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        某車型液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)降噪方法研究

        2024-01-11 15:24:14單???/span>鄒杰唐余林王振新張紅軍
        時(shí)代汽車 2023年24期
        關(guān)鍵詞:噪聲測試研究

        單??∴u杰 唐余林 王振新 張紅軍

        摘 要:以國內(nèi)某量產(chǎn)車型為研究對(duì)象,怠速時(shí)車內(nèi)存在嚴(yán)重“嗡嗡”聲,通過對(duì)液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲產(chǎn)生機(jī)理分析,并通過對(duì)測試數(shù)據(jù)進(jìn)行分析,確定該聲音為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲大引起,在振動(dòng)噪聲傳遞路徑上采取優(yōu)化措施,增加降噪管及采用兩級(jí)減振機(jī)構(gòu),最終,有效解決該量產(chǎn)車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲問題。

        關(guān)鍵詞:噪聲 測試 降噪方法 研究

        近幾年,汽車工業(yè)在中國地區(qū)迅猛發(fā)展,國內(nèi)顧客對(duì)汽車的要求,由原始代步工具,逐漸演變到對(duì)乘坐舒適性、操控性、燃油經(jīng)濟(jì)性等均有較高追求的生活必須品,整車NVH性能開發(fā),正是針對(duì)整車乘坐舒適性要求提高,所衍生出來的新研究領(lǐng)域。

        在所有NVH問題當(dāng)中,怠速時(shí)的噪聲振動(dòng)問題,越來越引起顧客及各主機(jī)廠高度重視,怠速時(shí)高水準(zhǔn)NVH性能,可以給消費(fèi)者留下良好的口碑。隨著發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器、進(jìn)排氣等噪聲控制水平不斷提高,液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲也越來越多得到顧客的關(guān)注。文章通過對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲進(jìn)行理論與測試分析相結(jié)合手段,鎖定噪聲源,并在振動(dòng)噪聲傳遞路徑上優(yōu)化,從而解決怠速“嗡嗡”聲問題。

        1 液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲產(chǎn)生機(jī)理分析

        液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲對(duì)整車NVH性能的影響主要表現(xiàn)在怠速工況下,液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲主要來源于轉(zhuǎn)向泵噪聲及油管振動(dòng)引起的結(jié)構(gòu)噪聲[1]。

        1.1 轉(zhuǎn)向泵噪聲

        葉片泵的噪聲可分為困油噪聲、脈動(dòng)噪聲、碰撞噪聲和氣蝕噪聲。

        (1)困油噪聲。當(dāng)葉片泵兩葉片之間工作腔進(jìn)入排油或吸油腔時(shí),將產(chǎn)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(huì)受到較大沖擊,從而激發(fā)困油噪聲。

        (2)脈動(dòng)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(huì)引起油液產(chǎn)生周期性的脈動(dòng),繼而產(chǎn)生在流體中傳播的壓力波,壓力波會(huì)引起系統(tǒng)中元件及管路受迫振動(dòng)產(chǎn)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(fā)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(chǎn)生噪聲。

        (4)氣蝕噪聲。油液被吸入時(shí),若油液中溶解或混入了一定氣體,當(dāng)局部區(qū)域油液壓力下降至空氣分離壓時(shí),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(shí)產(chǎn)生氣蝕噪聲。

        1.2 油管結(jié)構(gòu)噪聲

        油管與轉(zhuǎn)向泵直接相連,當(dāng)轉(zhuǎn)向泵泵油時(shí)會(huì)產(chǎn)生一個(gè)激勵(lì),當(dāng)該激勵(lì)頻率與油管固有頻率一致或接近時(shí),會(huì)激發(fā)油管模態(tài),使油管產(chǎn)生共振,從而產(chǎn)生結(jié)構(gòu)噪聲。轉(zhuǎn)向泵油泵激勵(lì)頻率計(jì)算公式為:f=n*N*k60,n為泵轉(zhuǎn)速;N為葉片數(shù);k為諧波階次。

        文章研究的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相關(guān)技術(shù)參數(shù)如表1所示。

        運(yùn)用上述公式計(jì)算在怠速工況下轉(zhuǎn)向泵激勵(lì)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(zhuǎn)向高壓管布置

        發(fā)動(dòng)機(jī)主要的偏轉(zhuǎn)位移之一為繞其X軸的轉(zhuǎn)動(dòng),該位移使轉(zhuǎn)向管路處于拉緊(壓緊)狀態(tài),導(dǎo)致管路到車身的振動(dòng)衰減性能降低。

        布置時(shí),需提高轉(zhuǎn)向管路在整車YZ平面內(nèi)的投影長度,投影長度的經(jīng)驗(yàn)值不得低于300mm,根據(jù)不同級(jí)別的車型做適當(dāng)調(diào)整,且需在布置初期做充分的調(diào)研及確認(rèn)。

        (2)轉(zhuǎn)向高壓管振動(dòng)衰減

        轉(zhuǎn)向高壓管與車身連接點(diǎn)為關(guān)鍵傳遞路徑,連接點(diǎn)數(shù)量不易過多,通常不超過2個(gè)連接點(diǎn)。滿足可靠性的前提下,連接點(diǎn)橡膠剛度應(yīng)盡可能降低,以達(dá)到降低振動(dòng)的目的,必要時(shí)可采用兩級(jí)減振機(jī)構(gòu)。

        (3)降噪管匹配

        轉(zhuǎn)向管路增加降噪管,是降低轉(zhuǎn)向系統(tǒng)液力脈動(dòng)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(jìn)行多次理論計(jì)算與實(shí)物驗(yàn)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(shè)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(diǎn)。

        2 噪聲源識(shí)別及測試分析

        2.1 問題描述

        國內(nèi)某量產(chǎn)車型,怠速時(shí)車內(nèi)存在較嚴(yán)重“嗡嗡”聲,引起顧客極大抱怨,主觀評(píng)價(jià)該噪聲無法接受,且原地打轉(zhuǎn)向時(shí)“嗡嗡”聲更加明顯,因此初步分析“嗡嗡”聲為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)所產(chǎn)生。

        2.2 噪聲源識(shí)別方法

        汽車NVH問題排查及解決,均應(yīng)從聲源(振源)、傳遞路徑、響應(yīng)三方面入手,從易到難進(jìn)行排查,并最終選擇經(jīng)濟(jì)有效方案。文章通過拆除轉(zhuǎn)向高壓管與車身的連接點(diǎn),并通過主觀評(píng)價(jià),結(jié)果表明,怠速原地不打轉(zhuǎn)向及打轉(zhuǎn)向時(shí),車內(nèi)“嗡嗡”聲均有明顯降低。

        2.3 測試結(jié)果分析

        運(yùn)用LMS測試軟件,對(duì)怠速工況車內(nèi)噪聲進(jìn)行測試,在車內(nèi)駕駛員右耳(DRE)位置布置聲音傳感器,在轉(zhuǎn)向高壓管路位置布置加速度傳感器,分別對(duì)原地不打轉(zhuǎn)向和原地打轉(zhuǎn)向兩種工況進(jìn)行測試。測試結(jié)果如圖2和圖3所示。

        對(duì)測試結(jié)果進(jìn)行頻譜分析,確定中心頻率133HZ、265HZ為轉(zhuǎn)向高壓管振動(dòng)峰值,與車內(nèi)噪聲的峰值頻率吻合,且與上文計(jì)算得到的轉(zhuǎn)向泵激勵(lì)頻率一致。

        3 優(yōu)化策略及降噪方案驗(yàn)證

        3.1 優(yōu)化策略制定

        根據(jù)液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲產(chǎn)生機(jī)理,并考慮量產(chǎn)車型整改周期及成本要求,制定優(yōu)化策略見表2。

        因重新布置轉(zhuǎn)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(fā)前期進(jìn)行充分調(diào)研,以規(guī)避該問題,故本次策略制定暫不采納。

        經(jīng)拆除高壓油管與車身連接,車內(nèi)“嗡嗡”轉(zhuǎn)向噪聲降低,由此可知該連接點(diǎn)對(duì)此問題有較大貢獻(xiàn),此也為文章重點(diǎn)考慮降噪方案。針對(duì)此結(jié)構(gòu)傳遞,借用同平臺(tái)其它車型高壓油管采用兩級(jí)減振結(jié)構(gòu),降低結(jié)構(gòu)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(shè)計(jì)分析

        對(duì)降噪管設(shè)計(jì)原理進(jìn)行闡述,并設(shè)計(jì)三種方案加以驗(yàn)證。

        3.2.1 降噪管設(shè)計(jì)原則

        當(dāng)流量波動(dòng)遇到下列情況時(shí),會(huì)發(fā)生壓力波動(dòng):(1)對(duì)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(dòng)會(huì)引起其它零件的振動(dòng),當(dāng)其它零件的固有頻率與壓力波動(dòng)頻率同相位時(shí),會(huì)發(fā)生共振,轉(zhuǎn)向閥端可視作封閉端,設(shè)泵產(chǎn)生的壓力波動(dòng)的一個(gè)諧波為:

        p=Acos(2πft);

        p為壓力波動(dòng),A為幅值,f為諧波頻率,t為時(shí)間。

        壓力波以波速c在管路內(nèi)傳播,到閥端后會(huì)反向生成反射波,反射波返回到泵的時(shí)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(nèi)的衰減系數(shù)。

        如果反射波pr和原始波p同相,則兩個(gè)波會(huì)相互加強(qiáng),發(fā)生共振,會(huì)出現(xiàn)很強(qiáng)烈的壓力波動(dòng)水平;如果兩個(gè)波反相,兩個(gè)波則會(huì)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(jìn)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(shè)計(jì)

        根據(jù)該車實(shí)際情況,基于降噪管設(shè)計(jì)原則,考慮到計(jì)算誤差,制定以下三種降噪管方案進(jìn)行驗(yàn)證,如圖4所示。

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

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

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

        3.3 降噪方案驗(yàn)證

        轉(zhuǎn)向高壓管與車身的連接點(diǎn)已經(jīng)切換為兩級(jí)減振機(jī)構(gòu)后,分別對(duì)方案一、方案二、方案三在怠速不打轉(zhuǎn)向和怠速打轉(zhuǎn)速兩種工況下進(jìn)行驗(yàn)證。

        3.3.1 怠速不打轉(zhuǎn)向時(shí)車內(nèi)噪聲對(duì)比

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

        通過對(duì)比分析,在車內(nèi)噪聲中心頻率133Hz,方案一降噪管效果最好,相較原狀態(tài),聲壓級(jí)降低14.33dB(A),且主觀評(píng)價(jià)降噪效果明顯。在車內(nèi)噪聲中心頻率265Hz,方案二降噪效果最好,相較原狀態(tài),聲壓級(jí)降低4.69dB(A)。從功率譜密度角度分析,265Hz相對(duì)133Hz能量低,即133Hz對(duì)應(yīng)的噪聲值對(duì)車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)較大,從降噪角度考慮,需優(yōu)先降低133Hz處噪聲值。綜合考慮,方案一位最佳設(shè)計(jì)方案。

        3.3.2 怠速打轉(zhuǎn)向時(shí)車內(nèi)噪聲對(duì)比

        怠速不打轉(zhuǎn)向時(shí),鎖定方案一位最優(yōu)方案?,F(xiàn)對(duì)方案一在怠速打轉(zhuǎn)向工況下進(jìn)行驗(yàn)證,其它方案僅做主觀評(píng)價(jià),測試的振動(dòng)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(zhuǎn)向過程中,相較原狀態(tài),聲壓級(jí)降低14.87dB(A),且主觀評(píng)價(jià)降噪效果明顯,轉(zhuǎn)向高壓管振動(dòng)也有明顯降低,表明,方案驗(yàn)證效果較好。

        4 結(jié)束語

        通過對(duì)液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)噪聲產(chǎn)生機(jī)理分析,并運(yùn)用LMS Test.lab進(jìn)行測試分析,找出噪聲源,并在傳遞路徑上進(jìn)行優(yōu)化:(1)轉(zhuǎn)向高壓管與車身的連接點(diǎn)更改為同平臺(tái)其它車型的兩級(jí)減振機(jī)構(gòu);(2)133Hz噪聲設(shè)計(jì)降噪管長度為250mm,265Hz噪聲設(shè)計(jì)降噪管長度為125mm。驗(yàn)證結(jié)果表明,怠速車內(nèi)“嗡嗡”聲消除。文章的研究對(duì)解決整車NVH問題有重要參考價(jià)值。

        參考文獻(xiàn):

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

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