某車型液壓助力轉向系統降噪方法研究

單福奎　鄒杰　唐余林　王振新　張紅軍

摘 要：以國內某量產車型為研究對象，怠速時車內存在嚴重“嗡嗡”聲，通過對液壓助力轉向系統噪聲產生機理分析，并通過對測試數據進行分析，確定該聲音為轉向系統噪聲大引起，在振動噪聲傳遞路徑上采取優化措施，增加降噪管及采用兩級減振機構，最終，有效解決該量產車型轉向系統噪聲問題。

關鍵詞：噪聲 測試 降噪方法 研究

近幾年，汽車工業在中國地區迅猛發展，國內顧客對汽車的要求，由原始代步工具，逐漸演變到對乘坐舒適性、操控性、燃油經濟性等均有較高追求的生活必須品，整車NVH性能開發，正是針對整車乘坐舒適性要求提高，所衍生出來的新研究領域。

在所有NVH問題當中，怠速時的噪聲振動問題，越來越引起顧客及各主機廠高度重視，怠速時高水準NVH性能，可以給消費者留下良好的口碑。隨著發動機、變速器、進排氣等噪聲控制水平不斷提高，液壓助力轉向系統噪聲也越來越多得到顧客的關注。文章通過對轉向系統噪聲進行理論與測試分析相結合手段，鎖定噪聲源，并在振動噪聲傳遞路徑上優化，從而解決怠速“嗡嗡”聲問題。

1 液壓助力轉向系統噪聲產生機理分析

液壓助力轉向系統噪聲對整車NVH性能的影響主要表現在怠速工況下，液壓助力轉向系統噪聲主要來源于轉向泵噪聲及油管振動引起的結構噪聲[1]。

1.1 轉向泵噪聲

葉片泵的噪聲可分為困油噪聲、脈動噪聲、碰撞噪聲和氣蝕噪聲。

（1）困油噪聲。當葉片泵兩葉片之間工作腔進入排油或吸油腔時，將產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，葉片等部件就會受到較大沖擊，從而激發困油噪聲。

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

（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，從而產生噪聲。

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

1.2 油管結構噪聲

油管與轉向泵直接相連，當轉向泵泵油時會產生一個激勵，當該激勵頻率與油管固有頻率一致或接近時，會激發油管模態，使油管產生共振，從而產生結構噪聲。轉向泵油泵激勵頻率計算公式為：f=n*N*k60，n為泵轉速；N為葉片數；k為諧波階次。

文章研究的轉向系統相關技術參數如表1所示。

運用上述公式計算在怠速工況下轉向泵激勵一次諧波頻率為132.96Hz，二次諧波頻率為265.92Hz。

1.3 傳遞噪聲

（1）轉向高壓管布置

發動機主要的偏轉位移之一為繞其X軸的轉動，該位移使轉向管路處于拉緊（壓緊）狀態，導致管路到車身的振動衰減性能降低。

布置時，需提高轉向管路在整車YZ平面內的投影長度，投影長度的經驗值不得低于300mm，根據不同級別的車型做適當調整，且需在布置初期做充分的調研及確認。

（2）轉向高壓管振動衰減

轉向高壓管與車身連接點為關鍵傳遞路徑，連接點數量不易過多，通常不超過2個連接點。滿足可靠性的前提下，連接點橡膠剛度應盡可能降低，以達到降低振動的目的，必要時可采用兩級減振機構。

（3）降噪管匹配

轉向管路增加降噪管，是降低轉向系統液力脈動噪聲常用手段，效果明顯、成本低、周期短，但匹配工作較為繁瑣，需進行多次理論計算與實物驗證。

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。

2 噪聲源識別及測試分析

2.1 問題描述

國內某量產車型，怠速時車內存在較嚴重“嗡嗡”聲，引起顧客極大抱怨，主觀評價該噪聲無法接受，且原地打轉向時“嗡嗡”聲更加明顯，因此初步分析“嗡嗡”聲為轉向系統所產生。

2.2 噪聲源識別方法

汽車NVH問題排查及解決，均應從聲源（振源）、傳遞路徑、響應三方面入手，從易到難進行排查，并最終選擇經濟有效方案。文章通過拆除轉向高壓管與車身的連接點，并通過主觀評價，結果表明，怠速原地不打轉向及打轉向時，車內“嗡嗡”聲均有明顯降低。

2.3 測試結果分析

運用LMS測試軟件，對怠速工況車內噪聲進行測試，在車內駕駛員右耳（DRE）位置布置聲音傳感器，在轉向高壓管路位置布置加速度傳感器，分別對原地不打轉向和原地打轉向兩種工況進行測試。測試結果如圖2和圖3所示。

對測試結果進行頻譜分析，確定中心頻率133HZ、265HZ為轉向高壓管振動峰值，與車內噪聲的峰值頻率吻合，且與上文計算得到的轉向泵激勵頻率一致。

3 優化策略及降噪方案驗證

3.1 優化策略制定

根據液壓助力轉向系統噪聲產生機理，并考慮量產車型整改周期及成本要求，制定優化策略見表2。

因重新布置轉向管路及其它失效模式的整改，投入成本高、周期較長，建議車型開發前期進行充分調研，以規避該問題，故本次策略制定暫不采納。

經拆除高壓油管與車身連接，車內“嗡嗡”轉向噪聲降低，由此可知該連接點對此問題有較大貢獻，此也為文章重點考慮降噪方案。針對此結構傳遞，借用同平臺其它車型高壓油管采用兩級減振結構，降低結構傳遞。降噪管方案策略已采納，具體分析見下文。

3.2 降噪管方案設計分析

對降噪管設計原理進行闡述，并設計三種方案加以驗證。

3.2.1 降噪管設計原則

當流量波動遇到下列情況時，會發生壓力波動：（1）對流量的限制或阻力；（2）管路中容積的突然變化；（3）周圍零件剛度的突然變化。

壓力波動會引起其它零件的振動，當其它零件的固有頻率與壓力波動頻率同相位時，會發生共振，轉向閥端可視作封閉端，設泵產生的壓力波動的一個諧波為：

p=Acos（2πft）；

p為壓力波動，A為幅值，f為諧波頻率，t為時間。

壓力波以波速c在管路內傳播，到閥端后會反向生成反射波，反射波返回到泵的時間為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為波在油管內的衰減系數。

如果反射波pr和原始波p同相，則兩個波會相互加強，發生共振，會出現很強烈的壓力波動水平；如果兩個波反相，兩個波則會相互有所削弱。

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 降噪管方案設計

根據該車實際情況，基于降噪管設計原則，考慮到計算誤差，制定以下三種降噪管方案進行驗證，如圖4所示。

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

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

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

3.3 降噪方案驗證

轉向高壓管與車身的連接點已經切換為兩級減振機構后，分別對方案一、方案二、方案三在怠速不打轉向和怠速打轉速兩種工況下進行驗證。

3.3.1 怠速不打轉向時車內噪聲對比

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

通過對比分析，在車內噪聲中心頻率133Hz，方案一降噪管效果最好，相較原狀態，聲壓級降低14.33dB（A），且主觀評價降噪效果明顯。在車內噪聲中心頻率265Hz，方案二降噪效果最好，相較原狀態，聲壓級降低4.69dB（A）。從功率譜密度角度分析，265Hz相對133Hz能量低，即133Hz對應的噪聲值對車內噪聲貢獻較大，從降噪角度考慮，需優先降低133Hz處噪聲值。綜合考慮，方案一位最佳設計方案。

3.3.2 怠速打轉向時車內噪聲對比

怠速不打轉向時，鎖定方案一位最優方案。現對方案一在怠速打轉向工況下進行驗證，其它方案僅做主觀評價，測試的振動噪聲頻譜如圖8和9所示。

從上圖中可以看出，方案一在原地打轉向過程中，相較原狀態，聲壓級降低14.87dB（A），且主觀評價降噪效果明顯，轉向高壓管振動也有明顯降低，表明，方案驗證效果較好。

4 結束語

通過對液壓助力轉向系統噪聲產生機理分析，并運用LMS Test.lab進行測試分析，找出噪聲源，并在傳遞路徑上進行優化：（1）轉向高壓管與車身的連接點更改為同平臺其它車型的兩級減振機構；（2）133Hz噪聲設計降噪管長度為250mm，265Hz噪聲設計降噪管長度為125mm。驗證結果表明，怠速車內“嗡嗡”聲消除。文章的研究對解決整車NVH問題有重要參考價值。

參考文獻：

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