汽车驱动后桥NVH分析及优化_钱汪焘1.docx

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1、 学位论文原创性声明和学位论文版权使用授权书 湖 南 大 学 学位论文原创性声明 本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的 研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外 *本论文不包含任何其他个人或 集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均 己在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。 作 者 签 名 ： 含 曰 期 ： 知 女 月 分 曰 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保 留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅 a 本人授权湖南

2、大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索， 可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。 本学位论文属于 1、 保密 ，在 _ 年解密后适用本授权书。 2、 不保密 EU (请在以上相应方框内打 “ 十 ） 作者签名 : 导师签名 : 心 i I 曰 期 ： 年 j 月分曰 曰期： 丨午牢女月 p曰 学校代号： 10532 学 号：S1202W289 密 级：公开 湖南大学工程硕士学位论文 汽车驱动后桥 NVH分析及优化 学位由请人姓名： 钱汪焘 导师姓名及职称： 成艾国教授 韦勇高工 培 养 单 位 ： 机械与运载工程学院 专 业 名 称 ： 车辆工程 论 女

3、提 交 日 期 ： 2014年 5月 20日 论 女 答 辩 日 期 ： 2014年 5月 26日 答辩委员会主庶： 龚合科教授 NVH analysis and optimization of automobile driven rear axle By Qian Wangtao B.E. (Hunan University) 2012 A thesis submitted in partial satisfaction of the Requirements for the degree of Master of Engineering m Vehicle Engineering in t

4、he Graduate School of Hunan University Supervisor Professor Cheng Aiguo and Senior Engineer Wei Yong May, 2014 汽车驱动后桥 NVH分析及优化 摘 要 随着车身 NVH技术的发展，底盘 NVH问题凸显出来。驱动后桥作为动力 传动系统的重要组成部分，不仅承受着发动机传过来的激励，还受簧上质量的弯 曲与扭动以及路面传来的激励影响，同时驱动后桥本身在运转过程中也产生不平 衡的冲击。所以既是激励源又作为传递路径， NVH问题显得非常重要，也相当 复杂。本文针对某车型后桥在 43km/h匀速直线

5、工况下噪声过大的问题，对驱动 桥 NVH问题进行了相应的分析及优化。 通过前期的相关分析，得到该后桥噪声较大问题是后桥本身引起的。本文对 后桥内部激励源进行了分析，结合前人的研宄经验，发现后桥主减速器齿轮啮合 产生的振动冲击较大，传至桥壳产生振动引起的辐射噪声较大。文中不考虑后桥 运转过程对受力分配的影响，先对齿轮的啮合进行受力分析，然后对齿轮安装轴 进行受力分析，以主动齿轮圆周力为单位 1N,得到齿轮安装轴轴承受力分配比。 接着对桥 壳进行模态分析，对比主要振型模态频率与啮合频率，发现后桥在该工 况下振动噪声较大的主要原因是主减速器的啮合频率与桥壳的第三阶模态频率均 为 277Hz， 产生了

6、耦合共振。最后以各个轴承受力为激励计算得到桥壳振动响应。 将振动响应映射到边界元网格上作为边界条件，利用直接边界元法对桥壳进 行声辐射分析，得到了主要模态振型频率下的辐射声场分布及大小，主要辐射区 域为主减速器壳、桥弓、以及后盖，在 277Hz频率点处桥壳表面声场处声压级 较大，最大声压级达了 69.9dB。 在主减速器齿轮啮合处定义了一点声源，在桥 壳中心正前、正后、正左、正右 250mm处建立点集场点，计算桥壳的隔声量， 得到最少隔声量为18dB， 说明主减速器齿轮啮合的噪声能够很好的被桥壳隔离。 以主减速器壳、桥弓、后盖等主要的声辐射区域作为设计变量空间，分别基 于模态和振动响应进行结构

7、的拓扑优化。由于模态不能避免，只能改变频率，并 且低速工况对应着低的啮合频率，通过对第三阶模态频率进行降低，对根据拓扑 优化改进的桥壳结构进行相应的验证分析，无论是振动响应还是辐射噪声都有一 定程度的降低。在实际的低速工况下，由于啮合冲击力的减少，效果会更加明显。 本文 通过对后桥内部齿轮及齿轮轴进行受力分析，用单位 1N的主减速器齿 轮圆周力进行计算得到轴承载荷，不强求得出实际的噪声辐射，但对最后的优化 没有任何影响，省去了复杂的软件分析，避免了软件分析中出现的模型误差。利 用拓扑优化指导结构更改，避免了优化的盲目性，取得了较好的效果。本文整个 研宄方法对其他后桥的分析也有一定的参考价值。

8、关键词：后桥； NVH;振动响应；声辐射；拓扑优化 工程硕士学位论文 Abstract With the development of the body NVH technology, chassis NVH issues stand out. As an important part of the power transmission system, drive rear axle not only bear the excitation passed over by the engine, but also affected by the bending and twisting of s

9、pring mass and road excitation, while it is also generating unbalance impact during operation by itself. So the rear axle is both the excitation source and also a transmission path, NVH issues are very important, but quite complex, too. Aiming at the problem of excessive noise of a vehicle rear axle

10、 in the 43km/h uniform linear condition, the paper made corresponding analysis and optimization to the NVH problem. Through early other related analysis, the rear axle noisy problem was mainly caused by the rear axle itself. The paper analyzed internal excitation source of rear axle noise, combined

11、with the experience of previous research, found that gear meshing of final drive produced greater impact which caused rear axle vibration, resulting in greater noise. Ignored the fluence on the force distribution during operation, the article made a force analysis to the gear meshing of final drive

12、and the gear mounting shaft at first, as the circumference force of the driving gear was IN, got bearing force distribution ratio of gear mounting shaft .Whats more， through the modal analysis of the rear axle housing,comparing the main vibration frequency with mesh frequency， then found that the ma

13、in reason of the excessive noise was resonance caused by the gear of final drive meshing frequency of and third modal frequency of the rear axle housing were 277Hz. Finally, taking each bearing force as the excitation, calculated rear axle housing vibration response. The vibration response mapped to

14、 the boundary element mesh as boundary conditions, for sound radiation analysis of rear axle housing using the direct boundary element method, obtained the distribution and the size of radiated sound field under the main modal frequencies. The main radiation area are differential housing,rear axle b

15、ow and the back cover and the surface acoustic field of rear axle housing is lager at 277Hz, the maximum sound pressure levels up to 69.9dB. A point source defined in the meshing point of final drive, field point of point set established on all sides 250 millimetre away from the center of rear axle

16、housing, Calculated the sound transmission loss which is at least 18dB,so meshing noise of final drive can be well isolated from the rear axle housing. HI 汽车驱动后桥 NVH分析及优化 The differential housing,rear axle bow and the back cover main acoustic radiation area as the design variable space,made topology

17、 optimizations based on modal and vibration response respectively. Since mode can not be avoided,only to change the frequency,low speed conditions corresponding to the low meshing frequency,through the third modal frequency decreased,The corresponding verification analysis of improved rear axle hous

18、ing according to the topology optimization show both radiated noise or vibration response has a certain degree of reduction. In the actual low speed conditions,due to the reduction of the impact of the meshing, the effect will be more obvious. Through force analysises to the gear meshing of final dr

19、ive and the gear mounting shaft, calculated the bearing load by unit of IN circumference force of the driving gear. Do not force it come to the actual acoustic radiation, which has no effect on the final optimization, eliminating the need for complex software analysis, avoiding model errors of softw

20、are analysis. By using topology optimization to guide structure change, avoided the blindness of optimization, and achieved good results. In this paper, the method also has some reference value to other rear axle analysises. Key Words: Rear axle； NVH； Vibration response； Acoustic radiation； Topology

21、 optimization IV 工程硕士学位论文 目 录 学位论文原创性声明和学位论文版权使用授权书 . I W . II Abstract . Ill 第 i章绪论 . 1 1.1研宄背景及意义 . 1 1.2国内外研宄现状 . 2 1.3研宄内容及目的 . 7 第 2章驱动后桥噪声机理及轴承载荷分配计算 . 9 2.1驱动后桥噪声机理 . 9 2.1.1齿轮振动噪声机理 . 9 2.1.2轴承振动噪声机理 . 10 2.1.3半轴振动噪声机理 . 12 2.2驱动桥的振动噪声控制 . 12 2.3轴承的载荷分配 . 13 2.3.1准双曲面齿轮的受力分析 . 14 2.3.2齿轮轴承的载

22、荷分析 . 15 2.4本章小结 . 20 第 3章桥壳的动态性能分析 . 22 3.1有限元理论及建模 . 22 3.1.1有限元理论 . 22 3.1.2有限元建模 . 24 3.2仿真模态分析 . 25 3.2.1模态分析理论 . 25 3.2.2固有频率和模态的近似解法 . 26 3.2.3驱云力桥壳模态分析 . 26 3.3试验模态分析验证 . 29 3.4频响分析 . 31 3.4.1模态频响法 . 31 3.4.2桥壳振动响应分析 . 31 3.5本章小结 . 35 第 4章驱动后桥声学仿真分析 . 36 4.1直接边界元法噪声分析理论 . 36 汽车驱动后桥 NVH分析及优化

23、4.2桥壳的福射噪声分析 . 38 4.2.1桥壳声学边界元网格模型的建立 . 38 4.2.2边界条件的定义 . 39 4.2.3桥壳辐射噪声结果 . 40 4.3间接边界元法噪声分析理论 . 43 4.4桥壳的隔声量分析 . 46 4.5本章小结 . 47 第 5章桥壳的拓扑优化 . 49 5.1基于模态的拓扑优化 . 49 5.1.1基于模态的拓扑优化及结构改进 . 49 5.1.2结构改进后的模态及振动响应分析 . 50 5.1.3结构改进后的辐射噪声分析 . 54 5.2基于频响的拓扑优化 . 57 5.2.1基于频响的拓扑优化及结构改进 . 57 5.2.2结构改进后的模态及振动响

24、应分析 . 58 5.2.3结构改进后的辐射噪声分析 . 60 5.3本章小结 . 61 总结与展望 . 62 参考文献 . 64 至夂 i射 . 67 工程硕士学位论文 第 1章绪论 1.1研究背景及意义 据中国汽车工业协会统计， 2013年中国汽车产销量分别突破两千万大关， 分别为 2211.68万辆和 2198.41万辆，同比增长 14. 76%和 13.87%，比上年提高 10.2和 9. 6个百分点，再次刷新全球销量纪录，连续五年蝉联全球第一。中汽 协预计， 2014年国内汽车产销可望增长 8%至 10%，总量在 2400万左右。 自中国加入世贸组织以来，合资车的加入加剧了汽车的竞争

25、，形成了一个异 常激烈的市场格局，各大厂商都在积极提高产品的竞争力，有研宄表明，最初吸 引消费者的是汽车的外型和售价，试车阶段最直观感受就是振动噪声舒适性 1 。 现代汽车已经发展到一定程度，各个品牌的汽车在综合实力上越来越接近，而且 都达到了比较高的水平，因此汽车的 NVH性能成为赢得市场的一个关键指标。 另一方面有调查显示， NVH问题导致了约 30%的整车故障问题，燃油经济性和 车辆安全性以及可靠性等都与车辆 NVH性能密切相关 2 。各汽车主机厂每年投 入占整个研发 20%的费用来解决或提高 NVH性能，国外知名汽车厂都成立了专门 的 NVH研宄部门，国内由于起步较晚，技术落后，但对

26、NVH也逐渐重视起来， 也开始开展相关试验和仿真。因此，提高 NVH是汽车厂商竞相追求的目标。 同时，由机动车引起的噪声已成为城市环境最主要的噪声 m，生态环保问题 也逐渐凸显，车辆噪声问题已引起全社会的高度关注，汽车企业要树立绿色环保的 形象，也必须提高整车 NVH性能。因此，国外工业发达国家自 60年代起就已经 开始重视汽车噪声带来的环境问题，制定了相应的法规和标准进行控制，并从 70年代起每隔一段时间就修订一次相关法规和标准 4。在欧洲跟汽车相关的法 规总共有三个方面：（ 1)各国自己的法规； （ 2)基于日内瓦协议的 ECE法规； （ 3) 基于罗马协议的 EEC法规。随着欧盟的成立与

27、发展， ECE和 EEC法规不断地发 展并协调一致，已经在汽车噪声法规上趋于相同。日本在 1951年就制定了道 路车辆法，是最早提出车辆噪声控制的法规， 1970年开始限制车辆加速行驶噪 声，在机动车辆安全行驶标准中按车辆类型规定了限值，后来又对限值进行 了加严。 1967年美国首次批准制定了小客车和轻型载货车噪声级，其中包括 加速噪声的测量方法和限值， 1969年又批准制定了 SAEJ366重型载货汽车和 客车的车外噪声级。我国汽车工业起步 比较晚，对噪声控制法规也于 1979年才 开始制定，颁布了国家标准 GB1495-79机动车辆允许噪声。这些法规和标准 的制定不仅提高了噪声控制水平，同

28、时也促进了相应的噪声测量分析技术的提升。 1 汽车驱动后桥 NVH分析及优化 汽车 NVH主要分两大块，包括车身和底盘。近年来， NVH分析研宄人员对 车身NVH研宄较多，对车身 NVH的评价标准、优化手段等等都趋于成熟，而 底盘 NVH问题凸显出来，而驱动后桥作为传动系统的重要组成部分，同时也是 激励源之一，它的 NVH性能直接影响着整车的舒适性。从前人研究成果可知， 汽车后桥噪声除了齿轮啮合噪声、轴承噪声，主要是由于后桥壳体内主锥齿轮的 动态激励与冲击经过轴承的传递而引起的桥体结构振动产生的辐射噪声。同时由 于驱动桥是和悬架连接在一起，上支撑车身，下连接轮胎地面，会受到簧上车身 质量的扭转

29、以及路面不平度的影响，产生强烈的弯曲或者扭转振动，当这些振动 频率与总成或子系统固有频率相同时会产生共振，引起强烈的振动噪声，严重影 响汽车的平顺性和可靠性，破坏车内舒适性 5 。 后桥桥壳及主要内部结构如图 1.1所示，主要包括主减速器 速齿轮对、差速 器、半轴、桥壳等等。它将经由离合器、变速器、传动轴传递过来的发动机输出 动力降速增矩并改变方向，经差速器分配到左、右半轴。由于后桥传动机理以及 结构本身的复杂性，使得改善后桥的 NVH性能有较大的难度。 图 1.1后桥桥壳及内部结构示意图 1.2国内外研究现状 随着消费者对汽车舒适性的要求越来越高， NVH性能己经成为各大厂商竞 争的焦点，

30、NVH技术也日益提高，底盘的振动噪声问题己经异常凸出，已经由 以前的车身发射体控制转变成底盘源头控制，后桥作为动力传动系统的重要组成 部分，既是传递路径又是激励源，故国内外学者对后桥的振动噪声分析及控制做 了大量的研宄。 1999 年 Hussien A Hussien and Ahmed A. Shabana 建立 了一辆 SUV 完整 的多自由度驱动桥总成有限元模型，该模型不仅包含了主减速器速主被动齿轮副、 左右两半轴、差速器齿轮系、桥壳、轴承、左右两车轮，还有与驱动桥相连的螺 2 工程硕上学位论文 旋弹簧、减震器以及对应的衬套。并分析了衬套以及轴承刚度等参数的变化对驱 动桥总成振动特性的

31、影响，结果显示衬套刚度在低频时对其振动特性有较大的影 响，半轴旋转速度、轮胎刚度以及轴承的刚度对固有频率的影响很小，另外主被 动齿轮副以及差速器齿轮系的转动惯量的增大会降低驱动桥总成固有频率 6 。 2003年，戴姆勒克莱斯勒公司的 In Soo Suh和 Jeff Orzechowski对后驱车 辆传动系统动态响应与车内低频轰鸣噪声及高频啸叫噪声的关系进行了试验研宄， 但没有单独针对驱动后桥进行振动噪声分析 7。 2005年， Sang Kwon Lee等对车内驱动桥系统的齿轮啸叫噪声进行了传递 路径识别，并对其进行了试验模态分析，发现空气辐射是啸叫噪声的主要传递路 径，通过齿轮修形来降低传

32、递误差以减少齿轮啮合的冲击力，并且通过改变模态 来控制齿轮的啸叫噪声 8。同年， Mark A. Gehringer用有限兀模拟了准双曲面 齿轮啮合，得到其振动性能，同时还进行了试验传递路径分析，提出了对驱动桥 进行啸叫控制的相关措施 9 。 2005年 Zhaohui Sun和 Mark Ranek米用 6_的方法对基于主减速器速准 双曲面齿轮副制造加工精度的驱动桥总成振动噪声的稳健性进行了研宄分析。采 用Matlab/Simulink方法建模，利用试验数据采集与 CAE仿真分析相结合的方法 进行齿轮参数识别，对不同工况下准双曲面齿轮的加工制造精度的灵敏度进行了 分析，基于噪声最小化对各加工

33、精度误差参数进行最优化设计，得到了在一定成 本范围内的最低噪声值 1 。 2007年， Jun Wang和 Teik C Lim详细的考虑了啮合点、啮合线、啮合刚 度和阻尼的时变特性及其啮合冲击的非线性，建立了后桥准双曲面齿轮啮合的时 变非线性的双自由度动力学模型。通过求解系统动力学方程，得到准双曲面齿轮 副啮合时的啮合力与负载、啮合刚度、啮合阻尼以及运动传递误差都有关系，负 载与啮合阻尼 与非线性冲击成负相关，啮合刚度、传递误差与非线性冲击成正相 关。随着负载的增加，啮合阻尼和传递误差对非线性冲击的影响增大，而啮合刚 度则随着负载的增加对啮合冲击的影响减少 1 1 。 2008年， Liu

34、C.Q提出一种改进传递函数并结合能量流分析的结构综合法， 利用此方法研宄汽车驱动桥噪声，通过对从底盘到车身的各个路径进行能量排序， 找出对噪声影响主要的传递路径，并且针对一款实车进行了举例分析，通过试验 验证了理论的正确性 12。同年， Sang-Kwon Lee和 Ki-SugOh等又对一款 SUV 车型的驱动 桥噪声进行了研宄，通过对驱动桥进行结构优化来降低其振动噪声 13 2012年， Choi B-J用扭转试验研究了负载变化下的齿面哨合情况并测试了 传动误差，分析了影响驱动桥准双曲面齿轮啮合噪声的因素，并给出了准双曲面 轮齿形状优化的一般步骤及所需相关的参数 1 4 。 3 汽车驱动后

35、桥 NVH分析及优化 1994年西安交通大学的仪垂杰、张建、宋雷鸣等通过在半消声室中建立后 桥试验台架，对 JHC6400型汽车后桥的表面声强、表面声压、表面振速及相应 的频谱等进行测量。通过分析这些测量数据得到，后桥噪声的能量主要集中在 0. 8-4KHz的频带内，其中 l-2KHz频带内的噪声能量比例最大，声振相干性分 析得出主要频段的噪声都是由桥体和后盖的振动辐射产生的。壳体和后盖的振动 是由主减速器齿轮啮合产生的振动冲击通过轴承传递过来的，并且齿轮啮合冲击 噪声很难穿过壳体传播出来，另外，传动轴和后桥连接的部位也有较大的噪声， 说明传动轴的动态力及振动对后桥振动噪声有较大的影响，噪声的

36、控制应从控制 结构的振动入手 15。同时，他们在汽车后桥振动噪声测试分析及噪声产生根本 原因的基础上，对后桥的噪声控制技术和措施实施等问题进行了研宄与实验，通 过比较结构重设计、噪声的有源控制、隔声以及阻尼减振降噪技术，指出阻尼降 噪方法不改变结构的声辐射特性的基础上能有效的降低振动水平，并对阻尼减振 降噪技术的原理和降噪的结构设计进行了阐述，最后通过试验验证薄膜阻尼可以 使后桥噪声降低4dB16。 2000年东风汽车工程研宄院的唐善政从驱动桥总成产生振动与噪声机理出 发，包括主减速器齿轮的参数与结构、主减速器齿轮的精度、主减速器总成装 配、 驱动桥总成的运行，运用现代的噪声测试和分析手段，合

37、理的制定试验方案，针 对是异响还是噪声过大，是零件还是总成问题，为降低汽车驱动桥总成的噪声从 设计、制造两方面提供了多种相关有效的方法 17。同年，陈满秀等研宄了微型 汽车驱动桥主减速器齿轮产生尖啸声的原因，分析异响对微型汽车的影响并采取 相应措施，这些控制方法在实际生产应用过程中取得了一定成效 1 8 。 2004年，褚志刚和胡玉梅等人针对 SC6350C汽车的驱动桥在汽车滑行时产 生的异响噪声，研宄了产生后桥异响的主要原因，主要是空挡滑行出现了被动锥 齿轮带动主动锥齿轮转动的现象，改变了齿轮啮合面，由凹面推动凸面进行运动， 另外空档滑行为空载工况，那么存在的齿侧间隙使齿轮副处于压力不稳定状

38、态， 再加上准双曲面齿轮的偏置布置，存在啮合的纵向滑移，滑移方向与齿面刀纹方 向不一致，所以在高速转动时会产生这种尖啸声。通过后桥工作过程噪声监测实 验得到汽车滑行时速度越高噪声越大，在 40km/h时，车内声压级突然升高，在 后桥台架实验中，反拖时在 500-550HZ频率范围内出现了最大的峰值频率，声 压级达到了 89dB， 两个实验是一致的。最后通过薄膜阻尼消声结构和亥姆霍兹 穿孔板吸声结构对后桥进行降噪，通过实验验证了其有效性，并且亥姆霍兹穿孔 板吸声结构的效果略优于薄膜阻尼消声结构 1 9 。 2005年重庆大学的张健等利用现代 CAD/CAE技术，建立了驱动桥桥壳的 模态分析和噪声

39、辐射分析有限元模型及驱动桥总成的瞬态响应分析有限元模型。 通过对40km/h、 65 km/h、 90km/h不同车速下的振动噪声仿真分析，得出汽车 4 工程硕士学位论文 驱动桥的后桥盖位置是主要噪声辐射源，随着转速的上升，噪声的声压级值总体 成上升趋势，在车速较低时，桥壳在低频的振动较明显，随着车速的提高，出现 最大噪声的频率越低，而且噪声越大。在振动噪声分析的基础上，针对主要的噪 声辐射源，在保证改动后的结构尺寸变动较小并且不影响与原来结构的装配的情 况下，对驱动桥壳的主要噪声辐射源进行了结构修改，通过对比在振动壳体表面 加十字凹筋和米字凹筋的方法来抑制壳体的振动，得出十字凹筋的方法最大降

40、噪 可以达到 4个 dB， 取得了较好的效果 2 。 2006年孟庆华、周晓军等利用非参 数检验的逆序法对驱动桥噪声信号的平 稳性进行了检验，得到统计量 U的绝对值大于 2,表明驱动桥噪声信号为非稳态 信号。通过对 6480型驱动桥的噪声功率、表面声强、表面声压、表面振动加速 度以及相应的时频谱进行了全面、系统的测量和分析。得到驱动桥噪声的主要辐 射部位是凸缘和后盖，并且噪声能量主要集中在 400Hz-3800Hz的频带范围内， 驱动桥噪声是其表面振动引起的。同时分析了驱动桥和试验机的共振频率与驱动 桥振动和噪声之间的关系，从而判断驱动桥和试验机共振是否会在驱动桥运行时 发生并对噪声产生严重的

41、影响，另外 还分析了驱动桥噪声主要受传动轴和啮合齿 轮的影响较大21。 2007年胡磊、付畅等通过分析驱动桥噪声的产生机理，主要是以试验和分析 两种方法为主，同时考虑驱动桥的具体结构和工作环境，比较了驱动桥噪声控制 的主要方法，包括结构优化、有源消声、隔声、吸声、隔振，并指出了传统噪声 控制方法的局限性，提出了两种切实可行的噪声控制方法：阻尼减振降噪技术和 亥姆霍兹共振腔降噪技术，并对驱动桥噪声分析及控制技术的发展前景进行了预 测 5。 2008年宫燃、周晓军等通过比较了传统的有限元法、边界元法和声传递向 量法，得出传统的方法都依赖于结构的响应，声学响应是通过对每一个载荷工况 来求解系统方程得到的，在工况载荷较多时，由于每个频率和工况下都是重新建 立边界元方程重新计算，所以计算时间非常长，而声传递向量法只需要先求解声 传递向量，再与不同工况下的振动结构表面边界单元的法向振动速度相乘即可得 到对应工况的声学响应。并通过对一个驱动桥进行了声传递向量法的仿真分析， 得到了壳体表面辐射声压级、外声场点声压级等声学响应，另外还通过试验验证 了这种分析方法的可靠性，表明声传递向量法对汽车传动系统声振分析有很高的 可信度和 良好的识别能力 2 2 。 2011年唐金花、王奎洋等指出传统的汽车驱动桥控制是基于试验的基础上 提出优化改进方案，其效果取决于试验