廖聰祥，周龍龍，劉仁君，李 壕

(上汽依維柯紅巖商用車有限公司，重慶 401122)

1 引 言

早期人們對重卡的需求簡而言之就是多拉快跑，需要動力好、省油、耐用。但隨著我國經(jīng)濟不斷發(fā)展和升級，人們對車輛的舒適性要求越來越高，尤其是作為高速物流的牽引車，由于其工作環(huán)境較好，包括振動噪聲在內的舒適性問題更加突出。

由于重卡質量大，需要的制動力大，目前重卡的制動系統(tǒng)一般采用氣剎制動。制動系統(tǒng)的氣源來自于打氣泵。車用打氣泵一般有兩種結構形式：雙螺桿式和往復活塞式。雙螺桿式打氣泵具有泵氣穩(wěn)定、低噪聲的優(yōu)點，一般用于高端客車。往復活塞式打氣泵成本相對較低，廣泛應用于各類卡車，但存在泵氣不穩(wěn)定、振動噪聲大的缺點。

本文針對某重卡由往復活塞式打氣泵引起的車內轟鳴問題進行了問題識別、原因分析及優(yōu)化控制。通過在打氣泵取氣管增加一個擴張式消聲器，消除了該車內轟鳴問題。

2 打氣泵引起車內噪聲原理

本文的研究對象是搭載了雙缸打氣泵的某國六重卡樣車。重卡剎車系統(tǒng)采用氣剎，故需配備供氣系統(tǒng)。該車型在發(fā)動機本體安裝打氣泵作為氣源，打氣泵動力來自曲軸，通過齒輪驅動。取氣管一端連接整車進氣系統(tǒng)，一端連接打氣泵。高壓管一端連接打氣泵，另一端連接儲氣罐，如圖1所示。

圖1 打氣泵工作示意圖

2.1 打氣泵工作原理

該打氣泵為往復活塞式打氣泵[1]。打氣泵參數(shù)見表1。

表1 打氣泵參數(shù)

當發(fā)動機工作且儲氣罐內氣壓未達到規(guī)定壓力時，打氣泵開始工作。打氣泵工作時分為兩個過程(沖程)：進氣過程和壓縮過程。當活塞下行時，氣缸通過連接至整車進氣系統(tǒng)的取氣管抽取低壓氣體，這是進氣過程。壓縮過程是活塞在發(fā)動機曲軸的驅動下上行壓縮空氣，當氣缸壓力大于排氣閥壓力時，排氣閥打開，高壓氣體通過高壓管輸送至儲氣罐存儲，供剎車系統(tǒng)等用氣。當儲氣罐內氣壓達到規(guī)定壓力時，打氣泵開始低負荷運行。由于打氣泵曲軸旋轉一周，活塞運行一個周期，故打氣泵振動噪聲階次為：打氣泵階次=速比×缸數(shù)=1.36×2=2.72。

2.2 噪聲傳遞路徑

打氣泵高負荷運行時產(chǎn)生的振動噪聲會通過各條路徑傳至車內，進而被人耳感知。為識別主要的傳遞路徑，根據(jù)源頭-路徑-響應方法梳理出所有可能的振動噪聲傳遞路徑(如圖2所示)，總計4條，其中源頭為打氣泵本體，響應為人耳(主駕右耳)。

圖2 打氣泵噪聲傳遞路徑

傳遞路徑一：打氣泵本體產(chǎn)生的噪聲通過空氣傳遞至車內；傳遞路徑二：打氣泵本體產(chǎn)生的振動經(jīng)過發(fā)動機懸置及駕駛室懸置二次隔振后傳至駕駛室，激勵鈑金輻射出噪聲；傳遞路徑三：打氣泵活塞在高速往復運動時會在取氣管內部產(chǎn)生同等頻率的壓力脈動，這種壓力脈動的運動方向與氣體運動方向相反，經(jīng)空濾傳至高位進氣道，從管口輻射形成噪聲，再通過駕駛室孔隙傳至車內；傳遞路徑四：同傳遞路徑三，當壓力脈動傳至高位進氣道時會引起進氣道殼體振動，這種振動通過進氣道吊耳傳至駕駛室后圍鈑金，而后圍鈑金在此振動激勵下向車內輻射出噪聲。

3 車內轟鳴問題描述及原因分析

3.1 車內轟鳴問題描述

在定置升速、勻速行駛工況下，發(fā)動機轉速在1260rpm～1480rpm、1550rpm～1660rpm區(qū)間時主駕、副駕位置主觀感受存在明顯的轟鳴，而當發(fā)動機處于其他轉速區(qū)間時并無轟鳴。在11擋(直接擋)WOT工況下發(fā)動機轉速在1260rpm～1480rpm、1550rpm～1660rpm區(qū)間時，由于發(fā)動機噪聲、路噪、風噪較為明顯，主觀感受略有轟鳴。為便于進行原因分析及優(yōu)化驗證等，在定置升速工況下進行。在主駕右耳處布置一個麥克風，測試定置升速下的車內噪聲水平。經(jīng)回放濾波及頻譜分析，確認問題頻率為57Hz～67Hz及70Hz～75Hz，問題階次為2.7階，且幅值明顯高于發(fā)動機主階次3階，車內噪聲頻譜圖如圖3所示。

圖3 車內噪聲頻譜圖

3.2 車內轟鳴原因分析

由于打氣泵階次為2.72階，該車內噪聲轟鳴階次為2.7階，二者極為吻合,故確定該車內轟鳴源頭為打氣泵。下文依次對4條傳遞路徑進行分析。

對于傳遞路徑一，由于在定置升速工況下主觀感受車外(打氣泵本體附近)無轟鳴，故可排除。

對于傳遞路徑二，在發(fā)動機懸置主動端測試得到打氣泵2.7階振動較發(fā)動機3階振動幅值水平略低，而在響應點主駕噪聲2.7階明顯高于發(fā)動機3階，可推斷該條路徑不是車內轟鳴的主要傳遞路徑。

對于傳遞路徑三，同時在高位進氣管口布置了傳聲器，其與車內噪聲頻譜對比如圖4所示。由圖可見，二者具有一定的相似性，推斷其是可能的傳遞路徑之一。

圖4 車內噪聲與進氣口噪聲頻譜對比圖

對于傳遞路徑四，在進氣道殼體、進氣道吊耳主被動端測得振動信號，進氣道吊耳被動端(車身側)與車內噪聲對比如圖5所示。由圖可見，二者具有較為明顯的相似性。為快速驗證，將進氣道吊耳脫開駕駛室，且進氣道置于原位，主觀感受轟鳴消失，僅1600rpm附近略有轟鳴。客觀測試對比如圖6所示，可見1260rpm～1480rpm轉速區(qū)間打氣泵引起的轟鳴完全消失，1550rpm～1660rpm轉速區(qū)間略有減弱，該結果與主觀評價是一致的。

圖5 車內噪聲與進氣道吊耳被動端振動頻譜對比圖

圖6 進氣道吊耳脫開前后車內噪聲頻譜圖

故傳遞路徑四是1260rpm～1480rpm轉速區(qū)間車內轟鳴的主要傳遞路徑，同時可推斷傳遞路徑三是1550rpm～1660rpm轉速區(qū)間的主要傳遞路徑。

4 車內轟鳴的優(yōu)化與控制

4.1 優(yōu)化方案

根據(jù)源頭-路徑-響應理論，控制車內噪聲一般從控制源頭的激勵、減弱路徑的傳遞兩方面著手。具體的，對于引起1550rpm～1660rpm車內轟鳴的主要傳遞路徑三，由于打氣泵已定型，較難從本體控制，可考慮提高駕駛室隔聲性能、提高進氣系統(tǒng)的傳遞損失、取氣管增加消聲器幾方面考慮。對比競品車型進氣口到主駕的隔聲性能，結果見圖7，可見該樣車駕駛室隔聲性能已處于較優(yōu)水平，無進一步優(yōu)化的必要。由于進氣系統(tǒng)也已定型，大改難度較大且成本較高，提高進氣系統(tǒng)傳遞損失不是一個較優(yōu)的選擇。打氣泵取氣管結構簡單，對周邊系統(tǒng)影響較小，可作為優(yōu)化的方向。

圖7 駕駛室聲學包隔聲性能對標

對于引起1260rpm～1480rpm轉速區(qū)間車內轟鳴的主要傳遞路徑四，可采用以上類似的思路，考慮提高進氣道吊耳隔振率，提高吊耳安裝點動剛度，提高進氣道殼體模態(tài)，取氣管增加消聲器等。綜合考慮有效性、成本、改動量等，采用在打氣泵取氣管增加一個擴張式消聲器(見圖8)的方案[2-4]。

圖8 擴張式消聲器

該消聲器擴張比m取18，擴張腔長度取400mm，計算得其理論傳遞損失(如圖9所示)，在60Hz處傳遞損失為12dB。

圖9 擴張腔的理論傳遞損失

4.2 優(yōu)化結果

實施該優(yōu)化方案后，在定置升速工況及發(fā)動機轉速處于1260rpm～1480rpm、1550rpm～1660rpm區(qū)間時的勻速行駛工況下，主駕、副駕位置主觀感受均無轟鳴現(xiàn)象，客觀測試結果如圖10所示，可見2.7階能量明顯減弱。將2.7階階次線提取出來，如圖11所示，優(yōu)化后在1260rpm～1660rpm平均降低11.7dB(A)，且無明顯峰值，與主觀感受相吻合，從而證實了該方案的有效性。

圖10 優(yōu)化前后車內噪聲頻譜圖對比

圖11 優(yōu)化前后車內噪聲2.7階切片對比

5 結 論

本文針對某國六重卡車型發(fā)動機轉速在1260rpm～1480rpm、1550rpm～1660rpm區(qū)間的轟鳴問題，首先通過階次分析將源頭鎖定在打氣泵，其次根據(jù)源頭-路徑-響應的分析方法確定了其主要傳遞路徑，最后通過一個擴張式消聲器實現(xiàn)了將該轟鳴消除的效果，具體結論為：

(1)該車內轟鳴階次為2.7階，頻率段為57Hz～67Hz及70Hz～75Hz。

(2)該車內轟鳴傳遞路徑為打氣泵-取氣管-空濾器-高位進氣道-駕駛室后圍。

(3)在打氣泵取氣管增加一個擴張式消聲器后，1260rpm～1660rpm轉速區(qū)間2.7階階次能量平均降低11.7dB(A)，主觀感受轟鳴消失。