LMS Test.Lab 传递路径分析

交通科技与管理39技术与应用0　引言 齿轮敲击一般发生在轻载或空载条件下，由于变速器输入端扭矩波动引起的非承载齿轮啮合冲击所产生，与传动路径上各零件的配合间隙和齿轮的精度有重要关系；齿轮啸叫一般发生在加载条件下，也有少部分发生在滑行条件下，是由承载齿轮啮合过程中的传递误差所决定的[1]。

其特点是具有明显的阶次特征，与齿数等相关。

本文将以某10挡变速器优化其8挡啸叫噪声为例，详细介绍利用LMS b 对噪声时域信号进行阶次分析，确定啸叫噪声最大贡献源，从改变齿轮宏观参数着手优化变速器振动噪声。

1　阶次Order 研究齿轮啮合振动噪声，离不开阶次。

当齿轮处于运转状态时，旋转本身就是一种激励，齿轮会对其产生响应（振动和噪声）。

阶次就是相对于参考轴每转一圈，目标旋转部件啮合振动响应发生的事件次数。

阶次是齿轮系统固有属性的一种描述方式，跟外界的激励无关。

此时引入两种阶次概念，一种是旋转阶次，另一种是啮合阶次[2]。

旋转阶次是针对旋转轴来讲的，而啮合阶次是针对齿轮来讲的。

以某10挡变速器为例，8挡参与动力传递的齿轮/轴结构示意如图1所示，那么对于一款变速器来说，一般将其输入轴（主轴）设置为参考轴，且设定一轴的旋转阶次为1，其它齿轮/轴相关阶次信息如表1所示。

图1　变速器8挡传动结构表1　变速器8挡阶次数据常啮合8挡主轴常啮合齿轮齿数2432中间轴齿轮齿数2827轴旋转阶次10.857齿轮啮合阶次2423.139 从上述数据不难看出，齿轮的啮合阶次是针对主动齿轮来说的，轴的旋转阶次和参与啮合的主/被动齿轮齿数均相关。

2　噪声信号采集和阶次分析 客户反馈变速器处于8挡，发动机转速在1 300 rpm~1 700 rpm 时，从驾驶室里面能听到明显的“呜呜”声，客户初步判断异响来自于变速器。

为了查找准确的异响声源，采用西门子LMS SCADAS XS 便携式数据采集器，对客户反馈的工况进行噪声时域信号采集。

声传感器分别位于驾驶员座椅右耳侧以及变速器壳体侧方。

352021年第05期・驱动轴吸振器是解决驱动轴共振的主要手段。

当驱动轴的固有频率较低时，在发动机常用转速驱动轴会出现共振，造成整车出现轰鸣声，此时需要优化驱动轴固有频率。

优化方法有两种：第一种采用空心轴，优化其固有频率，避开发动机的常用转速；第二种方案在驱动轴上增加吸振器，调整驱动轴的固有频率。

但采用空心轴成本较高，空间限制较多，多数主机厂采用在驱动轴的轴杆上增加吸振器的方案来消除共振，优化整车轰鸣声。

但对于驱动轴模态较高，在发动机常用转速工况下，驱动轴未发生共振的情况下，增加驱动轴吸振器是否可以优化整车轰鸣声的研究较少，无明确的结论。

本文主要针对在驱动轴一阶弯曲模态频率未出现共振时，驱动轴吸振器对整车轰鸣声的影响进行验证研究分析。

整车轰鸣声作为一种频率范围较窄的汽车噪声，多出现在20~200 H z 左右，主要表现为车辆以特定速度行驶或发动机以特定转速运转时，驾驶室内噪声声压级陡然增大，人耳能明显感知压迫感。

严重的轰鸣声不仅大大降低驾乘舒适性，并且影响整车质感。

优化车内轰鸣，是汽车NHV 性能开发重要步骤，可提升整车的品质。

问题分析某款新车型，对其主观评价，发现该车在加速时，发动机转速达到3 500~3 600 r/min ，驾驶室内部出现轰鸣声，严重影响整车品质。

具体评价工况如下：1档全油门加速、3档全油门加速、高速时全油门加速，并对几个工况进行打分评价，评分及评分标准见表1及表2。

评价专家一致认为该车在大油门加速工况，整车噪声较大，尤其发动机在3 500~3 600 r/min 时，噪声有突变，能明显感知到，可能会造成一些敏感客户产生抱怨，需要对该问题进行优化。

NVH 测试为了便于找出振动传递路径及优化方案，对该问题车辆进行全面布点，使用LMS SCADASMobile 便携式数采系统采集振动及噪声数据，并利用LMS b 模块对采集的数据进行分析。

本文主要针对驾驶员右耳处噪声进行对比测试分析，同时为了采集数据的一致性，测试工况选择3档全油门工况（简称“3WOT ”）。

车内低频路噪问题的分析与控制赵伟丰;王文彬;周浩东【摘要】针对某车型低频路噪大问题,建立时域弱耦合传递路径分析模型,进行传递路径贡献量分析,识别出后纵臂为主要传递路径.对车身进行模态测试分析,后侧围部位在问题频率存在呼吸模态.通过优化后纵臂衬套隔振及抑制车身板件振幅,有效降低车内路噪.【期刊名称】《噪声与振动控制》【年(卷),期】2019(039)003【总页数】5页(P142-146)【关键词】声学;路噪;低频噪声;时域传递路径分析;模态分析【作者】赵伟丰;王文彬;周浩东【作者单位】长城汽车股份有限公司技术中心,河北保定 071000;河北省汽车工程技术研究中心,河北保定 071000;长城汽车股份有限公司技术中心,河北保定071000;河北省汽车工程技术研究中心,河北保定 071000;长城汽车股份有限公司技术中心,河北保定 071000;河北省汽车工程技术研究中心,河北保定 071000【正文语种】中文【中图分类】TB533.2随着我国汽车工业的快速发展及其在大众生活中的普及，作为重要品质感的NVH 性能越来越受到消费者和汽车制造厂商的重视，近几年来NVH控制技术在国内汽车厂家得到了较快的发展，车内整体噪声水平有了明显降低[1]。

但随之出现的问题是路噪、风噪更加凸显，尤其是路面激励产生的低频噪声，长时间作用会使人产生疲劳和烦躁，对车内驾乘舒适性有较大影响，路噪问题的分析和控制，成为一个日益重要的课题[2-3]。

本文以一款车型为例，对传递路径和车身响应进行了分析，识别出主要影响因素并进行了优化，最终达到理想的改善效果。

1 问题描述某车型在主观评价时发现，中低车速粗糙路面上行驶时，车内有明显的隆隆声。

通过对不同路面对比评价，发现粗糙路面上该问题较为严重，而在光滑路面上，问题会明显减弱；另外在不同档位分别评价，无论加速或减速，带档滑行与空档滑行，车内的“隆隆”声变化很小。

从以上评价可以总结出，此问题与动力系统相关性较小，主要与路面激励有关，可以初步判定为路噪问题。

基于LMS b Motion的起落架落震仿真分析引言飞机起落架是供飞机起飞、着陆时在地面上滑行和停放用的，它是飞机的主要部件之一，用于传递地面对机身的载荷，其工作性能的好坏及其可靠性直接影响飞机的使用和安全。

近年来，随着计算机技术的发展，虚拟样机技术广泛地应用到动力学系统的仿真分析中来[1]。

飞机起落架仿真技术是集建模、仿真、分析于一体的技术，它具有直观性好，通用性强的特点。

本文在LMS_Motion软件平台上，建立了某型机前、主起落架虚拟样机模型，并进行了落震仿真分析。

1仿真建模针对起落架CATIA模型中未完成的简化修改，在LMS环境下对起落架模型进行进一步处理，将起落架简化为六大部分：机轮、摇臂、支柱（包含支柱转轴）、收放做动杆、缓冲器套筒、缓冲器活塞杆。

模型简化遵循以下原则[2]：1）与运动副和约束无关的局部特征可以被去掉；2）非关键处的倒角和孔可以被去掉；3）与所关注传力路径和运动无关的模型几何特征可以被去掉。

起落架模型简化后，根据飞机起落架系统运动形式和各零件之间关系，定义合适运动副，装配过程中零件之间的约束也同时生成。

某型机前、主起落架简化后的模型分别如图1、图2所示。

图1 某型机前起落架模型图2 某型机主起落架模型2缓冲器性能的定义起落架缓冲性能主要依靠缓冲器来实现，缓冲器对于起落架至关重要，缓冲器的仿真建模也是虚拟样机设计的关键。

本文在支柱和活塞杆上分别选择两点，然后建立传感器坐标系，如图3所示。

通过参数表达式测出这两点的相对运动行程及速度，方向为落震方向。

图3 传感器坐标系的建立缓冲器轴向力S F 可以统一表示为[3]：S L a h f F F F F F =+++ （1）2.1 空气弹簧力某型飞机前、主起落架均采用双气腔缓冲器，其空气弹簧力可表示为：()()()0000(S )1/() (S )1/11/a a La a a La a a a La L L atm LH r L L a LL atm struct LH LH LH H r L L a a LHL H atm a r L L a a P A P S S A S V P A P k S S S S S F A S V P P A P A A A S V ⎡⎤⎢⎥-≤≤⎢⎥-⎣⎦⎡⎤⎢⎥-+-≤≤+⎢⎥=-⎣⎦⎡⎤⎢⎥-+⎢⎥--⎣⎦()000/ (S )Hatm r H H LH H a LH H P S S S V SS ⎧⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎨⎪⎪⎡⎤⎪⎢⎥-⎪⎢⎥⎡⎤--⎪⎣⎦⎣⎦⎪≥+⎩ （2） 式中：0La V —低压气腔初始容积；a L A —低压气腔有效压气面积；L r —低压气腔压缩多变指数；a L P —低压气腔初始压力； 0H a V —高压气腔初始容积；Hr —高压气腔压缩多变指数；H a A —高压气腔有效压气面积；a H P —高压气腔初始压力； LH S —低压气腔结构最大行程； 0H S —高压气腔结构初始行程；()()001H H m a a atm H structK A P P S k +-=(3)由公式（2）可以看出，缓冲器空气弹簧力是随行程变化的一条曲线。

基于LMS b的车内异响诊断作者：方华宫传刚安宏伟刘代强1 前言随着经济的发展，社会的进步，人们对汽车的要求已经不满足于省油、跑得快，而是更注重于其舒适性和安全性。

车内的异常噪声不仅使人心情烦躁、注意力下降，而且还可能预示着故障隐患。

因此，针对某皮卡车在原地或行驶状态下，快速收油门时，车内出现类似哨声的异响，慢速收油门时，也有该异响，但是没有快速收油门时突出这种现象进行了实验分析。

2 实验方案及设置实验采用LMS b系统，分别进行了异响现象的特征实验及分析；振动现象和异响噪声的相关分析；有异响车和无异响车的对标及互换实验等几个方面的测试及分析。

测试工况为加速至3000r/min后缓减速，转速约在3000r/min~1000r/min之间变化。

并在车内驾驶员右耳边安放1个声传感器，称1#声传感器，以进行车内异响的采集。

3 异响车测试及结果分析3.1 异响现象的特征实验及分析图1为1#声传感器瀑布图，由图及声音回放可知，车内异响的频率范围约为550Hz~800Hz之间，图中粉色圆圈。

在该频带内有一与发动机转速不成谐次关系的变频成分，其频率也随着发动机转速的下降而降低，疑为异响成分。

因此对“变频成分”进行阶次跟踪滤波，对比监听550Hz~800Hz滤波前和滤波后的声音信号，可以确定该变频成分即为异响频率成分。

图1 1#声传感器瀑布图3.2 振动现象和异响噪声的相关分析分析可知，发动机上与其转速不成谐次关系的旋转部件有涡轮增压器，因此首先对涡轮增压器进行重点研究。

在发动机舱内增压器中间壳及压气机壳的放气阀支架上安放2个加速度传感器，称为zjk和fqf；正对增压器且距离约100mm处安放1个声传感器，称2#声传感器。

传感器布置如图2所示。

测试结果见图3。

图2 加速度传感器布置图图3 2#声传感器及2个加速度传感器(fqf和zjk)瀑布图4 对标试验分析4.1 无异响车内声音分析及与异响车对比另选取一台车内无异响的同型号皮卡车进行上述实验，对比分析结果如图4。