某車型液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)降噪方法研究

單?？∴u杰　唐余林　王振新　張紅軍

摘 要：以國內(nèi)某量產(chǎn)車型為研究對(duì)象，怠速時(shí)車內(nèi)存在嚴(yán)重“嗡嗡”聲，通過對(duì)液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲產(chǎn)生機(jī)理分析，并通過對(duì)測試數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，確定該聲音為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲大引起，在振動(dòng)噪聲傳遞路徑上采取優(yōu)化措施，增加降噪管及采用兩級(jí)減振機(jī)構(gòu)，最終，有效解決該量產(chǎn)車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲問題。

關(guān)鍵詞：噪聲 測試 降噪方法 研究

近幾年，汽車工業(yè)在中國地區(qū)迅猛發(fā)展，國內(nèi)顧客對(duì)汽車的要求，由原始代步工具，逐漸演變到對(duì)乘坐舒適性、操控性、燃油經(jīng)濟(jì)性等均有較高追求的生活必須品，整車NVH性能開發(fā)，正是針對(duì)整車乘坐舒適性要求提高，所衍生出來的新研究領(lǐng)域。

在所有NVH問題當(dāng)中，怠速時(shí)的噪聲振動(dòng)問題，越來越引起顧客及各主機(jī)廠高度重視，怠速時(shí)高水準(zhǔn)NVH性能，可以給消費(fèi)者留下良好的口碑。隨著發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器、進(jìn)排氣等噪聲控制水平不斷提高，液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲也越來越多得到顧客的關(guān)注。文章通過對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲進(jìn)行理論與測試分析相結(jié)合手段，鎖定噪聲源，并在振動(dòng)噪聲傳遞路徑上優(yōu)化，從而解決怠速“嗡嗡”聲問題。

1 液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲產(chǎn)生機(jī)理分析

液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲對(duì)整車NVH性能的影響主要表現(xiàn)在怠速工況下，液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲主要來源于轉(zhuǎn)向泵噪聲及油管振動(dòng)引起的結(jié)構(gòu)噪聲[1]。

1.1 轉(zhuǎn)向泵噪聲

葉片泵的噪聲可分為困油噪聲、脈動(dòng)噪聲、碰撞噪聲和氣蝕噪聲。

（1）困油噪聲。當(dāng)葉片泵兩葉片之間工作腔進(jìn)入排油或吸油腔時(shí)，將產(chǎn)生從排油腔到工作腔和工作腔到吸油腔的回沖和逆流。若排油壓力過高，葉片等部件就會(huì)受到較大沖擊，從而激發(fā)困油噪聲。

（2）脈動(dòng)噪聲。葉片泵中液壓油的流量及壓力呈周期性變化，這種變化會(huì)引起油液產(chǎn)生周期性的脈動(dòng)，繼而產(chǎn)生在流體中傳播的壓力波，壓力波會(huì)引起系統(tǒng)中元件及管路受迫振動(dòng)產(chǎn)生噪聲。

（3）碰撞噪聲。碰撞噪聲由葉片與定子曲線摩擦，碰撞引起，葉片與定子發(fā)生摩擦主要是由于葉片所受液壓力不平衡，底部受力過大造成葉片頂部與定子表面接觸比壓過大，從而產(chǎn)生噪聲。

（4）氣蝕噪聲。油液被吸入時(shí)，若油液中溶解或混入了一定氣體，當(dāng)局部區(qū)域油液壓力下降至空氣分離壓時(shí)，一部分氣體就逐漸從液體中分離出來形成氣泡。氣泡破裂時(shí)產(chǎn)生氣蝕噪聲。

1.2 油管結(jié)構(gòu)噪聲

油管與轉(zhuǎn)向泵直接相連，當(dāng)轉(zhuǎn)向泵泵油時(shí)會(huì)產(chǎn)生一個(gè)激勵(lì)，當(dāng)該激勵(lì)頻率與油管固有頻率一致或接近時(shí)，會(huì)激發(fā)油管模態(tài)，使油管產(chǎn)生共振，從而產(chǎn)生結(jié)構(gòu)噪聲。轉(zhuǎn)向泵油泵激勵(lì)頻率計(jì)算公式為：f=n*N*k60，n為泵轉(zhuǎn)速；N為葉片數(shù)；k為諧波階次。

文章研究的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相關(guān)技術(shù)參數(shù)如表1所示。

運(yùn)用上述公式計(jì)算在怠速工況下轉(zhuǎn)向泵激勵(lì)一次諧波頻率為132.96Hz，二次諧波頻率為265.92Hz。

1.3 傳遞噪聲

（1）轉(zhuǎn)向高壓管布置

發(fā)動(dòng)機(jī)主要的偏轉(zhuǎn)位移之一為繞其X軸的轉(zhuǎn)動(dòng)，該位移使轉(zhuǎn)向管路處于拉緊（壓緊）狀態(tài)，導(dǎo)致管路到車身的振動(dòng)衰減性能降低。

布置時(shí)，需提高轉(zhuǎn)向管路在整車YZ平面內(nèi)的投影長度，投影長度的經(jīng)驗(yàn)值不得低于300mm，根據(jù)不同級(jí)別的車型做適當(dāng)調(diào)整，且需在布置初期做充分的調(diào)研及確認(rèn)。

（2）轉(zhuǎn)向高壓管振動(dòng)衰減

轉(zhuǎn)向高壓管與車身連接點(diǎn)為關(guān)鍵傳遞路徑，連接點(diǎn)數(shù)量不易過多，通常不超過2個(gè)連接點(diǎn)。滿足可靠性的前提下，連接點(diǎn)橡膠剛度應(yīng)盡可能降低，以達(dá)到降低振動(dòng)的目的，必要時(shí)可采用兩級(jí)減振機(jī)構(gòu)。

（3）降噪管匹配

轉(zhuǎn)向管路增加降噪管，是降低轉(zhuǎn)向系統(tǒng)液力脈動(dòng)噪聲常用手段，效果明顯、成本低、周期短，但匹配工作較為繁瑣，需進(jìn)行多次理論計(jì)算與實(shí)物驗(yàn)證。

降噪管為半圓三角雙帶螺旋型金屬管，由專用半圓鋼絲與三角鋼絲組成，且需專用設(shè)備纏繞而成，以保證其外形精度及緊密度，其中，降噪管長度為匹配的難點(diǎn)。

2 噪聲源識(shí)別及測試分析

2.1 問題描述

國內(nèi)某量產(chǎn)車型，怠速時(shí)車內(nèi)存在較嚴(yán)重“嗡嗡”聲，引起顧客極大抱怨，主觀評(píng)價(jià)該噪聲無法接受，且原地打轉(zhuǎn)向時(shí)“嗡嗡”聲更加明顯，因此初步分析“嗡嗡”聲為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)所產(chǎn)生。

2.2 噪聲源識(shí)別方法

汽車NVH問題排查及解決，均應(yīng)從聲源（振源）、傳遞路徑、響應(yīng)三方面入手，從易到難進(jìn)行排查，并最終選擇經(jīng)濟(jì)有效方案。文章通過拆除轉(zhuǎn)向高壓管與車身的連接點(diǎn)，并通過主觀評(píng)價(jià)，結(jié)果表明，怠速原地不打轉(zhuǎn)向及打轉(zhuǎn)向時(shí)，車內(nèi)“嗡嗡”聲均有明顯降低。

2.3 測試結(jié)果分析

運(yùn)用LMS測試軟件，對(duì)怠速工況車內(nèi)噪聲進(jìn)行測試，在車內(nèi)駕駛員右耳（DRE）位置布置聲音傳感器，在轉(zhuǎn)向高壓管路位置布置加速度傳感器，分別對(duì)原地不打轉(zhuǎn)向和原地打轉(zhuǎn)向兩種工況進(jìn)行測試。測試結(jié)果如圖2和圖3所示。

對(duì)測試結(jié)果進(jìn)行頻譜分析，確定中心頻率133HZ、265HZ為轉(zhuǎn)向高壓管振動(dòng)峰值，與車內(nèi)噪聲的峰值頻率吻合，且與上文計(jì)算得到的轉(zhuǎn)向泵激勵(lì)頻率一致。

3 優(yōu)化策略及降噪方案驗(yàn)證

3.1 優(yōu)化策略制定

根據(jù)液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲產(chǎn)生機(jī)理，并考慮量產(chǎn)車型整改周期及成本要求，制定優(yōu)化策略見表2。

因重新布置轉(zhuǎn)向管路及其它失效模式的整改，投入成本高、周期較長，建議車型開發(fā)前期進(jìn)行充分調(diào)研，以規(guī)避該問題，故本次策略制定暫不采納。

經(jīng)拆除高壓油管與車身連接，車內(nèi)“嗡嗡”轉(zhuǎn)向噪聲降低，由此可知該連接點(diǎn)對(duì)此問題有較大貢獻(xiàn)，此也為文章重點(diǎn)考慮降噪方案。針對(duì)此結(jié)構(gòu)傳遞，借用同平臺(tái)其它車型高壓油管采用兩級(jí)減振結(jié)構(gòu)，降低結(jié)構(gòu)傳遞。降噪管方案策略已采納，具體分析見下文。

3.2 降噪管方案設(shè)計(jì)分析

對(duì)降噪管設(shè)計(jì)原理進(jìn)行闡述，并設(shè)計(jì)三種方案加以驗(yàn)證。

3.2.1 降噪管設(shè)計(jì)原則

當(dāng)流量波動(dòng)遇到下列情況時(shí)，會(huì)發(fā)生壓力波動(dòng)：（1）對(duì)流量的限制或阻力；（2）管路中容積的突然變化；（3）周圍零件剛度的突然變化。

壓力波動(dòng)會(huì)引起其它零件的振動(dòng)，當(dāng)其它零件的固有頻率與壓力波動(dòng)頻率同相位時(shí)，會(huì)發(fā)生共振，轉(zhuǎn)向閥端可視作封閉端，設(shè)泵產(chǎn)生的壓力波動(dòng)的一個(gè)諧波為：

p=Acos（2πft）；

p為壓力波動(dòng)，A為幅值，f為諧波頻率，t為時(shí)間。

壓力波以波速c在管路內(nèi)傳播，到閥端后會(huì)反向生成反射波，反射波返回到泵的時(shí)間為2L/c，因此泵處的反射波為

pr=aAcos{2πf（t-2L/c）}；

其中pr為反射波，a為波在油管內(nèi)的衰減系數(shù)。

如果反射波pr和原始波p同相，則兩個(gè)波會(huì)相互加強(qiáng)，發(fā)生共振，會(huì)出現(xiàn)很強(qiáng)烈的壓力波動(dòng)水平；如果兩個(gè)波反相，兩個(gè)波則會(huì)相互有所削弱。

基于以上原理，通過確定降噪管合適的長度，使反射波可以正好與原始波進(jìn)行反向疊加，即使其波峰與波谷相互疊加，采用四分之一波長衰減器。

原始波p=Acos（2πft）

反射波pr=aAcos{2πf（t-2L/c）}=aAcos{2πft-4πfL/c}

要使原始波與反射波反相，則需原始波與反射波的相位相差為π，即：4πfL/c=π，則降噪管長度：L=c/4f。

3.2.2 降噪管方案設(shè)計(jì)

根據(jù)該車實(shí)際情況，基于降噪管設(shè)計(jì)原則，考慮到計(jì)算誤差，制定以下三種降噪管方案進(jìn)行驗(yàn)證，如圖4所示。

（1）方案一：133Hz噪聲設(shè)計(jì)降噪管長度為250mm，265Hz噪聲設(shè)計(jì)降噪管長度為125mm；

（2）方案二：133Hz噪聲設(shè)計(jì)降噪管長度為260mm，265Hz噪聲設(shè)計(jì)降噪管長度為135mm；

（3）方案三：133Hz噪聲設(shè)計(jì)降噪管長度為240mm，265Hz噪聲設(shè)計(jì)降噪管長度為115mm。

3.3 降噪方案驗(yàn)證

轉(zhuǎn)向高壓管與車身的連接點(diǎn)已經(jīng)切換為兩級(jí)減振機(jī)構(gòu)后，分別對(duì)方案一、方案二、方案三在怠速不打轉(zhuǎn)向和怠速打轉(zhuǎn)速兩種工況下進(jìn)行驗(yàn)證。

3.3.1 怠速不打轉(zhuǎn)向時(shí)車內(nèi)噪聲對(duì)比

怠速不打轉(zhuǎn)速工況測試的車內(nèi)噪聲頻譜圖如下。從圖5、6、7中可以看出，在133Hz及265Hz，車內(nèi)噪聲聲壓級(jí)均有明顯降低。

通過對(duì)比分析，在車內(nèi)噪聲中心頻率133Hz，方案一降噪管效果最好，相較原狀態(tài)，聲壓級(jí)降低14.33dB（A），且主觀評(píng)價(jià)降噪效果明顯。在車內(nèi)噪聲中心頻率265Hz，方案二降噪效果最好，相較原狀態(tài)，聲壓級(jí)降低4.69dB（A）。從功率譜密度角度分析，265Hz相對(duì)133Hz能量低，即133Hz對(duì)應(yīng)的噪聲值對(duì)車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)較大，從降噪角度考慮，需優(yōu)先降低133Hz處噪聲值。綜合考慮，方案一位最佳設(shè)計(jì)方案。

3.3.2 怠速打轉(zhuǎn)向時(shí)車內(nèi)噪聲對(duì)比

怠速不打轉(zhuǎn)向時(shí)，鎖定方案一位最優(yōu)方案。現(xiàn)對(duì)方案一在怠速打轉(zhuǎn)向工況下進(jìn)行驗(yàn)證，其它方案僅做主觀評(píng)價(jià)，測試的振動(dòng)噪聲頻譜如圖8和9所示。

從上圖中可以看出，方案一在原地打轉(zhuǎn)向過程中，相較原狀態(tài)，聲壓級(jí)降低14.87dB（A），且主觀評(píng)價(jià)降噪效果明顯，轉(zhuǎn)向高壓管振動(dòng)也有明顯降低，表明，方案驗(yàn)證效果較好。

4 結(jié)束語

通過對(duì)液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲產(chǎn)生機(jī)理分析，并運(yùn)用LMS Test.lab進(jìn)行測試分析，找出噪聲源，并在傳遞路徑上進(jìn)行優(yōu)化：（1）轉(zhuǎn)向高壓管與車身的連接點(diǎn)更改為同平臺(tái)其它車型的兩級(jí)減振機(jī)構(gòu)；（2）133Hz噪聲設(shè)計(jì)降噪管長度為250mm，265Hz噪聲設(shè)計(jì)降噪管長度為125mm。驗(yàn)證結(jié)果表明，怠速車內(nèi)“嗡嗡”聲消除。文章的研究對(duì)解決整車NVH問題有重要參考價(jià)值。

參考文獻(xiàn)：

[1]陶維龍， 陳樂強(qiáng)，等. 液壓轉(zhuǎn)向助力系統(tǒng)噪聲研究[J]. 制造業(yè)信息化.2015，（5）： 80-81.