(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)噪聲量級的大小，認(rèn)為噪聲級越低越好。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)動機(jī)轉(zhuǎn)速的關(guān)系等因素，即考慮聲音的質(zhì)量[1]。對于常規(guī)的整車車內(nèi)噪聲評估，怠速通常是評估的重要工況。一般來說，車輛的怠速噪聲聲壓級通常都不高，因此在怠速工況下，人們評估噪聲感受的優(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。

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，針對最初的工程樣車的怠速車內(nèi)噪聲進(jìn)行評估，發(fā)現(xiàn)存在擾人的類似“嗚嗚”聲的低頻嘯叫抱怨。通過用聲級計對車內(nèi)噪聲進(jìn)行測試，發(fā)現(xiàn)和同類型的參考車聲壓級水平基本相當(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)動機(jī)，因此該問題初步確認(rèn)為發(fā)動機(jī)某零部件造成的聲品質(zhì)問題。

2 問題識別和定義

對怠速車內(nèi)噪聲的信號進(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，聲壓級達(dá)到了46.9 dB(A)。而20～8 000 Hz的總體聲壓級僅為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)動機(jī)在做同步開發(fā)，因此針對這一抱怨，在動力總成半消聲室，開展了具體的零部件噪聲識別工作。該聲學(xué)環(huán)境符合《ISO 3744：1994 聲學(xué) 生涯發(fā)側(cè)噪聲聲功率級測定 反射面上方近似自由場的工程法》的要求。具體采用了聲強(qiáng)法進(jìn)行更為精確的噪聲源識別工作，對發(fā)動機(jī)各個表面進(jìn)行了掃描識別。在800 r/min的怠速工況下，最終確認(rèn)前端輪系區(qū)域為噪聲抱怨最為顯著區(qū)域，見圖2。

圖2 發(fā)動機(jī)前端輪系聲強(qiáng)測試

進(jìn)一步查看前端輪系近場測點(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)的計算，發(fā)現(xiàn)正好是24齒的正時齒輪的嚙合階次在此工況下所對應(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)動機(jī)前端輪系近場測試瀑布圖

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，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倍頻程聲壓級小于總聲壓級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)動機(jī)前端輪系的齒輪嘯叫是發(fā)動機(jī)開發(fā)過程中噪聲控制的重要內(nèi)容。雖然齒輪傳動相對于鏈傳動機(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，也時有發(fā)生。柴油機(jī)的前端噪聲主要來自正時齒輪噪聲，為特殊頻帶高頻噪聲和寬頻帶沖擊噪聲。由于正時齒輪主要是傳遞運(yùn)動的，齒輪受力較小而輪齒變形較小。因此，正時齒輪噪聲對齒輪的制造誤差比較敏感，所以有時雖然比其他傳動齒輪誤差小，但也會產(chǎn)生較大的噪聲。改善正時齒輪噪聲的主要原則是提高齒輪的柔性，降低嚙合對制造誤差的敏感度[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)人員對齒輪嚙合噪聲的感受?？梢詮脑黾育X輪室蓋和正時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)并有效控制其振動幅值，對傳入車內(nèi)的空氣聲進(jìn)行控制。

最后，對該發(fā)動機(jī)的曲軸彎曲模態(tài)進(jìn)行了核對，其一階彎曲模態(tài)為319 Hz，因此在800 r/min時，可能使彎曲模態(tài)和此時的扭轉(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 各零部件方案驗證與數(shù)據(jù)分析

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

4.1 齒輪優(yōu)化

針對齒輪本身的優(yōu)化，實際上是主要從齒輪修形和提高精度等級兩方面開展的。針對原來的齒輪齒形，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。同時還把齒輪的精度等級從原來的IT8提升到了IT7。由于零件需要更換在不同批次的同款發(fā)動機(jī)上，更換極為不便，因此，對于齒輪本身的優(yōu)化，并沒有單獨(dú)驗證?；诶碚摱ㄐ苑治?，低頻嘯叫噪聲抱怨應(yīng)該有所改善。對于其他方案的驗證，都是基于優(yōu)化后齒輪的狀態(tài)進(jìn)行的試驗驗證，后文不再進(jìn)行分析。

圖5 齒形修形

圖6 齒向修形

4.2 齒輪室蓋和正時罩蓋優(yōu)化

圖7 發(fā)動機(jī)前端示意圖

齒輪室蓋和正時罩蓋的具體布置如圖7，曲軸正時齒輪內(nèi)側(cè)是齒輪室蓋，外側(cè)覆蓋著正時皮帶相關(guān)輪系的正時罩蓋。由于曲軸正時齒輪是直接傳遞發(fā)動機(jī)曲軸旋轉(zhuǎn)運(yùn)動的，所以其自身的振動特性主要包含了發(fā)動機(jī)階次特性，加上自身齒數(shù)為24，所以在發(fā)動機(jī)為800 r/min怠速時，主要階次特性為320 Hz。這些周期性的振動會隨著嚙合及軸承滾動傳遞到較為薄弱的薄壁蓋罩零件，通過振動將其轉(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)分別有兩塊相對較大的薄壁平面，所以在這兩個平面上焊接了相應(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)頻率的同時可以有效降低振動的幅值，減小輻射的聲能量。按照標(biāo)準(zhǔn)，對發(fā)動機(jī)前端1 m測距的聲壓級進(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比較

正時罩蓋是發(fā)動機(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)化方案的驗證，把整個前端輪系內(nèi)外的端蓋全部改為了鑄鋁樣件。如圖9所示，通過同樣的測試分析，可以看到正時罩蓋改為鑄鋁件后，前端測點(diǎn)的聲壓級優(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比較

在嘗試增加正時罩蓋剛性的同時，還嘗試了增加正時罩蓋阻尼的方案。在整個罩蓋表面粘貼了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)計扭振設(shè)計頻率為310 Hz，把曲軸減振器的頻率提高到320 Hz，嘗試對扭轉(zhuǎn)特性和彎曲特性進(jìn)行解耦，并進(jìn)行試驗驗證，結(jié)果見圖11。可以看到，兩種不同減振器方案在相同測點(diǎn)抱怨頻率噪聲聲壓級僅相差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)

綜合對比各個方案的效果，同時，考慮工程方案的可行性，以及最終零件實際供樣狀態(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)化這些方案共同實施，在整車上進(jìn)行最終實施工程方案的驗證。通過測試整車車內(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)。同時優(yōu)化前后車內(nèi)總聲壓級為47.0 dB(A)和45.8 dB(A)。

圖11 不同曲軸減振器效果對比

圖12 實車方案效果驗證

6 結(jié)論

對于發(fā)動機(jī)齒輪嘯叫的識別，首先可以通過計算和實測噪聲，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)化齒輪室蓋和正時罩蓋的剛度及阻尼，可以有效的減小發(fā)動機(jī)表面對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——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.