汽車轉向系統脈動噪音分析與試驗研究

于 仙，何榮華

（廈門大學嘉庚學院機電工程學院，福建 漳州 363105）

1 引言

近年來，購車者越來越關注汽車的噪音、振動及舒適性，即車輛的NVH（噪聲Noise、振動Vibration、聲振粗糙度Harshness）性能[1]。隨著人們對車輛舒適性要求的日益提高，及發動機、傳動系等噪音源的噪音強度不斷降低，之前一些被“隱藏”的噪音源日益引起人們的關注，轉向系統流體噪音就是其中之一。該系統液壓助力部分主要包括油泵、轉向管、油壺及轉向機，其流體噪音一般分為三種即moan、whine、hiss，其中moan 及whine 噪聲屬于脈動噪聲與發動機轉速有關，主要由于轉向泵輸出的周期性脈動流體使得轉向高壓管路產生壓力脈動，引起流體諧振，從而引起系管路振動及系統噪音[2-3]，且該壓力脈動產生的噪聲通過空氣及結構兩條途徑傳遞至駕駛室，hiss噪音發生在液壓油流入轉向器時轉閥時，與發動機轉速及轉向泵無關，與轉閥加工工藝有關。

NVH噪聲調教主要針對moan及whine噪聲即脈動噪音進行調教，這兩種噪音是轉向泵輸出的周期性脈動產生的諧振噪聲，調教方法一般有兩種，（一）改進轉向泵葉片及泵體結構，（二）優化轉向高壓管路的物理參數、布局參數及消音形式[4-6]，前者開發成本較高，故普遍采用高壓管調教的方法。

以某車型液壓助力轉向系統為研究對象，通過對轉向高壓管結構的分析及1/4波長消音管基本參數的計算，以傳遞損失法為測試依據，對樣件怠速時三種轉向工況進行頻譜噪聲及消聲器進出油口壓力脈動數據進行采集，得到初選方案并完成其在發動機升速的兩種工況下的噪音曲線測試，最終通過數據分析，得到最優的方案，為整車測試提供參考。

2 諧振管參數計算

2.1 轉向高壓油管結構

轉向高壓油管布置于轉向油泵及轉向機之間，主要用于將油泵的高壓油傳遞給轉向機實現轉向助力功能，其普通高壓管結構示意圖，如圖1所示。金屬鋼管材料一般為無縫鋼管，表面做鍍鋅處理，可根據前艙空間需求進行走向設計；轉向高壓油管軟管內表面及外表面材料均為橡膠，內外層之間的中間層一般由鋼絲或合成纖維編織而成，軟管的邵氏硬度介于（70～75）之間。轉向高壓管軟管利用其橡膠及增強材料固有的能量消耗特性可進行噪音衰減，但效果有限。

圖1 普通高壓油管結構示意圖Fig.1 Structural Program of High Pressure Tube

為提升降噪效果，一般在高壓軟管中加入消音器[7]，油泵輸出的是周期性脈動流體，消音器擾亂其流動，避免流體諧振，減少系統噪音。常見的消音器為諧振管，即螺旋金屬管，一種四分之一波長衰減器[8]，利用扣押接頭固定，具體諧振管式高壓油管結構示意圖，如圖2所示。

圖2 諧振管式高壓油管結構示意圖Fig.2 Structural Program of High Pressure Tube with Resonance Tube

2.2 諧振管參數計算

本實驗所涉及的發動機及油泵參數具體，如表1 所示。

表1 發動機及油泵參數表Tab.1 Parameter Table of Engine and Oil Pump

轉向系統流體脈動噪音出現的頻率與轉向泵的轉速及葉片數量有關，其諧波頻率為：

式中：h—諧波數；n—發動機轉速（rpm）；i—轉向泵帶輪傳動比；z—轉向泵葉片數。

根據公式計算可得，發動機怠速（750 rpm）時，轉向系統中流體脈動噪音出現的一階頻率、二階頻率及三階頻率分別為153 Hz、306 Hz、459 Hz。

1/4波長諧振管的理論長度計算公式為：

式中：c—壓力波在油中的傳播速度，取132m/s；f—壓力脈動頻率；L—降噪管理論長度。

則對應于流體脈動噪音出現的一階頻率、二階頻率及三階頻率的諧振管理論長度分別為215 mm、107 mm、72 mm。

2.3 測試樣件說明

由于理論長度為近似最優值，若僅用以上三組數據進行測試，容易錯過最優方案，故為了找到更貼近實際的最優值，本次測試以理論計算長度為基礎，根據設計經驗對將其長度值進行上下浮動，具體的樣件標號及諧振管長度如表2樣件參數表所示，所有測試樣件長度的加工誤差均為±1 mm。

表2 樣件參數表Tab.2 Parameter Table of Samples

3 噪音測試

3.1 測試原理-傳遞損失法

消聲器的評價指標一般包括插入損失（insertion loss，IL）、傳遞損失（transmission loss，TL）和降噪量（noise reduction，NR）。插入損失反應整個系統在安裝消聲器前后的聲學性能變化，與聲源、管口輻射阻抗相關，其值容易測量，但不易預測；傳遞損失只與消聲器本體有關，與聲源、管口輻射無關，易預測；降噪量不僅與消聲器本體有關，還與管口輻射阻抗有關，測量需在管道內進行[9-10]。消聲器聲學性能評價指標的選取取決于預期的計算精度和能夠得到的數據信息，研究消音器本身的降噪，故采用傳遞損失法進行測量。

傳遞損失定義為無反射端時，消聲器進口處的入射聲功率級與出口處的透射聲功率級之差，表示為：

式中：Wi與Wt—消聲器進口處的入射聲功率和出口處的透射聲功率。

將Wi與Wt的計算公式帶入上式，可得：

式中：S1、ρ1、c1、M1和S2、ρ2、c2、M2—消聲器進口和出口的橫截面積、介質密度、聲速和馬赫數；pi與pt—消聲器進出口的聲壓。

若進出口溫度、截面積均相同，消聲器四極參數可用A、B、C、D表示，則消聲器進出口間聲壓和質量速度可表示成：

聲壓及質點振速可使用入射及反射聲壓表示，消聲器進出口溫度、截面積均相同時，消聲器傳遞損失可表示為：

式中：T11、T12、T21、T22—該狀態下消聲器四級參數。

由此可見，傳遞損失只與消聲器本體有關，基于此評價方法，需完成消聲器即諧振管進出口處的壓力脈動的測試。

3.2 測試方案設計及測試臺架搭建

臺架測試及整車測試是目前汽車轉向系統噪音測試兩種主要測試方法，為了降低研發成本，目前整車廠一般采用“制定降噪方案-樣件試制-臺架試驗測試-方案確定-整車驗證”的步驟進行噪音測試[11-12]，臺架測試可從多種樣件方案中得到相對較優方案，再進行整車測試時更有針對性，同時減少了整車驗證成本，提高了研發效率。根據以上測試理論，本次實驗的測試臺架噪音臺架測試圖，如圖3所示。

圖3 噪音臺架測試圖Fig.3 Noise Test Bench Diagram

其中，轉向機兩端橫拉桿利用夾具固定于測試臺架，油泵及油壺固定于測試支架，布置位置盡量與整車相同，轉向機、油泵及油壺通過管路連接，轉向機上方安裝有簡易轉向管柱及方向盤。麥克風布置于轉向油泵上方150mm 處用于采集油泵噪音值（pump noise），轉向油泵出油口（pump out）及轉向機進油口（steering in）即轉向高壓油管的進出油口出布置有壓力傳感器。噪音頻譜及壓力脈動數據均通過測試系統進行采集處理，電腦讀取測試數據，用于后續結果分析。

3.3 測試工況

轉向系統流體噪音一般在汽車怠速轉向或者中低速轉向時較明顯，高速行駛時進行轉向概率較小，故本次測試工況主要針對怠速工況及發動機升速狀態進行轉向系統噪音及壓力脈動水平的測試，具體測試工況說明，如表3所示。

表3 測試工況說明表Tab.3 Instructions for Test Conditions

4 測試結果分析

本輪測試主要完成9種樣件在發動機怠速三種工況下的噪音頻譜、高壓油管進出口脈動壓力頻譜測試，測試數據提取了三個主要諧振頻率下的噪音值，噪音平均值（average）指整個測試頻域內的噪音平均值，經過數據整理得到初步優選的三種方案，對優選方案進行發動機升速狀態兩種工況下的噪音值進行測量，綜合分析測量數據，最終得到最優方案。

4.1 發動機怠速工況測試

4.1.1 工況1測試結果

本工況模擬汽車怠速如等車、等紅綠燈時的整車工況，對測得的階次噪聲頻譜圖進行數據處理，得到具體的階次頻譜噪聲數據階次噪聲數據表（工況1），如表4所示。由數據可知，測試頻域周期內7、8、9號樣件階次噪聲平均值分別為44.76 dB、42.82 dB、42.75 dB，效果較好。

表4 階次噪聲數據表（工況1）Tab.4 Order Noise Data（Work Condition 1）

通過對油管出油口處壓力脈動時域測量數據進行整理得到出油口壓力脈動數據表（工況1），如表5所示。由數據可知，7、8號油管在測試周期內的壓力脈動分別為0.072MPa及0.075MPa，壓力脈動相對較小。

表5 出油口壓力脈動數據表（工況1）Tab.5 Outlet Pressure Pulsation Data（Work Condition 1）

4.1.2 工況2測試結果

本工況主要模擬汽車怠速轉向，如挪車起步工況的整車狀態，對測得的階次噪聲頻譜圖進行數據處理，得到具體的階次頻譜噪聲數據階次噪聲數據表（工況2），如表6所示。由數據可知，測試周期內7、8、9 號樣件的階次噪聲平均值分別為45.03 dB、43.73 dB、42.66 dB，效果相對較好。

表6 階次噪聲數據表（工況2）Tab.6 Order Noise Data（Work Condition 2）

通過對油管出油口處壓力脈動時域測量數據進行整理得到出油口壓力數據表（工況2），如表7所示。由數據可知，6、7、8號油管在測試周期內的壓力脈動分別為0.095 MPa、0.090 MPa 及0.089 MPa，壓力脈動相對較小。

表7 出油口壓力脈動數據表（工況2）Tab.7 Outlet Pressure Pulsation Data（Work Condition 2）

4.1.3 工況3測試結果

本工況主要模擬汽車怠速轉向到底，如掉頭或移庫工況的整車狀態，根據測得的階次噪聲頻譜圖進行數據處理，得到具體的階次頻譜噪聲數據階次噪聲數據表（工況3），如表8所示。由數據可知，測試周期內7、8、9 號樣件的階次噪聲平均值分別為44.05 dB、42.50 dB、42.92 dB，效果相對較好。

表8 階次噪聲數據表（工況3）Tab.8 Order Noise Data（Work Condition 3）

通過對油管出油口處壓力脈動時域測量數據進行整理得到出油口壓力數據表（工況3），如表9所示。由數據可知，6、7、8、9號油管在測試周期內的壓力脈動分別為0.127 MPa、0.114 MPa、0.137 MPa、0.114 MPa，壓力脈動相對較小。

表9 出油口壓力脈動數據表（工況3）Tab.9 Outlet Pressure Pulsation Data（Work Condition 3）

綜合分析怠速時三種工況的實驗數據，可得7、8、9號樣件總體噪音值及出油口壓力脈動也相對較小，故選擇這三個樣件作為初選方案。為了系統在整個轉速周期內的噪音水平，對3種樣件進行工況4及工況5狀態下的噪音測試。

4.2 發動機升速工況

為了給整車測試提供更有利的依據，完成三個樣件在發動機升速工況下噪音值測量，測得的噪音曲線噪音曲線圖（工況5），如圖4所示；噪音曲線圖（工況6），如圖5所示。由圖可知，7、8、9號油管在整個轉速范圍內噪音值相對平穩，無較大波動，噪音值較好，其中8號油管噪音表現最優。

圖4 噪音曲線圖（工況5）Fig.4 Noise Curve（Work Condition 5）

圖5 噪音曲線圖（工況6）Fig.5 Noise Curve（Work Condition 6）

5 結論

通過對諧振管進行理論參數計算，并完成9個樣件的噪聲頻譜及壓力頻譜測試，根據測試結果可以得到如下結論：

（1）諧振管的最佳降噪長度介于根據諧振一次頻率、二次頻率計算理論的長度之間，此時頻譜噪音值相對較低，管路壓力脈動相對較低即振動較小。

（2）諧振管長度與噪音值不成線性正比關系，可以計算結果為依據制作多種樣件進行臺架測試選取最優方案。