某车型液压助力转向系统降噪方法研究

单福奎　邹杰　唐余林　王振新　张红军

摘 要：以国内某量产车型为研究对象，怠速时车内存在严重“嗡嗡”声，通过对液压助力转向系统噪声产生机理分析，并通过对测试数据进行分析，确定该声音为转向系统噪声大引起，在振动噪声传递路径上采取优化措施，增加降噪管及采用两级减振机构，最终，有效解决该量产车型转向系统噪声问题。

关键词：噪声 测试 降噪方法 研究

近几年，汽车工业在中国地区迅猛发展，国内顾客对汽车的要求，由原始代步工具，逐渐演变到对乘坐舒适性、操控性、燃油经济性等均有较高追求的生活必须品，整车NVH性能开发，正是针对整车乘坐舒适性要求提高，所衍生出来的新研究领域。

在所有NVH问题当中，怠速时的噪声振动问题，越来越引起顾客及各主机厂高度重视，怠速时高水准NVH性能，可以给消费者留下良好的口碑。随着发动机、变速器、进排气等噪声控制水平不断提高，液压助力转向系统噪声也越来越多得到顾客的关注。文章通过对转向系统噪声进行理论与测试分析相结合手段，锁定噪声源，并在振动噪声传递路径上优化，从而解决怠速“嗡嗡”声问题。

1 液压助力转向系统噪声产生机理分析

液压助力转向系统噪声对整车NVH性能的影响主要表现在怠速工况下，液压助力转向系统噪声主要来源于转向泵噪声及油管振动引起的结构噪声[1]。

1.1 转向泵噪声

叶片泵的噪声可分为困油噪声、脉动噪声、碰撞噪声和气蚀噪声。

（1）困油噪声。当叶片泵两叶片之间工作腔进入排油或吸油腔时，将产生从排油腔到工作腔和工作腔到吸油腔的回冲和逆流。若排油压力过高，叶片等部件就会受到较大冲击，从而激发困油噪声。

（2）脉动噪声。叶片泵中液压油的流量及压力呈周期性变化，这种变化会引起油液产生周期性的脉动，继而产生在流体中传播的压力波，压力波会引起系统中元件及管路受迫振动产生噪声。

（3）碰撞噪声。碰撞噪声由叶片与定子曲线摩擦，碰撞引起，叶片与定子发生摩擦主要是由于叶片所受液压力不平衡，底部受力过大造成叶片顶部与定子表面接触比压过大，从而产生噪声。

（4）气蚀噪声。油液被吸入时，若油液中溶解或混入了一定气体，当局部区域油液压力下降至空气分离压时，一部分气体就逐渐从液体中分离出来形成气泡。气泡破裂时产生气蚀噪声。

1.2 油管结构噪声

油管与转向泵直接相连，当转向泵泵油时会产生一个激励，当该激励频率与油管固有频率一致或接近时，会激发油管模态，使油管产生共振，从而产生结构噪声。转向泵油泵激励频率计算公式为：f=n*N*k60，n为泵转速；N为叶片数；k为谐波阶次。

文章研究的转向系统相关技术参数如表1所示。

运用上述公式计算在怠速工况下转向泵激励一次谐波频率为132.96Hz，二次谐波频率为265.92Hz。

1.3 传递噪声

（1）转向高压管布置

发动机主要的偏转位移之一为绕其X轴的转动，该位移使转向管路处于拉紧（压紧）状态，导致管路到车身的振动衰减性能降低。

布置时，需提高转向管路在整車YZ平面内的投影长度，投影长度的经验值不得低于300mm，根据不同级别的车型做适当调整，且需在布置初期做充分的调研及确认。

（2）转向高压管振动衰减

转向高压管与车身连接点为关键传递路径，连接点数量不易过多，通常不超过2个连接点。满足可靠性的前提下，连接点橡胶刚度应尽可能降低，以达到降低振动的目的，必要时可采用两级减振机构。

（3）降噪管匹配

转向管路增加降噪管，是降低转向系统液力脉动噪声常用手段，效果明显、成本低、周期短，但匹配工作较为繁琐，需进行多次理论计算与实物验证。

降噪管为半圆三角双带螺旋型金属管，由专用半圆钢丝与三角钢丝组成，且需专用设备缠绕而成，以保证其外形精度及紧密度，其中，降噪管长度为匹配的难点。

2 噪声源识别及测试分析

2.1 问题描述

国内某量产车型，怠速时车内存在较严重“嗡嗡”声，引起顾客极大抱怨，主观评价该噪声无法接受，且原地打转向时“嗡嗡”声更加明显，因此初步分析“嗡嗡”声为转向系统所产生。

2.2 噪声源识别方法

汽车NVH问题排查及解决，均应从声源（振源）、传递路径、响应三方面入手，从易到难进行排查，并最终选择经济有效方案。文章通过拆除转向高压管与车身的连接点，并通过主观评价，结果表明，怠速原地不打转向及打转向时，车内“嗡嗡”声均有明显降低。

2.3 测试结果分析

运用LMS测试软件，对怠速工况车内噪声进行测试，在车内驾驶员右耳（DRE）位置布置声音传感器，在转向高压管路位置布置加速度传感器，分别对原地不打转向和原地打转向两种工况进行测试。测试结果如图2和图3所示。

对测试结果进行频谱分析，确定中心频率133HZ、265HZ为转向高压管振动峰值，与车内噪声的峰值频率吻合，且与上文计算得到的转向泵激励频率一致。

3 优化策略及降噪方案验证

3.1 优化策略制定

根据液压助力转向系统噪声产生机理，并考虑量产车型整改周期及成本要求，制定优化策略见表2。

因重新布置转向管路及其它失效模式的整改，投入成本高、周期较长，建议车型开发前期进行充分调研，以规避该问题，故本次策略制定暂不采纳。

经拆除高压油管与车身连接，车内“嗡嗡”转向噪声降低，由此可知该连接点对此问题有较大贡献，此也为文章重点考虑降噪方案。针对此结构传递，借用同平台其它车型高压油管采用两级减振结构，降低结构传递。降噪管方案策略已采纳，具体分析见下文。

3.2 降噪管方案设计分析

对降噪管设计原理进行阐述，并设计三种方案加以验证。

3.2.1 降噪管设计原则

当流量波动遇到下列情况时，会发生压力波动：（1）对流量的限制或阻力；（2）管路中容积的突然变化；（3）周围零件刚度的突然变化。

压力波动会引起其它零件的振动，当其它零件的固有频率与压力波动频率同相位时，会发生共振，转向阀端可视作封闭端，设泵产生的压力波动的一个谐波为：

p=Acos（2πft）；

p为压力波动，A为幅值，f为谐波频率，t为时间。

压力波以波速c在管路内传播，到阀端后会反向生成反射波，反射波返回到泵的时间为2L/c，因此泵处的反射波为

pr=aAcos{2πf（t-2L/c）}；

其中pr为反射波，a为波在油管内的衰减系数。

如果反射波pr和原始波p同相，则两个波会相互加强，发生共振，会出现很强烈的压力波动水平；如果两个波反相，两个波则会相互有所削弱。

基于以上原理，通过确定降噪管合适的长度，使反射波可以正好与原始波进行反向叠加，即使其波峰与波谷相互叠加，采用四分之一波长衰减器。

原始波p=Acos（2πft）

反射波pr=aAcos{2πf（t-2L/c）}=aAcos{2πft-4πfL/c}

要使原始波与反射波反相，则需原始波与反射波的相位相差为π，即：4πfL/c=π，则降噪管长度：L=c/4f。

3.2.2 降噪管方案設计

根据该车实际情况，基于降噪管设计原则，考虑到计算误差，制定以下三种降噪管方案进行验证，如图4所示。

（1）方案一：133Hz噪声设计降噪管长度为250mm，265Hz噪声设计降噪管长度为125mm；

（2）方案二：133Hz噪声设计降噪管长度为260mm，265Hz噪声设计降噪管长度为135mm；

（3）方案三：133Hz噪声设计降噪管长度为240mm，265Hz噪声设计降噪管长度为115mm。

3.3 降噪方案验证

转向高压管与车身的连接点已经切换为两级减振机构后，分别对方案一、方案二、方案三在怠速不打转向和怠速打转速两种工况下进行验证。

3.3.1 怠速不打转向时车内噪声对比

怠速不打转速工况测试的车内噪声频谱图如下。从图5、6、7中可以看出，在133Hz及265Hz，车内噪声声压级均有明显降低。

通过对比分析，在车内噪声中心频率133Hz，方案一降噪管效果最好，相较原状态，声压级降低14.33dB（A），且主观评价降噪效果明显。在车内噪声中心频率265Hz，方案二降噪效果最好，相较原状态，声压级降低4.69dB（A）。从功率谱密度角度分析，265Hz相对133Hz能量低，即133Hz对应的噪声值对车内噪声贡献较大，从降噪角度考虑，需优先降低133Hz处噪声值。综合考虑，方案一位最佳设计方案。

3.3.2 怠速打转向时车内噪声对比

怠速不打转向时，锁定方案一位最优方案。现对方案一在怠速打转向工况下进行验证，其它方案仅做主观评价，测试的振动噪声频谱如图8和9所示。

从上图中可以看出，方案一在原地打转向过程中，相较原状态，声压级降低14.87dB（A），且主观评价降噪效果明显，转向高压管振动也有明显降低，表明，方案验证效果较好。

4 结束语

通过对液压助力转向系统噪声产生机理分析，并运用LMS Test.lab进行测试分析，找出噪声源，并在传递路径上进行优化：（1）转向高压管与车身的连接点更改为同平台其它车型的两级减振机构；（2）133Hz噪声设计降噪管长度为250mm，265Hz噪声设计降噪管长度为125mm。验证结果表明，怠速车内“嗡嗡”声消除。文章的研究对解决整车NVH问题有重要参考价值。

参考文献：

[1]陶维龙， 陈乐强，等. 液压转向助力系统噪声研究[J]. 制造业信息化.2015，（5）： 80-81.