卡車加速行駛車外噪聲單點階次分析法源 識別與改進

張攀登，王軍龍，殷金祥，孟娜，趙波，宋吉全

（1.濰柴動力上海研發中心，上海 201114；2.陜西法士特齒輪有限責任公司，陜西 西安 710119； 3.山東汽車制造有限公司，山東 萊陽 265200）

前言

隨著汽車保有量的急劇增加，汽車產生的噪聲污染問題突出，因此，國家制定和不斷修訂相應的強制車外噪聲標準，規定了測試方法和限值[1]。在加速行駛車外噪聲的研究上，大多采用試驗分析的方法，對于可能的噪聲源采取近場測量法、分別運行法、鉛覆蓋法、信號分析法、聲強測量等[2-5]，識別出動力總成輻射噪聲、冷卻風扇輻射噪聲、油底殼噪聲、進氣口輻射噪聲、排氣尾管輻射噪聲、變速箱噪聲和輪胎輻射噪聲等[6-10]。除此之外，有文獻利用了噪聲的強度信息和相位信息的近場聲全息技術和聲場空間變換技術來用于研究車外噪聲源識別[11-12]。

本文只采集一個評價點的噪聲信號，根據加速行駛車外噪聲試驗過程，分析了該測點聲壓級曲線、colormap云圖和時間切片，判斷出變速箱噪聲為主要來源，并改進和驗證，工程上有一定參考意義。

1 加速行駛車外噪聲測試

該輕型卡車設計總質量6t，長5.5m，寬2m，發動機額定功率為81kW，額定轉速為3200rpm，車輛類型為N2類，總前進擋數為5。對于加速行駛車外噪聲，國家標準和歐盟標準等均采用在測試區域內加速的操作方式，以3檔2400rpm進線，出線轉速為3000rpm，如圖1所示[13]。

圖1 加速行駛車外噪聲測試示意圖

采用一個測點，車輛跑8個來回則可獲得包含左右側的4次有效數據。在中汽研鹽城汽車試驗場測得的試驗結果如表1所示。

表1 加速行駛車外噪聲試驗結果

由表1可見，該車加速行駛車外噪聲左側和右側分別為83.6dB（A）和83.2dB（A），其中左側較大，可判定加速行駛車外噪聲為83.6 dB（A）。超過了國標規定的限值83dB（A），需要整改才能銷售。

2 診斷分析

2.1 噪聲影響因素分析

車輛上存在各種噪聲源，包括發動機本體、進排氣系統、變速箱、后橋、輪胎、風扇等，在試驗時，車輛處于全油門加速狀態，發動機轉速上升，各噪聲源的噪聲大小和頻率均發生變化。除此之外，各噪聲源與加速行駛車外噪聲測點的距離先近后遠，由于噪聲源輻射噪聲與距離有關，因此，即使各噪聲源大小不變，測點處的噪聲也將發生變化。開展加速行駛車外噪聲分析時需要考慮這兩個因素。

如果將汽車上產生噪聲的零部件視為點聲源，將試驗環境視為自由聲場，點聲源的聲波遵循球面發散規律，則聲功率級衰減量為[14]：

式中，△L為距離增加產生的衰減值，dB（A），r為點聲源到受聲點的距離，m。點聲源輻射噪聲與距離有關，距離增大一倍噪聲將下降6dB。

2.2 評價點分析及流程

測試獲得的噪聲聲壓級曲線和colormap云圖如圖2、圖3所示。

圖2 加速行駛車外噪聲聲壓級曲線

由圖3可見，最大聲壓級對應的時刻為2.8s。

圖3 加速行駛車外噪聲隨時間變化的clormap云圖

圖3 中，縱坐標為時間變量，主要包括3個部分，在0-t1時間段，車輛還未進入測試區域，車輛以穩定的擋位和轉速接近到測試區域；在t1-t3區域，車輛位于測試區域內，此時油門處于最大開度，在t2時刻，加速行駛車外噪聲出現最大值；在大于t3時間區域時，車輛駛出測試區域，油門踏板恢復到零位的狀態，此時車輛處于減速狀態。

圖3中，該車加速行駛車外噪聲主要有三個階次亮線，分別為A階次線、B階次線和C階次線，在最大值上依次為C線、B線和A線。

測試區域內，發動機轉速為2400-3200rpm，發動機2階主要頻率范圍為80-107Hz，根據t1時刻頻率可判斷，A階次線為發動機二階；對于圖3，在聲壓級大約為最大的時刻的2.8s做時間切片，此時與A、B、C階次線的交點分別為為94Hz、410Hz和750Hz，如圖4所示。

圖4 時間切片提取的頻譜

發動機的噪聲主要包括三種類型，即燃燒噪聲、機械噪聲和空氣動力噪聲[13]。機械噪聲與燃燒噪聲通過發動機表面對外輻射，空氣動力噪聲來著發動機附件進氣和排氣，均直接向大氣輻射。發動機噪聲頻率按下式計算：

式中，f1為發動機噪聲頻率，Hz；n1為發動機轉速，rpm； i為氣缸數；τ為沖程系數，四沖程τ=2，二沖程τ=1。顯然，A階次線由發動機產生。圖4中94Hz為發動機二階頻率，可計算出發動機轉速為2820rpm。

風扇葉片噪聲基頻計算：

式中，f2為風扇葉片噪聲基頻，Hz；n2為風扇轉速，rpm；z2為風扇葉片數。根據風扇與發動機速比可計算出風扇轉速n2=2274rpm，z2=7，可計算出風扇葉片噪聲為408Hz，由于加速過程采集的為瞬態信號，信號沒有充分的平均，同時皮帶、齒輪傳遞等也會存在一定傳遞誤差，因此，切片的頻譜圖可能會與實際有幾赫茲的偏差，初步判斷B階次線由風扇產生。

齒輪嚙合頻率為：

式中，f3為齒輪嚙合噪聲基頻，Hz；n3為齒輪軸轉速，rpm；z3為齒輪輪數。根據變速箱與發動機速比可計算出變速箱輸出軸轉速n3=1617rpm，變速箱3擋齒輪嚙合頻率為755Hz，與圖4中750Hz接近，初步判斷C階次線由變速箱產生。 以上采用的分析流程如圖5所示。

圖5 分析流程圖

2.3 近場測試和覆蓋驗證

將采集器移到車內，在變速箱近場布置傳聲器和加速度傳感器，采集變速箱信號，如圖6所示。

圖6 變速箱近場噪聲與振動測點

圖7 變速箱近場噪聲與振動頻譜

發動機轉速信號通過CAN數據讀取，變速箱近場測量獲得的噪聲和振動頻譜如圖7所示，主要為16階次，可見在發動機為2820rpm時變速箱的主要噪聲和振動為750Hz，與圖4中主要峰值相同。

變速箱傳動如圖8所示，相對于發動機轉速（即變速箱輸入軸）v1，第二對齒輪的嚙合階次為：

式中，i為第二對齒輪嚙合階次，z1z2z3分別為一軸和中間軸上齒輪的齒數，z1=22，z2=37，z3=28，可得i=16。

圖7中，相對于發動機轉速，變速箱振動噪聲主要表現為16階，由變速箱中間軸齒輪與二軸齒輪的嚙合產生，則圖3中clormap云圖的C階次線由變速箱產生。

圖8 變速箱傳動示意圖

采用吸隔聲材料將變速箱外表面包裹起來，阻止其對外輻射噪聲，如圖9所示。

圖9 對變速箱進行包裹隔音處理

再次測試加速行駛車外噪聲為82.4dB（A），較原狀態降低了1.2dB（A），滿足了國標限值要求，證明變速箱對于加速行駛車外噪聲產生影響。

3 改進與測試

變速箱的速比在設計選型時，不僅需要考慮動力性、經濟性因素，還需要考慮對于加速行駛車外噪聲的影響。將三擋速比由1.74調整為1.57，速比調整會使測試的最高轉速發生改變，噪聲大小因此會發生變化。另一方面，調整優化了齒輪參數，加大了齒輪的重合度，可降低了變速箱的噪聲。

再次測試，車輛出線時發動機轉速降為2950rpm，加速行駛車外噪聲試驗結果為80.3dB（A），較原狀態降低了3.3dB（A），滿足國標限值要求，同時該方案可以在量產車上推廣。

4 結語

（1）根據加速行駛車外噪聲試驗過程，采集一個評價點 的噪聲信號，根據加速行駛車外噪聲試驗過程、聲壓級曲線、colomap云圖及其時間切片分析判斷出噪聲主要頻率的來源，并提出了分析流程；

（2）對于頻譜分析結果采用通過近場測試分析和覆蓋法進行了驗證；

（3）對于變速箱重新選型匹配，適當降低了三擋速比，同時加大了齒輪重合度，重新試驗后噪聲下降了3.3dB（A），滿足了國標的要求。