徐 猛，袁細祥，石計紅，李 建，林 浩

（北京汽車集團越野車有限公司，北京 101300）

制動性作為國家強制性法規(guī)要求的性能，在汽車的研發(fā)生產過程中尤為重要。真空泵系統(tǒng)是為制動系統(tǒng)提供真空助力的重要零部件，真空泵系統(tǒng)的結構和工作原理[1]導致其在工作過程中產生多種噪聲。隨著消費者對汽車NVH性能要求日益提高，各車企對真空泵系統(tǒng)噪聲問題投入了越來越多的關注，進行了大量的研究。另外，真空泵系統(tǒng)安裝在發(fā)動機艙內，而發(fā)動機艙內結構種類多且復雜，如何從發(fā)動機艙這一復雜的耦合系統(tǒng)中確定和排查異響源也是實際車型項目NVH開發(fā)中的一個難點和重點。

楊志偉等[2]研究了采用無貫通螺栓孔隔振墊結構的優(yōu)化方案，抑制由真空泵系統(tǒng)結構噪聲引起的車內噪聲。廉晶晶等[3]研究了通過用阻尼材料包裹真空泵以降低車內空氣輻射噪聲和增加安裝支架剛度，以減小結構輻射噪聲的改進方案，減少了真空泵系統(tǒng)工作輻射噪聲對車內的影響。張宇等[4]在研究真空泵車內噪聲性能時，以聲壓級和響度作為綜合評價參數(shù)，提出在真空泵表面增加阻尼材料的方案以提升車內聲品質。陳馨蕊等[5]通過提高真空泵系統(tǒng)的隔振率，并結合真空泵安裝點噪聲傳遞函數(shù)的分析結果，改善了真空泵引起的車內噪聲問題。目前各專家學者主要是通過傳統(tǒng)FFT和階次分析方法對真空泵系統(tǒng)常規(guī)噪聲進行分析，但對于時變系統(tǒng)或瞬態(tài)沖擊造成的異響問題，傳統(tǒng)FFT 和階次分析方法已不再適用，造成NVH問題的排查效率受到一定影響。

本文針對某款車型在熱車怠速工況下駕駛室內出現(xiàn)“噠噠”聲異響問題，采用小波分析方法，快速分析并識別到噪聲源。并通過對真空泵系統(tǒng)進行全面分析，提出了噪聲源控制、傳播路徑隔離、路徑低剛度隔振和路徑高阻尼衰減4 種改善方案，并對各個方案進行了實際應用和測試驗證，測試數(shù)據(jù)和主觀評價結果均表明，對于該真空泵系統(tǒng)導致的車內結構噪聲，4種方案均能起到良好的控制與優(yōu)化效果。

1 小波分析原理

1.1 小波函數(shù)

小波函數(shù)（也稱小波）是小波分析中最重要部分，其數(shù)學方程式為：

式（1）是由母小波函數(shù)ψ(t) 縮放（或膨脹）a倍并平移b得到的，其中a被稱為尺度因子且a≠0，b被稱為時移因子。

母小波ψ(t) 必須滿足以下條件：

a)ψ(t) 是平方可積函數(shù)；

b)ψ(t)∈L2(R)是單位化的；

c)ψ(t) ∈L(R)是有界函數(shù)；

d)ψ(t) 必須非0且均值為0；

由上可得母小波函數(shù)具有如下兩個特性：

（1）衰減性，即在某個區(qū)域之外幅值會迅速衰減為0；（2）波動性，具有幅值正負相間波形。母小波函數(shù)的特性使小波函數(shù)具有窗口的作用，視窗的位置隨參數(shù)b移動，分辨率隨參數(shù)a變化。

1.2 小波變換

小波變換就是將式（1）小波函數(shù)與待變換函數(shù)f(t)進行內積，得到一個含雙參數(shù)a、b的函數(shù)Wf(a,b)：

在由參數(shù)b確定的視窗中，將f(t)進行帶通濾波，參數(shù)a越大，頻帶越窄，頻率平均值越低，分辨率越小，反之則分辨率越高。

1.3 小波分析

小波分析即通過小波變換將原始信號進行時頻變換，對于不同的頻率成分采用不同的時間分辨率，對于高頻信號或者瞬態(tài)信號，采用的時間分辨率較高，采樣密集，采用的時域窗口較密集；對于低頻信號或者穩(wěn)態(tài)信號，采用的時間分辨率較低，采樣較疏，時域窗口較寬；這種變窗的處理方法能自動適應時-頻信號分析要求，從而聚焦到信號的任意細節(jié)，對于提取瞬態(tài)信號的某一頻率段所對應的時域特征有顯著優(yōu)勢[6－8]。

2 問題說明

2.1 問題介紹

某車型在充分熱車后保持怠速工況，進行多次深踩制動踏板后，在駕駛室內出現(xiàn)“咚咚”聲異響，且異響持續(xù)一段時間后消失，再重復幾次深踩制動踏板，異響復現(xiàn)，由于異響來自于發(fā)動機艙內，而且發(fā)動機艙內系統(tǒng)結構復雜，較難直接確定異響來源，可通過NVH測試進行分析和排查。

2.2 NVH測試

針對該異響問題，進行整車狀態(tài)振動噪聲測試，分別在駕駛室內布置麥克風，在真空泵管路固定支架（與前圍板連接端）上布置三向加速度傳感器，如圖1至圖2所示。

圖1 駕駛室內麥克風布置

圖2 真空泵管路固定支架上的傳感器布置

使用Test.Lab 的Signature 模塊進行測試，設置振動數(shù)據(jù)分析帶寬為1024 Hz，噪聲數(shù)據(jù)分析帶寬為25 600 Hz，頻率分辨率均為1 Hz，跟蹤時間測試中時間分辨率為0.1 s，車輛處于怠速關空調狀態(tài)，待車輛充分熱車后（水溫達到90 ℃），反復多次深踩制動踏板，待異響出現(xiàn)后開始測試，每組測試15 s，共測試3組，以保證測試數(shù)據(jù)一致性。

2.3 數(shù)據(jù)分析

通過試驗得到真空管路固定支架振動時域數(shù)據(jù)如圖3所示。真空管路固定支架時域數(shù)據(jù)中存在明顯異常間歇性振動峰值，振動幅值最大可達0.69 g。

圖3 真空泵管路固定支架振動時域數(shù)據(jù)(原狀態(tài))

由于機艙內和駕駛室內噪聲環(huán)境復雜，且該異響會隨時間變化，使用常規(guī)傅里葉變換無法進一步分析出異響頻率特征，由小波分析原理可知，對于該時變瞬態(tài)信號，可通過小波分析進行時域信號特征提取，對真空泵管路安裝支架振動信號進行小波變換處理，得到其振動頻譜，如圖4所示，結合頻譜圖和濾波回放，可確定異響頻率特征以及異響產生的時域特征。

圖4 真空泵管路固定支架振動頻譜（小波變換）

由圖4可知，每2 次異響發(fā)生的時間間隔T為0.09 s左右，則異響發(fā)生的頻率為：

代入數(shù)據(jù)可得f1=11.1 Hz。

而真空泵由凸輪軸驅動，且速比為1:1，該車輛怠速曲軸轉速為700 r/min，曲軸與凸輪軸速比為2：1，則真空泵內轉子轉速為700 r/min/2=350 r/min，由于旋片式真空泵轉子轉一圈完成兩次抽氣和排氣過程，則真空泵的主要工作頻率為2階：

式中：n為階次，R為真空泵轉子轉速，代入數(shù)據(jù)可得f2=11.6 Hz。

綜上可知，f1≈f2，即異響發(fā)生頻率與真空泵主要工作頻率基本吻合，可確定異響由真空泵在抽真空狀態(tài)時產生。

3 問題系統(tǒng)分析

3.1 真空泵本體介紹

該車輛使用的機械真空泵為旋片式機械真空泵，其結構原理圖如圖5所示[9]：

圖5 旋片式真空泵結構原理圖

該真空泵主要組成部分為：泵體、轉子、旋片、彈簧、排氣閥門等，旋片中間連接有彈簧，當轉子沿如圖5所示箭頭方向旋轉時，旋片兩端會受離心力作用拉長彈簧并與泵腔內壁貼合，此時，旋片將泵腔分成I、Ⅱ、Ⅲ3個部分，I 連接吸氣口，當中間轉子旋轉時，I的容積擴大，其內部壓強降低，當其壓強小于泵外部氣體壓強時，會將外部氣體從吸氣口吸入，該過程為吸氣過程；Ⅲ連接排氣口，當中間轉子旋轉時，Ⅲ的容積減小，其內部壓力變大，當壓強大于排氣閥門外的油壓時，會頂開排氣閥門，將氣體從排氣口排出，該過程為排氣過程；由該泵結構可知，轉子旋轉一圈，會完成兩次吸氣和排氣過程。在吸氣和排氣過程中，泵腔氣體壓力不斷周期性變化形成壓力脈動，壓力脈動的沖擊導致真空泵工作時產生異常噪聲。

3.2 真空助力系統(tǒng)分析

該車輛的真空泵系統(tǒng)及管路連接結構示意圖如圖6所示，安裝在發(fā)動機上的真空泵通過管路與制動助力泵連接，為制動系統(tǒng)提供真空助力，真空管路在前圍板上有兩個安裝點，分別通過支架和螺栓安裝在前圍板上，并與制動真空助力器連接。

圖6 真空泵系統(tǒng)及管路連接結構示意圖

當真空泵處于抽真空狀態(tài)時，氣流產生的壓力脈動沖擊沿著結構路徑“真空泵-管路-固定支架-前圍板”傳遞至前圍板，由于前圍板動剛度較低，導致該沖擊被放大，并產生噪聲傳遞至駕駛室內，真空泵系統(tǒng)的振動沖擊傳遞流程圖如圖7所示。當制動真空助力器內真空度達到制動性能要求后，真空泵逐漸停止抽真空工作，氣流壓力脈消失，隨之異響也逐漸消失，這導致了該異響的時變性。

圖7 真空泵系統(tǒng)的振動沖擊傳遞流程圖

4 優(yōu)化控制方案

針對該真空泵系統(tǒng)引致的車內結構噪聲，分別從噪聲源和傳遞路徑兩個方向提出以下4種控制和優(yōu)化方案：

4.1 噪聲源優(yōu)化

為了減小真空泵工作時產生的壓力脈動沖擊，在保證車輛制動性能的前提下，將原260 mL容量的真空泵更換為190 mL容量的真空泵，由旋片式真空泵的結構和工作原理可知，采用小容量真空泵使單次吸氣和排氣的氣量變小，從而導致壓力脈動產生的沖擊減弱，同時產生的噪聲也隨之變弱。

針對該方案樣件進行裝車效果驗證，測試真空泵管路固定支架振動頻譜圖，如圖8所示，異響頻率（250 Hz～550 Hz）特征基本消失，駕駛室內異響也基本消失。

圖8 真空泵管路固定支架振動頻譜（小波變換）

從時域數(shù)據(jù)上看，真空泵管路固定支架振動幅值明顯減小，如圖9所示，最大振動峰值降至0.23 g。

圖9 真空泵管路固定支架振動時域數(shù)據(jù)(方案1)

4.2 傳遞路徑隔離

由真空泵系統(tǒng)結構分析可知，異響沖擊的傳遞路徑為：真空泵-管路-固定支架-前圍板-駕駛室，為了阻斷真空泵氣流沖擊的傳遞，可切斷結構傳播路徑，如圖10所示，取消安裝在前圍板上的兩個真空泵管路固定支架，優(yōu)化管路走向并將其固定在發(fā)動機上。

圖10 真空泵管路安裝及走向圖

該方案既能阻斷開真空泵系統(tǒng)氣流壓力脈動沖擊向前圍板傳遞，同時也能保證管路安裝穩(wěn)定性。方案實施后，由于原真空泵管路固定支架處沒有來自真空泵氣流的沖擊激勵，該支架振動信號中異常的間歇性振動峰值消失，駕駛室內感受到的異響也消失，真空泵管路固定支架的振動時域數(shù)據(jù)如圖11所示。

圖11 真空泵管路固定支架振動時域數(shù)據(jù)(方案2)

4.3 路徑低剛度隔振

在不更改真空泵管路走向的前提下，為了減弱真空泵系統(tǒng)氣流沖擊的傳遞，可在傳遞路徑上進行隔振，如圖12所示，在真空泵管路與其固定支架之間增加一層低剛度橡膠墊。

圖12 真空泵管路和固定之間增加橡膠墊

方案實施后，真空泵系統(tǒng)氣流沖擊經橡膠墊減振后傳遞至支架上的振動幅值明顯減小，真空泵管路固定支架的振動時域數(shù)據(jù)如圖13所示，最大振動峰值為降至0.42 g。

圖13 真空泵管路固定支架振動時域數(shù)據(jù)(方案3)

4.4 路徑高阻尼衰減

在系統(tǒng)中增加阻尼材料，能起到以下作用：

（1）有助于系統(tǒng)受到瞬時沖擊后很快恢復到穩(wěn)定狀態(tài)；

（2）有助于減少因機械振動產生的聲輻射，降低機械性噪聲；

（3）有助于降低結構傳遞振動的能力；為了在傳遞路徑上更好衰減真空泵系統(tǒng)的氣流產生的壓力脈動沖擊，可在真空泵管路與其固定支架之間增加阻尼材料。

由以下阻尼力計算公式可知，阻尼力與材料的阻尼系數(shù)和沖擊速度成正比：

式（5）中：c為阻尼系數(shù)，v為沖擊速度。

為了增大阻尼力，達到更好的衰減效果，選用高阻尼系數(shù)的黏彈性阻尼材料，該阻尼材料一般常用于車身結構噪聲的抑制，對于該真空泵導致結構噪聲同樣有抑制效果。

阻尼材料布置在如圖12所示橡膠墊相同位置，位于真空管路和固定支架之間，方案實施后，對采用該方案的樣車進行效果驗證測試，真空泵管路固定支架振動時域數(shù)據(jù)如圖14所示，最大振動峰值為降至0.38 g。

圖14 真空泵管路固定支架振動時域數(shù)據(jù)(方案4)

4.5 方案對比與分析

4種控制與優(yōu)化方案的振動測試數(shù)據(jù)如圖15所示，原狀態(tài)真空泵管路固定支架異常振動峰值為0.69 g，駕駛室內“噠噠”聲異響明顯。通過優(yōu)化噪聲源，異常振動峰值降至0.23 g，駕駛室內異響基本消失；通過進行傳遞路徑隔離，真空泵管路固定支架異常振動峰值消失，駕駛室內異響完全消失；通過進行路徑低剛度隔振和高阻尼衰減，真空泵管路固定支架異常振動峰值分別降至0.42 g、0.38 g，駕駛室內異響狀況有明顯改善，但并未消失。

圖15 真空泵管路固定支架振動峰值對比

結合4種控制優(yōu)化方案的改善效果和工程實際情況，考慮控制方案成本、開發(fā)周期、風險性、可實施性等因素，得出如表1所示的4種方案優(yōu)劣勢對比及工程建議。

表1 4種方案優(yōu)劣勢對比及工程建議

綜上，對4種方案的優(yōu)劣勢對比可知，可使用方案3、4作為臨時優(yōu)化方案，解決異響抱怨問題，同時推進方案2 的實施，達到長期完全消除異響問題目的。

5 結語

（1）真空泵系統(tǒng)安裝在復雜的發(fā)動機艙內，可通過對時域信號的頻域分析獲取問題的特征頻率，以確定NVH的問題來源，但對于時變系統(tǒng)的瞬態(tài)異響問題，傳統(tǒng)的FFT方法已經不再適用，而小波分析通過自身可適用于多個時域窗口的特性，可清晰捕捉到問題特征；

（2）運用小波變換分析瞬態(tài)問題頻率特征時，一般遇到兩個頻率參數(shù)，第一個是沖擊振動的頻率分布，沖擊振動信號通常為寬頻信號，真空泵的沖擊頻率為250 Hz～550 Hz，另一個為兩次沖擊的時間間隔對應的頻率，案例中為11.1 Hz，根據(jù)沖擊頻率往往較難確定問題所在，而第二個頻率更有意義，尤其需關注其與發(fā)動機轉速或者車速等信號的關系，可為問題排查提供重要的線索，案例中的真空泵系統(tǒng)的激勵與發(fā)動機相關，怠速工況真空泵產生的壓力頻率為11.1 Hz，可確定問題來自真空泵系統(tǒng)。另外，如果采用的是電動真空泵，建議同步排查問題頻率與電控真空泵控制信號的關系；

（3）真空泵系統(tǒng)的噪聲控制可以通過噪聲源和路徑隔振兩方面進行，文中總結歸納為4種方案：優(yōu)化噪聲源；結構路徑隔離；路徑低剛度隔振；路徑高阻尼衰減。采用4 種方案將原狀態(tài)異常振動峰值0.69 g 分別降低至0.23 g、0.15 g（無異常峰值）、0.42 g、0.38 g，優(yōu)化效果明顯；

（4）實際項目中，4種方案的實際優(yōu)化效果均可接受，但更換為更低流量的真空泵系統(tǒng)后，會對制動性能產生影響，存在一定安全性風險，不建議選用；而結構路徑隔離和阻尼衰減方案不能完全消除噪聲，因此工程中建議選用方案3和方案4作為短期措施，而將方案2，即改變管路安裝點位置作為長期方案。