黃乾生，黃毅，劉家振，吳世洋

（博世華域轉向系統(tǒng)有限公司，上海 201821）

機械轉向機Rattle噪聲調查方法及量化分析

黃乾生，黃毅，劉家振，吳世洋

（博世華域轉向系統(tǒng)有限公司，上海 201821）

文章以某項目為載體，對機械轉向機的 Rattle噪聲問題進行了調查分析。首先給出了機械轉向機的 Rattle噪聲的可能噪聲源；然后進行主觀評估，給出每次評估分數(shù)，同時使用三向振動加速度傳感器進行客觀測量；最后進行了量化分析研究。經量化分析發(fā)現(xiàn)，三向振動加速度最大值與主觀評估分數(shù)具有很高的相關性，相關性系數(shù)R2達到0.9783，表明使用三向振動加速度最大值對機械轉向機的Rattle噪聲客觀量化表達的方法是可行的。

Rattle噪聲；量化分析；機械轉向機；三向振動加速度

前言

在現(xiàn)代社會，隨著生活品質的提高，人們對汽車的性能要求也日益增加。NVH作為消費者最直接的感知對象越來越受到各汽車制造商及零部件供應商的重視。在提高整車NVH過程中，Rattle噪聲曾長期沒有受到重視。但是近年來，由于汽車內飾制造及裝配工藝水平的提高及車廂內降噪技術的廣泛應用，汽車內部的噪聲水平有了顯著的提升，之前不被重視Rattle噪聲在提升汽車整體噪聲水平方面越來越受到汽車制造廠商的重視。

Rattle噪聲存在瞬時性及間歇性的特征，對其連續(xù)和精確測量存在很大的困難，因此主觀評估仍是目前普遍采用的方法。主觀評估方法有直觀、快速等優(yōu)點。同樣也存在一些缺陷。第一，很難判斷Rattle噪聲發(fā)生的具體部位；第二，評估結果受很多因素制約。由于主觀評估工程師對噪聲的認識及接受能力不同，對于同樣的Rattle噪聲，可能得出不同的結果。此外，車輛其它位置的異響也產生影響；第三，為了得到相對準確、客觀的結果，需要多人多次評估。因此尋找一個與主觀評估相關性高且能準確表達系統(tǒng)Rattle噪聲的客觀量化方法是目前亟需解決的問題。

國內對Rattle噪聲進行了一定的研究。2014年陳洪方對某車型的變速箱 Rattle噪聲問題進行了研究分析，闡述了Rattle產生的機理，影響因素和解決辦法；2015年呂安松等對液壓轉向機液壓Rattle噪聲形成原理進行了分析；國外對Rattle噪音的研究開始較早，也積累的比較豐富的經驗。2005年，O. Jun Kwon 和 Hae Seung Lee使用突出分析法、小波分析法、峰態(tài)分析法和調制分析法分別對傳動系統(tǒng)的 Rattle噪聲進行了客觀分析，并與主觀評估結果進行了相關性研究，研究發(fā)現(xiàn) 10分調制分析的客觀結果與主觀評估的相關性系數(shù)為0.96。2007年，Said Hamdi和Stephen Moor等人使用加速度傳感器對制動鉗的Rattle噪聲進行了量化分析研究，對制動鉗的內部和外部的振動加速度進行濾波，然后分別計算出均方根值，研究發(fā)現(xiàn)均方根之和與主觀評估分數(shù)具有可接受的相關性，相關性系數(shù)為 0.83。2011年，Christian M.Fernholz 以麥克風為測試工具使用包絡分析法對機械轉向機的Rattle噪聲進行了分析，研究發(fā)現(xiàn)百分比統(tǒng)計值與主觀評估分數(shù)的相關性系數(shù)為0.85。本文對Rattle噪聲同時進行了三向振動加速度測量和主觀評估，并對其相關性進行了研究。

1 機械轉向機噪聲源分析

機械轉向機的Rattle噪聲為車輛在比利時路、鵝卵石路等壞路上行駛時，機械轉向機內部產生的金屬敲擊聲。聲音可以形象為表示為響尾蛇響尾或沖鋒槍掃射的聲音。對于車輛而言這些路面產生的激勵都是低頻隨機輸入。

Rattle噪聲產生的根本原因是路面激勵產生的能量在通過車輪向車廂內傳遞的過程中，總會找系統(tǒng)最薄弱的地方釋放。這些薄弱的地方通常是存在縫隙、相對運動或移動的位置。因此機械轉向機Rattle噪聲發(fā)生的位置通常是內部金屬零件直接接觸或者間隙較小的位置。根據(jù)機械轉向機的內部結構設計，對Rattle噪聲源分析如下。

第一，齒條和壓塊處的Rattle噪聲。在機械轉向機正常工作時，齒條和壓塊緊密接觸。壓塊和調整螺母之間的彈簧一般允許存在一定的移動量，稱為壓塊間隙，其作用是在發(fā)生一定的磨損之后仍能保證壓塊與齒條之間具有比較穩(wěn)定的滑移力。壓塊間隙的大小直接影響壓塊與齒條之間的壓緊力，對機械轉向機的Rattle噪聲具有較大的影響。

第二，齒條襯套導致的Rattle噪聲。齒條在轉向機殼體內有兩個支撐點：壓塊和齒條襯套。齒條襯套外圈有凹槽，橡膠O型圈裝配在凹槽內并支撐在轉向機內壁上。如果O型圈的剛度偏低，在外界的激勵下，齒條在殼體內的徑向晃動量變大，從而在齒條和壓塊接觸處產生Rattle噪聲。

第三，齒條與機械轉向機殼體最小間隙處產生的 Rattle噪聲。為了方便進出刀具，轉向機殼體內孔一般都是靠近中間的位置孔徑小，兩端偏大。如果殼體內徑設計不合理，在齒條與殼體內壁的最小間隙處齒條和殼體發(fā)生碰撞，產生劇烈的Rattle噪聲。

2 主觀評估和客觀測量

在某項目開發(fā)過程中，機械轉向機存在比較嚴重的Rattle噪聲，但產生的位置不能確定。對機械轉向機Rattle噪聲測量最直接的方法是使用麥克風。但由于受到外界環(huán)境、底盤及輪胎噪聲的影響，麥克風測量的結果中摻雜了很多與之頻率相近的雜波，數(shù)據(jù)處理非常困難。本文嘗試采用三向加速度傳感器代替麥克風，以振動加速度的大小來表征Rattle噪聲水平。數(shù)采設備使用德國朗德公司的DATaRec 4 DIC6模塊，該模塊可以單獨作為一個前端進行數(shù)據(jù)采集，也可以與其它DATaRac 4模塊組成多通道數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，輸出端口以USB接口形式與電腦終端連接。三向振動加速度傳感器為美國Kistler公司的產品，工作范圍為±50g。

振動加速度的坐標方向見圖1所示，選擇三個測量點：壓塊位置、殼體內壁與齒條間隙最小位置及齒條襯套位置。在整車上的安裝分別見圖2、圖3和圖4。

圖1 振動加速度坐標圖示

圖2 壓塊處振動加速度實車安裝位置

圖4 齒條襯套處振動加速度安裝位置

機械轉向機的Rattle噪聲受車速的影響較大。下文所有試驗的車速都在 15km/h左右，多次試驗表明在此車速下路面激勵所激發(fā)的Rattle噪聲最大。

主觀評估由三位專業(yè)的工程師根據(jù)表1規(guī)定進行盲評，也即每次評估之前并不知道機械轉向機的狀態(tài)。首先對機械轉向機的原始狀態(tài)進行客觀測量和主觀評估，三人主觀評估結果分別為4分、4.5分和4分，客觀測量結果見圖5。

表1 主觀評估等級表

圖5 初始狀態(tài)三個位置的振動加速度

從圖5中可以看出：殼體內壁與齒條間隙最小處的振動加速度數(shù)值最大，超過了6g；壓塊處的振動加速度次之，約為4g；齒條襯套處的振動加速度最小，約為2g。由于殼體內壁與齒條間隙最小處的振動加速度明顯超過另外兩處，初步猜測產生的原因為殼體內壁與齒條發(fā)生了碰撞。為了驗證猜測，需要進行進一步的試驗。在最小間隙處齒條向左2cm（對應的轉向盤轉角約為 135°）的距離內，使用機床沿圓周向車掉1.5mm，也即齒條的直徑減小3mm，變成細齒條區(qū)域，其余的齒條直徑保持不變，然后使用油漆筆在齒條上均勻涂上約 4cm的綠色油漆，覆蓋細齒條區(qū)域及部分粗齒條區(qū)域。機械轉向機裝車后再次進行主觀評估和客觀測量。在比利時路面上，直行和右轉向（齒條向左移動）時，Rattle噪聲與初始狀態(tài)相比幾乎沒有發(fā)生變化，三人主觀評估結果依次為4分、4.5分和4分，客觀測量結果見圖6所示；轉向盤在左側約130°的范圍轉動時Rattle噪聲水平有了明顯的提高，三人主觀評估的結果依次為6分、6分和6.5分，客觀測量結果如圖7所示。一旦超出這個轉角范圍，Rattle 噪聲水平與直行或右轉時基本相同。試驗結束后，對此轉向機進行拆解發(fā)現(xiàn)粗齒條區(qū)域的圓周上有明顯的撞擊點，而細齒條區(qū)域則無，見圖8所示。可以證明之前的猜測是正確的：由于機械轉向機殼體的內徑與齒條之間的間隙太小導致殼體內壁與齒條碰撞，產生了劇烈的Rattle噪聲。

圖6 右轉向時三個位置的振動加速度

圖7 左轉向時三個位置的振動加速度

圖8 齒條上碰撞的印跡

根據(jù)上面的試驗結果重新修改模具，保持殼體厚度不變，增加機械轉向機殼體內、外徑。使用同一車輛，把新轉向機裝車在同樣的比利時路上進行主觀評估和客觀測量。三人主觀評估結果依次為6.5分、6分和6分，Rattle噪聲水平有了明顯的提高。客觀測量結果如圖9所示?？梢钥闯鰷y量點殼體內壁與齒條間隙最小處的振動加速度有了顯著降低。殼體與齒條間隙過小是影響 Rattle噪聲的主要因素。盡管目前Rattle噪聲水平相對原始狀態(tài)有了明顯的提高，但是根據(jù)表1的主觀評分原則，仍達不到批產要求，需要進一步的調查和優(yōu)化。根據(jù)前文分析，引起壓塊處Rattle噪聲的主要因素有兩個：一個是壓塊間隙；另一個是齒條襯套上O型圈的剛度。在臺架上對目前狀態(tài)的轉向機進行功能測試，結果表明：壓塊間隙與原始狀態(tài)基本一致，可以排除壓塊間隙這個影響因素。

安裝在齒條襯套上的O型圈的剛度決定了O型圈的壓縮量的大?。涸谙嗤钕?，壓縮量與剛度近似成反比。壓縮量越大，齒條在殼體內的竄動量越大，更易使齒條與壓塊之間產生撞擊。更換大剛度的O型圈，把轉向機重新裝車評估，三人主觀評估結果依次為8分、8分和9分，達到了批產要求?？陀^測量結果見圖10?？梢钥闯觯齻€測量點的最大振動加速度約為原始狀態(tài)的四分之一。

圖10 更改O型圈后三個位置的振動加速度

每次主觀評估分數(shù)及對應的單方向振動加速度最大值見表2。

表2 客觀測量及主觀評估結果

主觀評估結果取均值，把上述五次試驗的X、Y和Z方向的最大振動加速度值分別與主觀評估結果進行關聯(lián)分析，分別見圖11、圖12和圖13。

圖11 X方向的最大振動加速度與主觀評估的關系

圖12 Y方向的最大振動加速度與主觀評估的關系

圖13 Z方向的最大振動加速度與主觀評估的關系

從圖11、圖12和圖13可以看出，Rattle噪聲與X、Y、Z方向的振動加速度的相關性系數(shù) R2分別為 0.315、0.2231和0.2918，相關性很低。使用單方向的振動加速度最大值來反映Rattle噪聲水平的方法是不可靠的。

盡管使用相同的試驗路面，車輪每次行駛的軌跡并不相同，因此路面激勵也并不完全相同。對于任意一個測量位置，每次試驗振動加速度的最大值會在 X、Y、Z三個方向上隨機出現(xiàn)。在每次評估過程中，我們都以感覺到的最明顯的Rattle噪聲作為本次機械轉向機的 Rattle噪聲水平。因此不考慮振動加速度的方向，使用所有測量位置的最大振動加速度來反映本次試驗的Rattle噪聲水平的方法是比較合理的?；谝陨戏治?，數(shù)據(jù)整理結果見表3。

表3 最大振動加速度與主觀評估的關系

對表3的數(shù)據(jù)進行線性擬合，見圖14?？梢钥闯鯮attle噪聲與最大振動加速度的相關性系數(shù)R2達到了0.9847。

圖14 最大振動加速度與主觀評估的關系

由于圖 14的數(shù)據(jù)點較少，所得的相關性系數(shù)可靠性不足，需要更多的數(shù)據(jù)支撐。結合此項目在另一階段的 Rattle噪聲的主觀評估與客觀測量結果，構成了此項目Rattle噪聲的較完整的主觀評估與客觀測量的對應關系，見表4。把表4數(shù)據(jù)進行線性擬合，見圖15。

表4 完整的振動加速度與主觀評估

圖15 完整的振動加速度和主觀評估的關系

從圖15可以看出，線性擬合的斜率和截距分別為-0.8113和9.8533，相關性系數(shù)R2達到了0.9783，相關性很高，表明使用三向振動加速度最大值來反映Rattle噪聲水平的方法是可行。

在嚴格按照表1規(guī)定的條件下，圖15的擬合曲線同樣適用其它項目的機械轉向機。這對降低成本、縮短問題調查周期、提高問題調查結果的準確度等方面具有重要的意義。

3 結論

影響機械轉向機Rattle噪聲的主要因素為：壓塊間隙、齒條襯套及齒條與殼體之間的最小間隙。

機械轉向機的Rattle噪聲水平與單向振動加速度最大值相關性很低。

機械轉向機的Rattle噪聲與三向振動加速度的最大值有很強的相關性，相關性系數(shù) R2=0.9783。使用三向振動加速度最大值來客觀反映Rattle噪聲水平的方法是可行的。

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The Investigation and Quantitative Analysis of MSG Rattle Noise

Huang Qiansheng, Huang Yi, Liu Jiazhen, Wu Shiyang
（Bosch HUAYU Steering Systems Co., Ltd., Shanghai 201821）

Based on one developing project, the rattle noise of mechanical steering gear (MSG) is investigated. At first, the positions that the rattle noise easy occurs are shown. Then subjective assessment is made and relative ratting is provided. At the same time, objective measurements with three-axis acceleration sensor are performed. At last, quantitative analysis is made. The result of quantitative analysis shows there is great correlationship between maximum three-axis acceleration and subjective assessment ratting. The correlation coefficient reaches to 0.9783 which shows that it’s feasible to use maximum three-axis acceleration to represent the rattle noise of MSG.

Rattle Noise; Quantitative Analysis; MSG; Three-Axis Acceleration

U463.4

A

1671-7988 (2017)21-137-05

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.21.046

CLC NO.: U463.4

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1671-7988 (2017)21-137-05

黃乾生，男，碩士研究生，從事工作：電動轉向系統(tǒng)（EPS）的匹配及系統(tǒng)噪聲調查和分析。