dB(A)以上，说明齿轮微观修形参数设计合理，可以有效地降低齿轮啸叫噪声。

4结论
以消除齿轮局部接触及减小啮入啮出冲击为目的，通过控制齿轮微观参数包括齿向倾斜偏差、鼓形量、齿廓倾斜偏差、齿顶修缘量以及一致性等偏差，可以有效地降低啸叫噪声3dB(A)以上。

不同的压力角和螺旋角的组合方式可以改变啸叫噪声值。

仿真结果表明，当重合度接近整数3时，选择较小的压力角能获得更低的啸叫噪声。

改善壳体结构能改变结构动力学特性，使变速器固有频率避开某些设计工况下的激励频率，进而降低啸叫噪声。