CN111209655B - 一种计算与评价车内变速器啸叫声的方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种计算与评价车内变速器啸叫声的方法，主要包括将台架状态下由齿轮啮合引起的壳体振动位移转化为整车状态下振动位移；根据整车状态下的振动位移，计算出变速器总成辐射噪声声压级，将结构路径啸叫声压级与空气路径啸叫声压级合成得到整车车内啸叫声压级；根据两者差值，定量评价车内啸叫噪声水平，得到该啸叫阶次的客观评分。本发明节省了变速器目标值制定过程中的半消声室辐射噪声测量的数量。为变速器产品开发降低了开发成本，简易化了啸叫激励目标值制定的流程，统一了变速器级别的齿轮啸叫振动位移激励与车内啸叫声响应大小之间的关系，并对人耳不敏感的低频率段进行修正。

Description

一种计算与评价车内变速器啸叫声的方法

技术领域

本发明涉及变速器振动噪声分析技术领域，特别是涉及一种计算与评价车内变速器啸叫声的方法。

背景技术

随着汽车技术的高速发展，消费者对汽车的关注从早期的动力和油耗，逐渐转化为NVH(Noise，Vibration and Harshness)与驾驶性能。早期由于整车及发动机等背景噪声非常大，会较大程度掩盖掉变速器噪声，而当前随着技术发展，整车和发动机的噪声有很大程度的降低，使得变速器噪声问题暴露出来，而变速器啸叫声是一种非常常见也较难以解决的变速器噪声，表现为随着发动机转速升高噪声频率逐渐增大的阶次噪声。

车内变速器啸叫声是变速器齿轮副的啮合振动传递到动力总成壳体，引起动力总成壳体的振动与辐射噪声。这是车内啸叫声的激励源。壳体的振动经过动力总成悬置隔振系统，底盘，最后传递到车身，引起车身板件的振动，辐射出噪声，称为结构路径噪声。同时，动力总成壳体的辐射噪声通过车身前围(隔声、吸声)传递到车内驾驶员处，称为空气路径噪声。车内的变速器啸叫声是结构传递和空气传递噪声的总和。因此车内的变速器啸叫声是啸叫激励源与传递路径综合之后的结果。

变速器出厂时，出于制造生产质量的管控，需要把制造的每一台变速器总成通过下线检测台架(EOL)来识别所有变速器的振动和辐射噪声水平是否处于合格范围之内。变速器总成壳体的辐射噪声测试需要在半消声室环境下进行，测试成本高，周期长，无法满足大批大量生产的低成本，高效率的要求。装配线的环境嘈杂，背景噪声大，也不适合对壳体辐射噪声进行评价。基于以上因素，目前的做法是在EOL台架上只测试变速器总成的壳体振动激励，以此来评估变速器啸叫声激励大小。该方法无法评估变速器总成辐射噪声的大小。同时，测试台架的振动与噪声激励与整车上的振动与噪声激励存在差异。

目前国内外主机厂比较通用的做法是通过规定整车上的变速器壳体振动，控制齿轮啸叫声的激励，同时规定车内啸叫声声压级大小来控制车内啸叫声水平。无法建立变速器本体的啮合振动噪声激励与车内啸叫声的关系。

人耳能够在寂静的环境中分辨出轻微的声音，但是在嘈杂的环境里，这些轻微的声音就会被杂音所淹没。这种由于第一个声音的存在而使得第二个声音听阈提高的现象就称为掩蔽效应。第一个声音称为掩蔽声，第二个声音称为被掩蔽声，第二个声音听阈提高的数量称为掩蔽效应。纯音的掩蔽基本符合以下几个规律：低音容易掩蔽高音，高音较难掩蔽低音；频率相近的纯音容易互相掩蔽；提高掩蔽声的声压级时，掩蔽阈会提高，而且被掩蔽的频率范围会扩展。

在中国专利文献CN 106840378 A公开了一种“汽车啸叫噪声的评价方法及系统”，其技术方案是首先确认啸叫噪声的阶次，再采用掩蔽效应理论，对啸叫噪声进行噪声切片处理，将阶次的第一范围作为被掩蔽噪声，将阶次的第二范围作为掩蔽噪声，分别得到第一宽带数据和第二宽带数据，然后根据第一宽带数据和第二宽带数据确定啸叫噪声的噪声水平值，从而得出客观的评分数据。其中，本申请车内啸叫噪声的评价方法在其基础上结合人耳对低频噪声不敏感的特性，在低频部分进行了修正。

发明内容

本发明为了解决现有技术的上述不足，提出了一种计算与评价车内变速器啸叫声的方法。

针本发明针对当前技术存在的不足，建立变速器本体的啮合振动噪声激励与车内啸叫声的关系，提出一种计算与评价车内变速器啸叫声的方法。该方法有如下部分组成，将变速器台架测试得到的齿轮啮合振动激励通过台架与整车的回归模型转化为整车状态下齿轮啮合振动激励；将变速器齿轮啮合振动激励通过振动与辐射声压级的回归关系模型，计算出变速器总成辐射噪声声压级；以上述步骤计算得到的整车齿轮啮合振动激励与动力总成壳体辐射声压级作为整车变速器啸叫激励，分别与整车结构路径传递函数及空气路径传递函数相乘，得到由结构路径引起的车内啸叫声压级与由空气路径引起的车内啸叫声压级，将由结构路径引起的车内啸叫声压级与由空气路径引起的车内啸叫声压级进行合成，最终得到整车车内啸叫声压级；根据纯音的掩盖效应算法，计算出需要评价的啸叫噪声阶次掩盖背景噪声，在其基础上，考虑人耳对不同频率的敏感程度不一，对此掩盖背景噪声进行修正，得到修正后的啸叫阶次掩盖背景噪声，将整车车内啸叫声压级与修正后的啸叫阶次掩盖背景噪声声压级进行比较，根据两者差值，定量评价车内啸叫噪声水平，得到该啸叫阶次的客观评分。本发明旨在统一变速器级别的齿轮啸叫振动位移激励与车内啸叫声压响应之间的定量关系，能够提前预测同一车型更换不同动力总成或者同一动力总成搭载不同车型的车内啸叫声水平。

本发明采用以下技术方案：一种计算与评价车内变速器啸叫声的方法，其特征在于，包括如下步骤：

步骤1:将变速器安装在NVH测试台架上，测试由齿轮啮合引起的变速器壳体振动位移X_rig(单位:μm)，通过台架与整车振动位移回归关系模型，将台架状态下由齿轮啮合引起的壳体振动位移X_rig(单位:μm)转化为整车状态下振动位移X_veh(单位:μm)；

步骤2:从步骤1中得到的整车状态下齿轮啮合引起的振动位移X_veh(单位:μm)，通过变速器壳体振动位移与变速器总成辐射噪声声压级之间的回归关系模型，计算出变速器总成辐射噪声声压级dB_veh(单位:2×10^-5Pa)；

步骤3:从步骤2中得到的整车状态下齿轮啮合引起的振动位移X_veh(单位:μm)及变速器总成辐射噪声声压级dB_veh(单位:2×10^-5Pa)，分别与整车结构路径传递函数及空气路径传递函数相乘，得到由结构路径引起的车内啸叫声压级dB_SBN(单位:2×10^-5Pa)与由空气路径引起的车内啸叫声压级dB_ABN(单位:2×10^-5Pa)，将结构路径啸叫声压级与空气路径啸叫声压级合成得到整车车内啸叫声压级dB_ALL(单位:2×10^-5Pa)；

步骤4：根据纯音的掩盖效应算法，计算出需要评价的啸叫噪声阶次掩盖背景噪声，在其基础上，考虑人耳对不同频率的敏感程度不一，对此掩盖背景噪声进行修正，得到修正后的啸叫阶次掩盖背景噪声，将整车车内啸叫声压级与修正后的啸叫阶次掩盖背景噪声声压级进行比较，根据两者差值，定量评价车内啸叫噪声水平，得到该啸叫阶次的客观评分。

进一步地，在所述步骤1中将台架状态下由齿轮啮合引起的壳体振动位移转化为整车状态下振动位移的过程中，台架上变速器壳体振动位移与整车上变速器壳体振动位移的回归关系模型通过如下公式进行定义：

X_veh＝K*X_rig+D

其中,K为统计回归模型的斜率，D为统计回归模型的常数值；获取该回归模型时，需要把同一台变速器分别放在台架和整车上进行测试。

进一步地，所述步骤1中，整车状态下的变速器壳体振动位移，通过壳体振动位移与辐射声压级之间的关系，而得到变速器总成辐射声压级的回归关系模型通过如下公式进行定义：

其中，A为统计回归模型的斜率，B为统计回归模型的幂指数常数，C为统计回归模型的常数值。

进一步地，所述整车状态下齿轮啮合引起的振动位移X_veh(单位:μm)及变速器总成辐射噪声声压级dB_veh(单位:2×10^-5Pa)，分别与整车结构路径传递函数及空气路径传递函数相乘；在这里，整车车内啸叫声是由结构路径引起的啸叫声与由空气路径引起的啸叫声合成得到；结构路径可以分解为动力总成悬置路径、底盘悬架路径、除动力总成悬置和底盘件路径外的变速器与整车连接的路径；而这三种结构路径的传递函数均是由以下三类子函数串联相乘得到；其中动力总成悬置的三类子函数分别为：第一类子函数为悬置隔振率Hf₁(i),用来表示整车动力总成主动端到被动端的振动衰减特性；第二类子函数为悬置被动端安装点的动阻抗Z₁(i)(单位:m/(s^-2.N)，用来评价悬置车身安装点的局部动刚度；第三类子函数为悬置被动端安装点处的车身灵敏度ATF₁(i)(单位:Pa/N)，用来评价车内噪声对悬置被动侧安装点振动激励的敏感程度；而底盘悬架路径的三类子函数分别为：第一类子函数为底盘件隔振率Hf₂(i),用来表示底盘件主动端到被动端的振动衰减特性；第二类子函数为底盘件安装点的动阻抗Z₂(i)(单位:m/(s^-2.N)，用来评价底盘件安装点的局部动刚度；第三类子函数为底盘件安装点处的车身灵敏度ATF₂(i)(单位:Pa/N)，用来评价车内噪声对底盘件车身安装点振动激励的敏感程度，其中i表示频率(单位:Hz)；除动力总成悬置和底盘件路径外的变速器与整车连接的路径，根据结构特点确定除动力总成悬置和底盘件路径外的变速器与整车连接的路径的第一类子函数、第二类子函数和第三类子函数；所述空气传递路径中，将动力总成机舱的6个包络面(前面、后面、左面、右面、顶面、底面)作为变速器总成声辐射的6个激励面，整车空气路径传递函数为整车各包络面的隔声率NR(单位:dB)；所述由结构路径引起的车内啸叫声压级由如下公式进行定义：

dB_SBN＝X_veh*Hf_k(i)*Z_k(i)*ATF_k(i)其中k＝1,2,3分别表示悬置路径、悬架底盘件路径、除动力总成悬置和底盘件路径外的变速器与整车连接的路径；

所述由空气路径引起的车内啸叫声压级由如下公式定义：

dB_ABN＝dB_veh-NR

所述结构路径引起的车内啸叫声压级与空气路径引起的车内啸叫声压级需要根据人耳的听觉特性，进行A计权，即与所述整车车内啸叫声压级为A计权后空气路径引起的车内啸叫声压级dBA_ABN与A计权后结构路径引起的车内啸叫声压级dBA_SBN合成得到，由如下公式定义：

进一步地，所述步骤4需要定量计算出修正后的不同阶次啸叫噪声的掩盖背景噪声LARe(单位:dB),通过将上述步骤计算得到的车内啸叫声压级dB_ALL(单位:2×10^-5Pa)与该阶次啸叫噪声的掩盖背景噪声LARe(单位:dB)进行比较，从而得出对车内所述阶次啸叫的客观评分VMR，其判定规则如下：

当3≥LARe-dB_ALL>1.5时，客观评分VMR＝8.0；

当1.5≥LARe-dB_ALL>0时，客观评分VMR＝7.5；

当LARe-dB_ALL＝0时，客观评分VMR＝7.0；

当0≥LARe-dB_ALL>-1.5时，客观评分VMR＝6.5；

当-1.5≥LARe-dB_ALL>-3时，客观评分VMR＝6.0；

当-3≥LARe-dB_ALL>-4.5时，客观评分VMR＝5.5；

当-4.5≥LARe-dB_ALL>-6时，客观评分VMR＝5.0；

当-6≥LARe-dB_ALL>-7.5时，客观评分VMR＝4.5；

当-7.5≥LARe-dB_ALL>-9时，客观评分VMR＝4.0；

当-9≥LARe-dB_ALL>-10.5时，客观评分VMR＝3.5；

当-10.5≥LARe-dB_ALL时，客观评分VMR＝3.0。

进一步地，在本发明中，是根据纯音的掩蔽效应算法计算出若干整数阶次啸叫噪声的掩盖背景噪声，如10阶、20阶、30阶…，找到以这些阶次啸叫噪声的掩蔽背景噪声与该阶次啸叫声(被掩蔽声)的差值为0的位置，即客观评分VMR＝7.0。以此阶次啸叫噪声的掩蔽背景噪声值为统计数据，计算在不同油门开度及档位下，此阶次啸叫噪声的掩蔽背景噪声值随转速、阶次变化的掩盖背景噪声回归模型：

LA＝b*n+c*z+d

其中，n为调查的转速，z为被分析的阶次，b,c,d为随着不同油门开度及档位变化的回归模型系数。

进一步地，在本发明中，纯音掩蔽效应算法是基于中国专利文献CN 106840378A公开了一种“汽车啸叫噪声的评价方法及系统”，其中计算若干整数阶次啸叫噪声的掩盖背景噪声方式基于该专利方法，但在其基础上结合人耳对低频噪声不敏感的特性，在低频部分进行了修正，得到修正后的阶次啸叫噪声的掩盖背景噪声LA(单位:dB)，修正公式如下：

当f<1000Hz

LARe＝LA当f>1000Hz

本发明的优点是：

一、利用变速器壳体的啮合阶次振动位移水平预测出总成的辐射噪声声压级。节省了变速器目标值制定过程中的半消声室辐射噪声测量的数量。为变速器产品开发降低了开发成本，简易化了啸叫激励目标值制定的流程。

二、本方法统一了变速器级别的齿轮啸叫振动位移激励与车内啸叫声响应大小之间的关系，并且提前预测同一车型更换不同动力总成或者同一动力总成匹配不同车型的车内啸叫声水平。

三、啸叫声评价方法中同时考虑了声音掩蔽效应与人耳对不同频率段敏感特性，依据纯音的掩蔽效应算法及若干整数阶次啸叫声的掩蔽背景噪声的计算，得到不同油门开度下随转速、阶次变化的阶次啸叫噪声的掩盖背景噪声的回归模型，对人耳不敏感的低频率段进行修正。

附图说明

图1是本发明方法的计算流程图；

图2是本发明实施例的台架振动位移随转速变化的曲线；

图3是本发明实施例的整车振动位移与台架振动位移回归关系模型；

图4是本发明实施例的由台架振动位移转化过来的整车振动位移曲线；

图5是本发明实施例的壳体振动位移与壳体辐射声压级间的回归关系模型；

图6是本发明实施例的壳体各包络面的辐射声压级；

图7是本发明实施例的结构路径中左悬置X向的隔振率函数曲线；

图8是本发明实施例的结构路径中左悬置X向被动端安装点动阻抗曲线；

图9是本发明实施例的结构路径中左悬置X向被动端安装点车身灵敏度曲线；

图10是本发明实施例的最终计算得到的整车车内啸叫声压级及VMR评价曲线；

图11是本发明实施例的主观评分VER与客观评分VMR的相关性回归模型。

具体实施方式

下面结合附图和实施例对发明进行详细的说明。

如图1至5所示，本发明提出的现结合附图对本发明作进一步说明：

以下以某6MT匹配某1.5T乘用车的5档全油门加速(WOT)工况的主减18.28阶为例详细说明本发明具体实施方式：

第一步：台架激励数据采集。在带有半消声室的变速器台架上安装好需要测试分析的变速器，在变速器的6个包络面指定位置分别布置三向振动加速度计及麦克风，设定台架输入轴转速范围，覆盖需要调查分析的整车发动机转速范围，设定台架转速上升速率等基本信号，利用数据采集器连接对应的传感器，记录不同扭矩，档位的NVH测试数据。图2为该车型5档全油门(扭矩为250N.m)工况下，三个方向的振动位移随转速变化的曲线。

第二步：将台架振动激励数据转化为整车振动激励数据。对于某一平台的变速器需要进行统计以得到台架振动激励与整车振动激励的数学回归模型，该数学回归模型由如下公式定义：

X_veh＝K*X_rig+D

其中K＝0.951,D＝0.0439,X_rig(单位:μm)为台架上齿轮啮合振动位移，X_veh(单位:μm)为整车上齿轮啮合振动位移。获取该回归模型时，需要把同一台变速器分别放在台架和整车上进行测试。

同时可以得到其相关系数r＝0.965,如图3所示为该车型整车振动位移与台架振动位移激励回归关系模型，图4为通过该数学回归模型将台架振动位移转化之后的整车壳体振动位移。

第三步：根据台架振动激励数据，齿轮啮合振动位移与变速器壳体辐射声压级之间的数学回归关系，计算出变速器壳体辐射声压级，啸叫声通过动力总成前机舱的6个包络面辐射声音，以左包络面的数学回归模型为例，壳体振动位移与变速器总成辐射声压级之间的关系由如下公式定义：

其中A＝120，B＝0.113732,C＝-35.2478,为整车上齿轮啮合振动位移,dB_veh(单位:2×10^-5Pa)为变速器总成壳体辐射声压级，如图5为该数学回归模型，其中相关系数r＝0.98，如图6，计算出变速器总成各个包络面的辐射声压级。

第四步：整车传递路径函数测试。根据前面三步已经获得了变速器壳体在整车上的激励及壳体总成辐射声压级，但这只属于激励部分，最终目标是要求得车内啸叫声压响应量，还需要测试整车的传递路径函数，整车传递路径函数分解为结构路径传递函数和空气路径传递函数。变速器总成通过动力总成悬置搭载到整车车身上，悬置分为左悬置、右悬置、后悬置，这三条传递路径统称为悬置结构传递路径；变速器主减、差速器通过半轴将其振动传递到整车悬架及控制臂，这些路径统称为底盘件结构传递路径；其他路径包含换挡拉线、搭铁线结构路径等。变速器总成安装在整车前机舱里，其6个包络面作为声辐射源头，通过空气路径直接传递到车内。在半消声室里，在各个悬置主动端(发动机侧)及被动端(车身侧)各布置一个三向加速度传感器，对于底盘件，如左右控制臂、左右炮塔等，在其主动端(远离车身侧)及被动端(车身侧)各布置一个三向加速度传感器，在发动机舱6个包络面(前面、后面、左面、右面、上面、下面)安装近场麦克风以收集由变速器壳体辐射出的声压级，在整车驾驶员座椅靠近人耳处安装两个麦克风以作为实际测试得到的声压级。对于悬置、底盘件及其他结构路径的传递函数均是由以下三类子函数串联相乘得到。以悬置路径为例说明其三类子函数，动力总成悬置的三类子函数分别为：第一类子函数为悬置隔振率Hf₁(i),用来表示整车动力总成主动端到被动端的振动衰减特性，由于悬置橡胶具有较高的隔振性能，单纯静态依靠力锤在被动端激励，无法获取主动端的响应，因此需要在实际工况中完成，如图7所示为结构路径中左悬置的隔振率函数曲线；第二类子函数为悬置被动端安装点的动阻抗Z₁(i)(单位:m/(s^-2.N)，用来评价悬置车身安装点的局部动刚度，可以用力锤在悬置被动端进行敲击，得到车身侧加速度响应，用该加速度除以力锤激励力可以得到安装点动阻抗，如图8所示，表示结构路径中左悬置被动端安装点动阻抗曲线；第三类子函数为悬置被动端车身安装点处的车身灵敏度ATF₁(i)(单位:Pa/N)，用来评价车内噪声对悬置被动侧车身安装点振动激励的敏感程度，测试方法与动阻抗一样，力锤在悬置被动端进行敲击，可以在车内驾驶员双耳处获得声压级响应，用声压级除以激励力可以得到该函数，如图9所示，为结构路径中左悬置被动端安装点车身灵敏度曲线；

第五步：计算变速器车内啸叫声压级。根据上述步骤得到的整车齿轮啮合激励及总成壳体声辐射声压级，分别与相对应的结构传递路径函数及空气传递路径函数相乘，之后将结构路径引起的车内啸叫声压级与由空气路径引起的车内啸叫声压级合成，最终计算出变速器车内啸叫声压级。由结构路径引起的车内啸叫声压级由如下公式进行定义：

dB_SBN＝X_veh*Hf_k(i)*Z_k(i)*ATF_k(i)由空气路径引起的车内啸叫声压级由如下公式定义：

dB_ABN＝dB_veh-NR

结构路径引起的车内啸叫声压级与空气路径引起的车内啸叫声压级需要根据人耳的听觉特性，进行A计权，即dBA_SBN与dBA_ABN

整车车内啸叫声压级为A计权后空气路径引起的车内啸叫声压级与A计权后结构路径引起的车内啸叫声压级合成得到，由如下公式定义：

如图10为最终计算得到的整车车内啸叫声压级，其中包含有由结构路径引起的车内啸叫声压级及由空气路径引起的车内啸叫声压级，计算发现在整车2800-3200rpm内，存在变速器18.28阶啸叫，啸叫声主要由结构路径引起。

第六步：评价车内啸叫水平。首先，根据纯音的掩蔽效应算法计算出若干整数阶次啸叫噪声的掩盖背景噪声，如10阶、20阶、30阶…找到以这些阶次啸叫噪声的掩蔽背景噪声与该阶次啸叫声(被掩蔽声)的差值为0的位置，即客观评分VMR＝7.0。以此阶次啸叫噪声的掩蔽背景噪声值为统计数据，计算得到不同油门开度及档位随转速、阶次变化的阶次啸叫噪声的掩盖背景噪声的回归模型。在此计算实例中，全油门WOT工况，据此统计出来的5档阶次啸叫噪声的掩盖背景噪声回归模型公式如下：

LA＝b*n+c*z+d

其中b＝0.0001,c＝0.44955,d＝62.4538，n为转速，z为啸叫阶次,d为常数，回归模型相关系数r＝0.878。

上面所述的纯音的掩蔽效应算法，是基于中国专利文献CN 106840378 A公开了一种“汽车啸叫噪声的评价方法及系统”专利。利用自己编写的计算程序可以得到特定啸叫阶次噪声的掩盖背景噪声，但是其缺点在于没有考虑到人耳对低频噪声不敏感的特性，因此在低频利用该方法评估时，会出现过估计。本专利中，对低频部分进行了修正，得到修正后的阶次啸叫噪声的掩盖背景噪声LARe，修正公式如下：

当f<1000Hz

LARe＝LA当f>1000Hz

其中，f为频率，在计算任意阶次时，需要注意将频率转化为转速，以保证判断一致性。

根据该阶次啸叫声压与修正后阶次啸叫噪声的掩盖背景噪声声压进行比较，判断出该阶次啸叫的最终客观得分，如图10该啸叫最终客观评分为VMR6.5，啸叫主要发生区域在2800rpm-3200rpm间，这与主观评价得分VER 6.0，转速区间2800rpm-3200rpm是吻合的，其中图11为主观评分VER与客观评分VMR的相关性。

以上内容是结合具体的优选实施方式对本发明所作的进一步详细说明，不能认定本发明的具体实施只局限于这些说明。对于本发明所属技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明构思的前提下做出若干等同替代或明显变型，而且性能或用途相同，则应当视为属于本发明所提交的权利要求书确定的保护范围。

Claims (5)

1.一种计算与评价车内变速器啸叫声的方法，其特征在于，包括如下步骤：

步骤1：将变速器安装在NVH测试台架上，测试由齿轮啮合引起的变速器壳体振动位移X_rig，通过台架与整车振动位移回归关系模型，将台架状态下由齿轮啮合引起的壳体振动位移X_rig转化为整车状态下振动位移X_veh；

步骤2：从步骤1中得到的整车状态下齿轮啮合引起的振动位移X_veh，通过变速器壳体振动位移与变速器总成辐射噪声声压级之间的回归关系模型，计算出变速器总成辐射噪声声压级dB_veh；

步骤3：从步骤2中得到的整车状态下齿轮啮合引起的振动位移X_veh与整车结构路径传递函数相乘，得到由结构路径引起的车内啸叫声压级dB_SBN，整车结构路径传递函数包括第一类子函数、第二子函数和第三类子函数，第一类子函数为悬置隔振率，第二类子函数为悬置被动端安装点的动阻抗，第三类子函数为悬置被动端安装点处的车身灵敏度，从步骤2中得到的变速器总成辐射噪声声压级dB_veh与空气路径传递函数相减，得到由空气路径引起的车内啸叫声压级dB_ABN，空气路径传递函数为整车各包络面的隔声率，将结构路径啸叫声压级与空气路径啸叫声压级合成得到整车车内啸叫声压级dB_ALL；

步骤4：根据纯音的掩盖效应算法，计算出需要评价的啸叫噪声阶次掩盖背景噪声LA，在其基础上，考虑人耳对不同频率的敏感程度不一，对此掩盖背景噪声进行修正，得到修正后的啸叫阶次掩盖背景噪声LARe，将整车车内啸叫声压级dB_ALL与修正后的啸叫阶次掩盖背景噪声声压级LARe进行比较，根据两者差值，定量评价车内啸叫噪声水平，得到该啸叫阶次的客观评分VMR；

在步骤4中根据纯音的掩盖效应算法计算出若干整数阶次啸叫噪声的掩盖背景噪声，找到这些阶次啸叫噪声的掩盖背景噪声与对应阶次啸叫噪声的差值为0的位置，以该位置的阶次啸叫噪声的掩盖背景噪声值为统计数据，计算在不同油门开度及档位下，该位置的阶次啸叫噪声的掩盖背景噪声值随转速、阶次变化的掩盖背景噪声回归模型：

LA＝b*n+c*z+d

其中，n为调查的转速，z为被分析的阶次，b，c，d为随着不同油门开度及档位变化的回归模型系数。

2.根据权利要求1所述的计算与评价车内变速器啸叫声的方法，其特征在于：在所述步骤1中将台架状态下由齿轮啮合引起的壳体振动位移转化为整车状态下振动位移的过程中，台架上变速器壳体振动位移与整车上变速器壳体振动位移的回归关系模型通过如下公式进行定义：

X_veh＝K*X_rig+D

其中，K为统计回归模型的斜率，D为统计回归模型的常数值；获取该回归模型时，需要把同一台变速器分别放在台架和整车上进行测试。

3.根据权利要求2所述的计算与评价车内变速器啸叫声的方法，其特征在于：所述步骤1中，整车状态下的变速器壳体振动位移，通过壳体振动位移与辐射声压级之间的关系，而得到变速器总成辐射声压级的回归关系模型通过如下公式进行定义：

其中，A为统计回归模型的斜率，B为统计回归模型的幂指数常数，C为统计回归模型的常数值。

4.根据权利要求1所述的计算与评价车内变速器啸叫声的方法，其特征在于：所述整车状态下齿轮啮合引起的振动位移X_veh与整车结构路径传递函数相乘，变速器总成辐射噪声声压级dB_veh与空气路径传递函数相减；在这里，整车车内啸叫声是由结构路径引起的啸叫声与由空气路径引起的啸叫声合成得到；结构路径可以分解为动力总成悬置路径、底盘悬架路径、除动力总成悬置和底盘件路径外的变速器与整车连接的路径；而这三种结构路径的传递函数都是由三类子函数串联相乘得到；其中动力总成悬置的三类子函数分别为：第一类子函数为悬置隔振率Hf₁(i)，用来表示整车动力总成主动端到被动端的振动衰减特性；第二类子函数为悬置被动端安装点的动阻抗Z₁(i)，用来评价悬置车身安装点的局部动刚度；第三类子函数为悬置被动端安装点处的车身灵敏度ATF₁(i)，用来评价车内噪声对悬置被动侧安装点振动激励的敏感程度；而底盘悬架路径的三类子函数分别为：第一类子函数为底盘件隔振率Hf₂(i)，用来表示底盘件主动端到被动端的振动衰减特性；第二类子函数为底盘件安装点的动阻抗Z₂(i)，用来评价底盘件安装点的局部动刚度；第三类子函数为底盘件安装点处的车身灵敏度ATF₂(i)，用来评价车内噪声对底盘件车身安装点振动激励的敏感程度，其中i表示频率；除动力总成悬置和底盘件路径外的变速器与整车连接的路径，根据结构特点确定除动力总成悬置和底盘件路径外的变速器与整车连接的路径的第一类子函数、第二类子函数和第三类子函数；空气传递路径中，将动力总成机舱的6个包络面作为变速器总成声辐射的6个激励面，6个包络面分别为前面、后面、左面、右面、顶面、底面，整车空气路径传递函数为整车各包络面的隔声率NR；所述由结构路径引起的车内啸叫声压级由如下公式进行定义：

dB_SBN＝X_veh*Hf_k(i)*Z_k(i)*ATF_k(i)

其中k＝1，2，3分别表示悬置路径、悬架底盘件路径、除动力总成悬置和底盘件路径外的变速器与整车连接的路径；

所述由空气路径引起的车内啸叫声压级由如下公式定义：

dB_ABN＝dB_veh-NR

所述结构路径引起的车内啸叫声压级与空气路径引起的车内啸叫声压级需要根据人耳的听觉特性，进行A计权，即与所述整车车内啸叫声压级为A计权后空气路径引起的车内啸叫声压级dBA_ABN与A计权后结构路径引起的车内啸叫声压级dBA_SBN合成得到，由如下公式定义：

5.根据权利要求1所述的计算与评价车内变速器啸叫声的方法，其特征在于：需要定量计算出修正后的不同阶次啸叫噪声的掩盖背景噪声LARe，通过将上述步骤计算得到的车内啸叫声压级dB_ALL与该阶次啸叫噪声的掩盖背景噪声LARe进行比较，从而得出对车内所述阶次啸叫的客观评分VMR，其判定规则如下：

当3≥LARe-dB_ALL＞1.5时，客观评分VMR＝8.0；

当1.5≥LARe-dB_ALL＞0时，客观评分VMR＝7.5；

当LARe-dB_ALL＝0时，客观评分VMR＝7.0；

当0≥LARe-dB_ALL＞-1.5时，客观评分VMR＝6.5；

当-1.5≥LARe-dB_ALL＞-3时，客观评分VMR＝6.0；

当-3≥LARe-dB_ALL＞-4.5时，客观评分VMR＝5.5；

当-4.5≥LARe-dB_ALL＞-6时，客观评分VMR＝5.0；

当-6≥LARe-dB_ALL＞-7.5时，客观评分VMR＝4.5；

当-7.5≥LARe-dB_ALL＞-9时，客观评分VMR＝4.0；

当-9≥LARe-dB_ALL＞-10.5时，客观评分VMR＝3.5；

当-10.5≥LARe-dB_ALL时，客观评分VMR＝3.0。

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