(上海汽車集團(tuán)股份有限公司商用車技術(shù)中心，上海 200438)

0 前言

隨著汽車技術(shù)的發(fā)展，汽車已經(jīng)完全融入了人們的生活之中，人們對(duì)汽車的要求也越來越高，用途駕乘感受逐漸受到大家的重視，其中振動(dòng)噪聲特性是駕乘感受的重要組成部分。傳統(tǒng)的汽車噪聲控制中，只強(qiáng)調(diào)噪聲量級(jí)的大小，認(rèn)為噪聲級(jí)越低越好。自20世紀(jì)80年代以來，用戶不僅要求在駕駛過程中減少車內(nèi)噪聲，還關(guān)心它的頻率組成成分，與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系等因素，即考慮聲音的質(zhì)量[1]。對(duì)于常規(guī)的整車車內(nèi)噪聲評(píng)估，怠速通常是評(píng)估的重要工況。一般來說，車輛的怠速噪聲聲壓級(jí)通常都不高，因此在怠速工況下，人們?cè)u(píng)估噪聲感受的優(yōu)劣，往往更多的看重怠速噪聲的聲品質(zhì)。本文總結(jié)了某車怠速聲品質(zhì)問題的解決經(jīng)驗(yàn)。

1 問題描述

在某款配置直列4缸柴油機(jī)的車型開發(fā)過程中，針對(duì)最初的工程樣車的怠速車內(nèi)噪聲進(jìn)行評(píng)估，發(fā)現(xiàn)存在擾人的類似“嗚嗚”聲的低頻嘯叫抱怨。通過用聲級(jí)計(jì)對(duì)車內(nèi)噪聲進(jìn)行測(cè)試，發(fā)現(xiàn)和同類型的參考車聲壓級(jí)水平基本相當(dāng)，大約為51 dB(A)。由于是怠速工況，車輛主要的噪聲源來自于發(fā)動(dòng)機(jī)，因此該問題初步確認(rèn)為發(fā)動(dòng)機(jī)某零部件造成的聲品質(zhì)問題。

2 問題識(shí)別和定義

對(duì)怠速車內(nèi)噪聲的信號(hào)進(jìn)行了快速傅立葉變換(FFT)變換，并用1/3倍頻程描述車內(nèi)噪聲的頻域特征，如圖1。從圖中可以看到，具體的噪聲抱怨頻帶以315 Hz為中心頻帶，聲壓級(jí)達(dá)到了46.9 dB(A)。而20～8 000 Hz的總體聲壓級(jí)僅為51.1 dB(A)，兩者相差僅4.2 dB(A)。從能量占比的角度分析，該抱怨噪聲的能量占到了總能量的大約40%，因此定義該頻率成分抱怨為主要抱怨。

圖1 車內(nèi)噪聲1/3倍頻程圖

由于該車配置的發(fā)動(dòng)機(jī)在做同步開發(fā)，因此針對(duì)這一抱怨，在動(dòng)力總成半消聲室，開展了具體的零部件噪聲識(shí)別工作。該聲學(xué)環(huán)境符合《ISO 3744：1994 聲學(xué) 生涯發(fā)側(cè)噪聲聲功率級(jí)測(cè)定 反射面上方近似自由場(chǎng)的工程法》的要求。具體采用了聲強(qiáng)法進(jìn)行更為精確的噪聲源識(shí)別工作，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)各個(gè)表面進(jìn)行了掃描識(shí)別。在800 r/min的怠速工況下，最終確認(rèn)前端輪系區(qū)域?yàn)樵肼暠г棺顬轱@著區(qū)域，見圖2。

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)前端輪系聲強(qiáng)測(cè)試

進(jìn)一步查看前端輪系近場(chǎng)測(cè)點(diǎn)的瀑布圖數(shù)據(jù)，如圖3所示，可以清晰的看到，在該工況下，抱怨的精確頻率為320 Hz。結(jié)合前端輪系齒輪齒數(shù)的計(jì)算，發(fā)現(xiàn)正好是24齒的正時(shí)齒輪的嚙合階次在此工況下所對(duì)應(yīng)的頻率，即320 Hz。因此該問題的噪聲源已經(jīng)確認(rèn)，即正時(shí)齒輪系統(tǒng)的嚙合過程，前端輪系產(chǎn)生了的低頻嘯叫噪聲抱怨。

圖3 發(fā)動(dòng)機(jī)前端輪系近場(chǎng)測(cè)試瀑布圖

按照心理聲學(xué)，純音被寬頻噪聲掩蔽的理論，100 Hz到2 000 Hz，純音要被白噪聲掩蔽，一般需要低于白噪聲10 dB(A)[2]。怠速時(shí)，整車車內(nèi)噪聲的能量主要集中在2 000 Hz以下，而抱怨頻率為320 Hz，可以參考掩蔽效應(yīng)的內(nèi)容對(duì)最終的方案效果進(jìn)行效果認(rèn)可，即抱怨噪聲1/3倍頻程聲壓級(jí)小于總聲壓級(jí)10 dB(A)，就可滿足沒有抱怨噪聲的要求。

3 抱怨噪聲的機(jī)理分析

首先，控制發(fā)動(dòng)機(jī)前端輪系的齒輪嘯叫是發(fā)動(dòng)機(jī)開發(fā)過程中噪聲控制的重要內(nèi)容。雖然齒輪傳動(dòng)相對(duì)于鏈傳動(dòng)機(jī)構(gòu)相比具有噪聲小[3]的特點(diǎn)，但是由于齒輪嘯叫噪聲導(dǎo)致的抱怨現(xiàn)象，也時(shí)有發(fā)生。柴油機(jī)的前端噪聲主要來自正時(shí)齒輪噪聲，為特殊頻帶高頻噪聲和寬頻帶沖擊噪聲。由于正時(shí)齒輪主要是傳遞運(yùn)動(dòng)的，齒輪受力較小而輪齒變形較小。因此，正時(shí)齒輪噪聲對(duì)齒輪的制造誤差比較敏感，所以有時(shí)雖然比其他傳動(dòng)齒輪誤差小，但也會(huì)產(chǎn)生較大的噪聲。改善正時(shí)齒輪噪聲的主要原則是提高齒輪的柔性，降低嚙合對(duì)制造誤差的敏感度[1]。

其次，除了控制齒輪本身的嚙合特性，還可以通過優(yōu)化噪聲的傳遞路徑，從而更好的優(yōu)化車內(nèi)人員對(duì)齒輪嚙合噪聲的感受?？梢詮脑黾育X輪室蓋和正時(shí)罩蓋的剛度和阻尼入手，從而提升這些噪聲輻射件的模態(tài)并有效控制其振動(dòng)幅值，對(duì)傳入車內(nèi)的空氣聲進(jìn)行控制。

最后，對(duì)該發(fā)動(dòng)機(jī)的曲軸彎曲模態(tài)進(jìn)行了核對(duì)，其一階彎曲模態(tài)為319 Hz，因此在800 r/min時(shí)，可能使彎曲模態(tài)和此時(shí)的扭轉(zhuǎn)特性發(fā)生耦合，從而存在嚙合噪聲放大的可能性。

綜上所述，將導(dǎo)致抱怨的零部件和潛在可改進(jìn)的措施全部羅列到如下因果圖中(圖4)。

圖4 低頻嘯叫噪聲控制因果圖

4 各零部件方案驗(yàn)證與數(shù)據(jù)分析

方案的驗(yàn)證是按照《GB/T 1859—2000 往復(fù)式內(nèi)燃機(jī) 輻射的空氣噪聲測(cè)量工程法及簡(jiǎn)易法》中規(guī)定的測(cè)點(diǎn)進(jìn)行布置的，選用標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范中的正對(duì)前端輪系的測(cè)點(diǎn)進(jìn)行具體的數(shù)據(jù)分析。測(cè)試環(huán)境是動(dòng)力總成半消聲室，具體符合《ISO 3744：1994 聲學(xué) 聲壓法噪聲源聲功率級(jí)測(cè)定 反射面上方近似自由場(chǎng)的工程法》這一規(guī)范。具體的工況為發(fā)動(dòng)機(jī)怠速800 r/min。選用的測(cè)試設(shè)備是西門子SCADAS III 采集前端，軟件是西門子Testlab 14A版本振動(dòng)噪聲采集軟件。針對(duì)問題，設(shè)定分析頻段為100～2 000 Hz。每次采樣的時(shí)長為5 s。由于各個(gè)方案是在不同時(shí)間驗(yàn)證的，所以只能采取單個(gè)方案的驗(yàn)證在同一臺(tái)發(fā)動(dòng)機(jī)上開展，而不同方案可能是在不同的發(fā)動(dòng)機(jī)上開展的驗(yàn)證。

4.1 齒輪優(yōu)化

針對(duì)齒輪本身的優(yōu)化，實(shí)際上是主要從齒輪修形和提高精度等級(jí)兩方面開展的。針對(duì)原來的齒輪齒形，分別優(yōu)化了如下參數(shù)：倒緣起始直徑、Cαlfα齒形鼓形量、Cα齒頂修緣量、fHα壓力角、Cb齒向鼓形量、fHα螺旋角、E齒向修形起始點(diǎn)等，詳見圖5、圖6。同時(shí)還把齒輪的精度等級(jí)從原來的IT8提升到了IT7。由于零件需要更換在不同批次的同款發(fā)動(dòng)機(jī)上，更換極為不便，因此，對(duì)于齒輪本身的優(yōu)化，并沒有單獨(dú)驗(yàn)證?；诶碚摱ㄐ苑治?，低頻嘯叫噪聲抱怨應(yīng)該有所改善。對(duì)于其他方案的驗(yàn)證，都是基于優(yōu)化后齒輪的狀態(tài)進(jìn)行的試驗(yàn)驗(yàn)證，后文不再進(jìn)行分析。

圖5 齒形修形

圖6 齒向修形

4.2 齒輪室蓋和正時(shí)罩蓋優(yōu)化

圖7 發(fā)動(dòng)機(jī)前端示意圖

齒輪室蓋和正時(shí)罩蓋的具體布置如圖7，曲軸正時(shí)齒輪內(nèi)側(cè)是齒輪室蓋，外側(cè)覆蓋著正時(shí)皮帶相關(guān)輪系的正時(shí)罩蓋。由于曲軸正時(shí)齒輪是直接傳遞發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的，所以其自身的振動(dòng)特性主要包含了發(fā)動(dòng)機(jī)階次特性，加上自身齒數(shù)為24，所以在發(fā)動(dòng)機(jī)為800 r/min怠速時(shí)，主要階次特性為320 Hz。這些周期性的振動(dòng)會(huì)隨著嚙合及軸承滾動(dòng)傳遞到較為薄弱的薄壁蓋罩零件，通過振動(dòng)將其轉(zhuǎn)換為聲能量，并向外輻射。

齒輪室蓋本身是在前端輪系更內(nèi)側(cè)的零件，在齒輪上下兩側(cè)分別有兩塊相對(duì)較大的薄壁平面，所以在這兩個(gè)平面上焊接了相應(yīng)形狀的厚鐵塊，用以加強(qiáng)該處薄壁的剛性，提高了齒輪室蓋模態(tài)頻率的同時(shí)可以有效降低振動(dòng)的幅值，減小輻射的聲能量。按照標(biāo)準(zhǔn)，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)前端1 m測(cè)距的聲壓級(jí)進(jìn)行分析，如圖8。加強(qiáng)齒輪室蓋后，該抱怨頻帶的聲壓級(jí)降低了2.1 dB(A)。

圖8 齒輪室蓋加強(qiáng)與原始齒輪室蓋聲壓級(jí)比較

正時(shí)罩蓋是發(fā)動(dòng)機(jī)前端最大的薄壁件，為了加強(qiáng)剛性，嘗試鑄鋁件替代原來的沖壓件進(jìn)行優(yōu)化方案的驗(yàn)證，把整個(gè)前端輪系內(nèi)外的端蓋全部改為了鑄鋁樣件。如圖9所示，通過同樣的測(cè)試分析，可以看到正時(shí)罩蓋改為鑄鋁件后，前端測(cè)點(diǎn)的聲壓級(jí)優(yōu)化了約2.9 dB(A)。

圖9 鑄鋁前端蓋與原始沖壓板金的聲壓級(jí)比較

在嘗試增加正時(shí)罩蓋剛性的同時(shí)，還嘗試了增加正時(shí)罩蓋阻尼的方案。在整個(gè)罩蓋表面粘貼了1 mm厚度的約束阻尼，和原始狀態(tài)進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如圖10所示，盡管高頻部分的能力有效得到降低，但是抱怨頻率聲壓級(jí)僅相差0.2 dB(A)，可以認(rèn)為該方案在降低此頻率的聲壓級(jí)水平上基本沒有貢獻(xiàn)。

圖10 阻尼貼片與原始沖壓板金的聲壓級(jí)比較

4.3 曲軸減振器的優(yōu)化

該4缸柴油機(jī)的曲軸一階彎曲模態(tài)為319 Hz，原來使用的曲軸減振器設(shè)計(jì)扭振設(shè)計(jì)頻率為310 Hz，把曲軸減振器的頻率提高到320 Hz，嘗試對(duì)扭轉(zhuǎn)特性和彎曲特性進(jìn)行解耦，并進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，結(jié)果見圖11。可以看到，兩種不同減振器方案在相同測(cè)點(diǎn)抱怨頻率噪聲聲壓級(jí)僅相差0.9 dB(A)，達(dá)到微小的減振器效果。

5 整車最終方案確認(rèn)

綜合對(duì)比各個(gè)方案的效果，同時(shí)，考慮工程方案的可行性，以及最終零件實(shí)際供樣狀態(tài)。最終，選擇了將齒輪精度提升、齒輪修形、齒輪室蓋焊接鐵片加強(qiáng)、正時(shí)罩蓋加筋加強(qiáng)、曲軸減振器頻率調(diào)整優(yōu)化這些方案共同實(shí)施，在整車上進(jìn)行最終實(shí)施工程方案的驗(yàn)證。通過測(cè)試整車車內(nèi)的怠速噪聲，確認(rèn)最終方案的效果。圖12示出了抱怨頻率的聲壓級(jí)優(yōu)化前后為40.5 dB(A)和36.5 dB(A)，相差了約4.0 dB(A)。同時(shí)優(yōu)化前后車內(nèi)總聲壓級(jí)為47.0 dB(A)和45.8 dB(A)。

圖11 不同曲軸減振器效果對(duì)比

圖12 實(shí)車方案效果驗(yàn)證

6 結(jié)論

對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)齒輪嘯叫的識(shí)別，首先可以通過計(jì)算和實(shí)測(cè)噪聲，如果確認(rèn)是齒輪嘯叫噪聲，需要根據(jù)掩蔽效應(yīng)，確認(rèn)需要優(yōu)化抱怨頻率噪聲的聲能量目標(biāo)。 優(yōu)化齒輪室蓋和正時(shí)罩蓋的剛度及阻尼，可以有效的減小發(fā)動(dòng)機(jī)表面對(duì)齒輪噪聲輻射的聲能量，是較為有效的優(yōu)化措施。

參 考 文 獻(xiàn)

[1]龐劍，諶剛，何華. 汽車噪聲與振動(dòng)——理論與應(yīng)用[M]. 北京理工大學(xué)出版社，2006.

[2]E Zwicker, H Fastl. Psychoaccoustics-facts and models[M].Spinger，2007.

[3]陳家瑞. 汽車構(gòu)造[M]. 北京：人民交通出版社，2008.