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根據前面的分析，由于齒輪傳動的不平穩性是產生嘯叫噪聲的主要原因，以此通過提高齒輪齒形的加工精度及齒輪安裝位置的加工精度，減少齒輪的傳遞誤差，能在一定程度上改善后橋總成的嘯叫問題。

3 聲輻射仿真分析 1500Hz以下的變速器噪聲主要來自結構振動傳遞,1500Hz以上的變速器噪聲主要以空氣噪聲為主,而混動變速器嘯叫噪聲頻率為2200Hz,主要通過聲輻射產生,因此需要對其進行聲輻射仿真分析。聲傳遞向量是聲場中某點的聲壓與模型振動之間函數關系,而振動是激勵與模態的乘積[9],所以需要在激勵仿真、總成模態仿真的基礎上進行聲輻射仿真。

基于時域的瞬態動力學分析方法比較全面地考慮了制動過程中液壓、溫度和摩擦系數隨時間變化的影響，但模型比較復雜，占用計算資源較多；復模態分析方法相比基于時域的瞬態動力學分析方法占用計算資源較少，比較方便準確。本文采用基于頻域分析的復模態法分析制動噪聲，如圖1.5所示為采用非線性工具Abaqus進行復模態分析示意圖。

對整車空調壓縮機進行1000-3000rpm轉速掃頻測試分析，結果見圖13-14。空調壓縮機在2100rpm時與低速檔冷卻風扇2100rpm偶合，在2000rpm時與方向盤橫向和垂向模態分別為32.6Hz和33.5Hz偶合產生共振拍頻。

混合動力汽車將電機引入了動力系統，電機本體的嘯叫及電機高速運轉帶來的齒輪嘯叫成為混合動力汽車的主要NVH問題之一；傳統汽車的附件在混合動力汽車中需要相應電機驅動，例如電動空調、電動制動助力系統等，由電器附件產生的噪聲也是混合動力汽車NVH性能的主要問題之一。

使用nastran進行流固耦合復模態計算 我們大部分時候計算的結構正則模態，但我們經常會遇到如下情況，使用正則模態計算則存在部分誤差。一個是結構存在大阻尼或者存在摩擦時，例如旋轉部件的制動盤等等；一個是結構存在流固耦合問題例如風扇或者的旋轉與流體耦合或者存在空腔例如油箱等密閉空間時可能存在復模態。如果從具體的理論定義上來看，則是一個相位的問題，大家有時間可以去翻翻理論書。

Abaqus以制動盤轉動為例的力熱耦合分析-01-15.pdf

（5）剎車嘯聲分析 制動器嘯聲是汽車噪聲的重點考慮因素。傳統的分析，不容易考慮制動鉗預緊力和摩擦阻尼的影響，需要分析者具有大量的使用經驗，致使分析結果不理想。Abaqus可以方便的引入預緊力和摩擦的影響，并利用復模態分析方法，輕松求解系統的復特征問題，為結構設計提供合理的設計參數。

離散式柔性是將剛體構件離散為多個實體塊，各實體之間通過柔性梁連接，只適用于簡單結構；模態式柔性體是由外部有限元軟件生成模態中性文件，再通過接口將其導入[11]。使用有限元軟件可以建立較為復雜的柔性體模型，且對模型的網格劃分可控，因此本文選用模態式方法建立柔性體鋼軌模型。

助聽器的嘯叫要從它的結構分析，典型的助聽器結構如下圖： 為了舒適性，助聽器一般會有一個通道[1]，但這會帶來聲反饋，外界聲音被麥克風接收后經揚聲器放大，放大后的聲音不僅會傳到人們耳中，還會傳到麥克風處，進入下一輪放大，這樣就有可能產生嘯叫。

電機的電磁噪聲主要表現為階次嘯叫噪聲，包括電機的主階次嘯叫、開關頻率的調制階次嘯叫等。電機的主階次嘯叫一般頻率較高，覆蓋的頻率范圍較寬，一般為o —10000多Hz。控制系統開關頻率的調制階次噪聲頻率也很高，因為調制原理,頻譜上以邊頻簇的特征分布在開關頻率的兩側。

驅動電機逆變器殼體共振及電機懸置支架振動是造成8階嘯叫噪聲大。電機8階嘯叫噪聲來源主要為電機轉子不平衡量激勵導致的機械噪聲 電驅總成中的控制蓋板結構扁平且厚度太薄，整體模態偏低，會對噪音產生放大作用，需要進行基礎模態增強優化。針對該問題，在現有蓋板結構的基礎上優化了表面的加強筋設計，使蓋板基礎模態提升了50%，大大降低了蓋板對聲音的放大作用.

經過聲學數據采集分析（如圖2），確定齒輪嘯叫的階次為21階，屬于減速器一級齒輪嚙合階次，能量最大的區域在減速器輸入軸5500～7500rpm，與整車反映的嘯叫問題完全一致，需進行高速齒輪NVH優化。針對該NVH問題，從齒輪嚙合激勵和傳遞路徑兩個方面進行排查分析。