某特種車轉(zhuǎn)向沖擊噪聲研究與分析

楊鄂川，劉美志，余雄鷹，歐 健

（1.重慶理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，重慶 400054；2.重慶理工大學(xué) 車輛工程學(xué)院，重慶 400054；3.重慶長(zhǎng)安汽車股份有限公司，重慶 401120）

0 引言

在汽車的設(shè)計(jì)開發(fā)過程中，車內(nèi)噪聲和振動(dòng)是評(píng)價(jià)車輛性能的重要指標(biāo)[1]。隨著汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，快速準(zhǔn)確的識(shí)別噪聲源變得越來越重要。

近20年來，隨著數(shù)值計(jì)算技術(shù)和信號(hào)處理技術(shù)的發(fā)展，聲學(xué)理論方法和測(cè)試分析手段也逐步完善，使得在設(shè)計(jì)和試制階段對(duì)車內(nèi)噪聲源的識(shí)別以及合理降噪措施的運(yùn)行成為可能[2]。傳遞路徑分析（TPA）方法從子結(jié)構(gòu)傳遞函數(shù)的角度出發(fā)，在頻域上描述了系統(tǒng)的振動(dòng)噪聲特性，為汽車噪聲預(yù)測(cè)、振動(dòng)噪聲快速診斷等工作提供了一種快捷、精準(zhǔn)的有利工具[3]。主觀評(píng)價(jià)法反映了作為評(píng)價(jià)主體的人對(duì)特定環(huán)境下噪聲的主觀感覺[4]，與其他噪聲源識(shí)別方法相結(jié)合可以較為快速直觀的對(duì)現(xiàn)代汽車噪聲進(jìn)行評(píng)價(jià)、分析與控制。多體系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)學(xué)將系統(tǒng)內(nèi)部件抽象為剛體和柔體，研究復(fù)雜機(jī)械系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，對(duì)提高車輛設(shè)計(jì)水準(zhǔn)、縮短設(shè)計(jì)周期都具有重要意義[5,6]。

某特種車在樣車試驗(yàn)過程中發(fā)現(xiàn)車速在10km/h以上進(jìn)行轉(zhuǎn)向行駛時(shí)，車內(nèi)出現(xiàn)明顯的沖擊噪聲，嚴(yán)重影響整車NVH特性。對(duì)樣車的關(guān)鍵傳動(dòng)部件進(jìn)行拆檢分析，未發(fā)現(xiàn)干涉痕跡。據(jù)此，本文采用聲學(xué)傳遞分析方法、主觀評(píng)價(jià)法及多體系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真分析，三種方法相結(jié)合對(duì)該問題進(jìn)行了研究，分析了產(chǎn)生轉(zhuǎn)向沖擊噪聲的原因，為后續(xù)進(jìn)一步改進(jìn)提供了可靠依據(jù)。

1 異響初步測(cè)試

該車主要技術(shù)參數(shù)如下。整車質(zhì)量：9000kg；前橋載荷：4000kg；后橋載荷：5000kg；軸距：3350mm；輪距：2080mm；發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩：800N·m；液力變矩器最大增扭：2.5；主減速器形式：托森式；非承載式車身；驅(qū)動(dòng)形式：4×4；轉(zhuǎn)向系統(tǒng)：循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器，斷開式轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋，前輪最大轉(zhuǎn)角：30°。

根據(jù)GB/T 18697-2002《聲學(xué)汽車車內(nèi)噪聲測(cè)量方法》的要求，進(jìn)行了道路試驗(yàn)，試驗(yàn)車速為怠速、15km/h、25km/h和40km/h，分別進(jìn)行了直線行駛和右轉(zhuǎn)彎半徑15m的車內(nèi)噪聲測(cè)試，測(cè)點(diǎn)布置在駕駛員右耳處[7]，如圖1所示。

圖1 車內(nèi)噪聲測(cè)量測(cè)點(diǎn)布置

經(jīng)測(cè)量在圖1所示測(cè)點(diǎn)處得到的車內(nèi)噪聲級(jí)如表1所示。

表1 車內(nèi)噪聲級(jí)測(cè)量值

相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定每日連續(xù)暴露8小時(shí)允許聲級(jí)為85dB，該所得測(cè)量值均符合要求，但成員主觀反映轉(zhuǎn)向時(shí)的沖擊噪聲明顯。本文分別對(duì)直線行駛和轉(zhuǎn)彎行駛的噪聲頻譜進(jìn)行了分析，圖2為40km/h轉(zhuǎn)向行駛時(shí)的車內(nèi)倍頻程噪聲頻譜圖。

圖2 40km/h轉(zhuǎn)向行駛時(shí)的車內(nèi)倍頻程噪聲頻譜圖

圖2表明，在50Hz～200Hz頻段內(nèi)存在較多的峰值，且在高頻段存在眾多毛刺，車內(nèi)噪聲的幅值及聲品質(zhì)均較差，需要整改。

進(jìn)一步對(duì)40km/h轉(zhuǎn)彎行駛和直線行駛的車內(nèi)噪聲頻譜進(jìn)行了對(duì)比，如圖3所示。

圖3 40km/h彎道行駛和直線行駛的車內(nèi)噪聲頻譜

由頻譜圖3可見，轉(zhuǎn)彎行駛與直線行駛車內(nèi)噪聲差異主要體現(xiàn)在40Hz～200Hz頻段及2000Hz以上頻段，在50Hz左右時(shí)，兩者相差的噪聲級(jí)為15dB。因此在進(jìn)行異響聲源識(shí)別時(shí)，要特別注意這兩種工況下車內(nèi)噪聲出現(xiàn)差異時(shí)所體現(xiàn)的頻率段。

2 基于聲學(xué)傳遞路徑分析法的噪聲源識(shí)別

基于頻率響應(yīng)函數(shù)（FRF）的車內(nèi)噪聲傳遞路徑分析方法是從子結(jié)構(gòu)傳遞函數(shù)的角度出發(fā)，在頻域上描述了系統(tǒng)的振動(dòng)噪聲特性，是振動(dòng)噪聲快速診斷中一種精準(zhǔn)有效的工具[8]。此方法中，一般把整個(gè)系統(tǒng)劃分為幾個(gè)較為獨(dú)立的子結(jié)構(gòu)，每個(gè)子結(jié)構(gòu)都以頻響函數(shù)來表征其結(jié)構(gòu)特性，各子結(jié)構(gòu)之間通過各種彈性元件相聯(lián)結(jié)來傳遞信息[9,10]。

2.1 系統(tǒng)的簡(jiǎn)化

由于直線行駛時(shí)，車內(nèi)不存在沖擊噪聲問題，僅僅在轉(zhuǎn)彎過程中出現(xiàn)沖擊噪聲。因此，可以確認(rèn)車身不是激勵(lì)源，主要激勵(lì)源為傳動(dòng)系統(tǒng)。該車的傳動(dòng)系統(tǒng)子結(jié)構(gòu)組成如圖4所示。

圖4 傳動(dòng)系統(tǒng)子結(jié)構(gòu)圖

如圖4所示，該車的傳動(dòng)系統(tǒng)較為復(fù)雜，若相關(guān)總成均布置振動(dòng)和聲學(xué)測(cè)量測(cè)點(diǎn)，將占用大量的測(cè)試通道，并使用較多的傳感器，實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)過為復(fù)雜。為提高噪聲源識(shí)別的效率，本文根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)和主觀評(píng)價(jià)法對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行了簡(jiǎn)化，確定了關(guān)鍵的測(cè)點(diǎn)。所采用的主觀設(shè)計(jì)方法如表2所示。

表2 主觀評(píng)價(jià)試驗(yàn)設(shè)計(jì)表

根據(jù)表2分析可知，車輛掛空檔、D擋、1擋均有沖擊噪聲，說明該沖擊噪聲與檔位沒有直接的聯(lián)系，可以排除變速器的影響；車輛怠速時(shí)無沖擊噪聲，掛D檔勻速、加速及減速行駛具有沖擊噪聲，說明該沖擊噪聲與車輛負(fù)荷沒有直接的聯(lián)系，可以排除驅(qū)動(dòng)軸自身的影響；直線行駛不存在沖擊噪聲，說明直線行駛與轉(zhuǎn)彎行駛的相同激勵(lì)部分是沒有問題的，故而可以排除發(fā)動(dòng)機(jī)和后驅(qū)動(dòng)橋的影響。綜上所述，可以進(jìn)一步確定車內(nèi)沖擊異響的主要激勵(lì)源為前驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。

2.2 實(shí)驗(yàn)儀器與測(cè)點(diǎn)的布置

主要試驗(yàn)儀器有麥克風(fēng)（1個(gè)）、三向振動(dòng)加速度傳感器（4個(gè)）、麥克風(fēng)標(biāo)定器（也稱活塞發(fā)生器）、朗德多通道數(shù)采前端系統(tǒng)、裝有朗德測(cè)試分析系統(tǒng)的筆記本電腦及電源等。

三向加速度傳感器測(cè)點(diǎn)布置在左右轉(zhuǎn)向節(jié)、前差速器的輸出軸及分動(dòng)箱輸出軸，布置情況如圖5所示，同時(shí)在車內(nèi)布置了麥克風(fēng)，如圖1所示。

圖5 振動(dòng)加速度測(cè)點(diǎn)布置圖

2.3 試驗(yàn)數(shù)據(jù)分析

分別采用怠速、15km/h、25km/h和40km/h車速進(jìn)行了直線行駛和左右轉(zhuǎn)彎半徑15m的工況進(jìn)行測(cè)試，因篇幅原因，本文僅對(duì)比車速為40km/h時(shí)直線行駛和左轉(zhuǎn)彎的x、y、z三個(gè)方向的振動(dòng)信號(hào)波形，如圖6、圖7所示。

圖6 直線行駛時(shí)振動(dòng)信號(hào)波形圖

圖6表明：直線行駛時(shí)，x、z方向的振動(dòng)加速度響應(yīng)為，前差速器的振動(dòng)＞分動(dòng)箱振動(dòng)＞左右轉(zhuǎn)向節(jié)的振動(dòng)。y方向的振動(dòng)加速度響應(yīng)為，分動(dòng)箱的振動(dòng)＞前差速器的振動(dòng)＞左右轉(zhuǎn)向節(jié)的振動(dòng)。

圖7 轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)振動(dòng)信號(hào)波形圖

圖7表明：轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，x、z方向的振動(dòng)加速度響應(yīng)為，車輪轉(zhuǎn)向節(jié)振動(dòng)＞前差速器的振動(dòng)＞分動(dòng)箱振動(dòng)；y方向振動(dòng)加速度響應(yīng)與直線行駛一樣均為分動(dòng)箱振動(dòng)最大。

對(duì)比圖6及7的x、z方向的振動(dòng)加速度響應(yīng)可以得知，直線行駛時(shí)前差速器振動(dòng)最大，而轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)車輪轉(zhuǎn)向節(jié)振動(dòng)最大，由此可以初步判定和車輪轉(zhuǎn)向節(jié)剛性連接的部件是引起輪邊轉(zhuǎn)向節(jié)x、z方向振動(dòng)過大的主要部件。

為了進(jìn)一步確認(rèn)車輪轉(zhuǎn)向節(jié)x、z方向振動(dòng)頻率是否與車內(nèi)噪聲頻率吻合，特對(duì)車輪左轉(zhuǎn)向節(jié)x、z方向振動(dòng)及車內(nèi)噪聲聲壓進(jìn)行FFT變換[11]，結(jié)果如圖8所示。

圖8 車內(nèi)噪聲及車輪振動(dòng)頻譜圖

圖8表明，車輪轉(zhuǎn)向節(jié)振動(dòng)峰值與車內(nèi)噪聲峰值吻合，進(jìn)一步說明車輪轉(zhuǎn)向節(jié)振動(dòng)為車內(nèi)沖擊噪聲的主要激勵(lì)源。

3 前萬向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真分析

通過聲學(xué)傳遞路徑法已基本確定車內(nèi)沖擊噪聲的主要激勵(lì)源與轉(zhuǎn)向節(jié)的振動(dòng)密切相關(guān)。該車前萬向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的組成如圖9所示。

由圖9可見，與轉(zhuǎn)向節(jié)剛性連接的為第二從動(dòng)叉，由于該車為特殊用途車型，輪邊需求扭矩較大，為保證散熱和潤(rùn)滑，采用了非等速的普通十字軸萬向節(jié)，傳動(dòng)軸兩端的夾角為12°，接近普通公路用車的設(shè)計(jì)推薦極限值[12]。本文預(yù)測(cè)第二萬向節(jié)的運(yùn)動(dòng)干涉是引起轉(zhuǎn)向時(shí)沖擊振動(dòng)的主要原因。運(yùn)用ADAMS進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真分析，建立的仿真模型如圖9所示。

圖9 前萬向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真模型

為便于分析，對(duì)該模型進(jìn)行了簡(jiǎn)化，忽略了花鍵傳動(dòng)對(duì)傳動(dòng)軸軸向竄動(dòng)，差速器到分動(dòng)器的傳動(dòng)間隙，以及傳動(dòng)軸各零件柔性和簧下質(zhì)量動(dòng)撓度的影響。所建立的多體動(dòng)力學(xué)模型，各部件之間的約束關(guān)系直接根據(jù)樣車的實(shí)際情況定義，a與地面、a與b、b與c、c與d、d與e間均為旋轉(zhuǎn)副。干涉檢查結(jié)果如表3所示。

表3 干涉檢查結(jié)果表

分析結(jié)果表明，直線行駛工況，第二萬向節(jié)（輪邊）不發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉；轉(zhuǎn)向工況下，前輪轉(zhuǎn)角小于19°時(shí)不發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉，前輪轉(zhuǎn)角大于等于19°發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉。若將傳動(dòng)軸兩端的夾角調(diào)為10.5°，則未發(fā)生運(yùn)動(dòng)干涉。

結(jié)合聲學(xué)傳遞路徑法分析結(jié)果，可以判定引起轉(zhuǎn)向時(shí)沖擊噪聲主要由前輪第二萬向節(jié)（輪邊）的運(yùn)動(dòng)學(xué)干涉引起。

該轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋形式雖已廣泛用于某公司生產(chǎn)的其他車型，但對(duì)比相關(guān)數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)，該車前軸軸荷相對(duì)較小，布置空間有限，在使用狀態(tài)下萬向傳動(dòng)夾角大于相近車型，導(dǎo)致在傳動(dòng)軸中間產(chǎn)生較大的軸向竄動(dòng)，最終導(dǎo)致了樣車試驗(yàn)時(shí)出現(xiàn)轉(zhuǎn)向沖擊噪聲。本文建議調(diào)整前分動(dòng)箱懸置點(diǎn)坐標(biāo)，改進(jìn)前萬向傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)以及對(duì)前差速器進(jìn)行優(yōu)化。

4 結(jié)論

本文對(duì)某特種車沖擊噪聲開展了噪聲源和噪聲成因分析，主要結(jié)論如下：

1）聲學(xué)傳遞路徑法和主觀評(píng)價(jià)法可以有效運(yùn)用于噪聲位置的初步識(shí)別。

2）運(yùn)用運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真的方法可以方便地進(jìn)行運(yùn)動(dòng)干涉分析，從而為確定沖擊噪聲的具體成因提供了較精確且高效的方法。

3）文中車型產(chǎn)生沖擊噪聲的主要原因是由于前輪第二萬向節(jié)（輪邊）的運(yùn)動(dòng)干涉引起。

4）本文僅對(duì)比相關(guān)車型數(shù)據(jù)給出大體的改進(jìn)思路，具體改進(jìn)措施還需要進(jìn)一步的研究給出。

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