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    基于工況傳遞路徑分析法的油箱晃動(dòng)噪聲研究

    2019-11-13 05:58:32呂昊張濤陳學(xué)宏
    汽車零部件 2019年10期
    關(guān)鍵詞:臺(tái)架油箱箱體

    呂昊,張濤,陳學(xué)宏

    (亞普汽車部件股份有限公司研究開發(fā)中心,江蘇揚(yáng)州 225009)

    0 引言

    隨著汽車制造水平的不斷提高,發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)系統(tǒng)、輪胎等傳統(tǒng)噪聲源已得到了很好的控制,但隨著乘客對乘坐舒適性要求的提高,車輛在急剎工況下,燃油在油箱中晃動(dòng)引起箱壁振動(dòng)產(chǎn)生的噪聲,嚴(yán)重影響乘坐舒適性[1-3]。汽車油箱燃油晃動(dòng)噪聲的評(píng)價(jià)對于產(chǎn)品前期設(shè)計(jì)開發(fā)和提高競爭力具有重要意義,油箱晃動(dòng)噪聲已成為國內(nèi)外學(xué)者研究的熱點(diǎn),汽車生產(chǎn)企業(yè)對降低油箱晃動(dòng)噪聲的要求也更為迫切[4]。

    針對油箱晃動(dòng)噪聲的研究,通常可以采用CAE分析、整車試驗(yàn)和臺(tái)架試驗(yàn)等方法。CAE分析一般通過流體動(dòng)力學(xué)參數(shù)對噪聲進(jìn)行間接判斷[5-7];整車試驗(yàn)雖然是一種最為有效的評(píng)價(jià)手段,但整車試驗(yàn)成本高、效率低且只能在汽車開發(fā)末期才能進(jìn)行整車驗(yàn)證,具有很大的弊端;臺(tái)架實(shí)驗(yàn)則能夠在研發(fā)初期對燃油箱噪聲做出相對準(zhǔn)確的預(yù)測,作為零部件級(jí)別的測試,它具有重復(fù)性高、試驗(yàn)相對簡單易行的特點(diǎn),能夠簡化整車燃油晃動(dòng)噪聲性能的開發(fā)難度。傳統(tǒng)傳遞路徑分析法[8-10]是采用臺(tái)架試驗(yàn)研究油箱晃動(dòng)噪聲的一種主要分析方法,但由于該方法基于靜態(tài)傳遞函數(shù),需要大量測量激勵(lì)力和力道響應(yīng)的傳遞函數(shù),一般需要在消聲實(shí)驗(yàn)室內(nèi)進(jìn)行測試,實(shí)際應(yīng)用存在很多不便。與之相比,工況傳遞路徑分析法(Operational Transfer Path Analysis,OTPA)直接利用實(shí)際工況下聲源處聲壓或者振動(dòng)點(diǎn)代替激勵(lì)源,傳遞函數(shù)的計(jì)算只需考慮激勵(lì)參考點(diǎn)與聲壓響應(yīng)點(diǎn)之間的傳遞特性,可以彌補(bǔ)傳統(tǒng)傳遞路徑分析方法的不足[11-13]。

    本文作者根據(jù)油箱晃動(dòng)噪聲的形成原因,以油箱前后表面和上表面以及臺(tái)架作為噪聲傳遞路徑,建立OTPA模型,對比分析了各路徑的傳遞噪聲貢獻(xiàn),并提出了改進(jìn)油箱晃動(dòng)噪聲的方法,具有很好的工程意義。

    1 工況傳遞路徑分析

    假設(shè)臺(tái)架試驗(yàn)油箱晃動(dòng)噪聲傳遞系統(tǒng)是線性的,箱體外噪聲是由于剎車后箱內(nèi)燃油運(yùn)動(dòng)以不同形式激勵(lì)箱體,箱外噪聲可以看作油箱表面的振動(dòng)傳遞到箱外的能量疊加。

    對于該線性系統(tǒng),輸入與輸出之間的關(guān)系稱為系統(tǒng)的傳遞函數(shù),通過傳遞函數(shù)建立頻域內(nèi)輸入激勵(lì)與輸出響應(yīng)的關(guān)系,可表達(dá)為

    X=FH

    (1)

    式中:X為箱外受聲點(diǎn)響應(yīng);F為箱體的振動(dòng)激勵(lì);H為激勵(lì)與響應(yīng)的傳遞函數(shù)。

    工況傳遞路徑分析方法用參考激勵(lì)替換激勵(lì)力,即箱體結(jié)構(gòu)表面振動(dòng)加速度代替激勵(lì)力。

    [X1X2......Xj]=

    (2)

    式中:Hij是第i個(gè)激勵(lì)力與第j個(gè)受聲點(diǎn)響應(yīng)的頻響函數(shù);Xj是油箱外第j個(gè)受聲點(diǎn)的聲壓;Fi是第i條路徑的激勵(lì)(箱體表面振動(dòng)加速度)。

    由式(2)可得

    (3)

    式中:Gff為激勵(lì)的自功率譜矩陣;Gfx為激勵(lì)與響應(yīng)的互功率譜矩陣;傳遞函數(shù)矩陣組H通過不同工況測試得到的激勵(lì)與響應(yīng)計(jì)算得到。

    為對各條傳遞路徑進(jìn)行研究,需要分別計(jì)算出各條路徑的噪聲貢獻(xiàn)量,對系統(tǒng)的輸入變量矩陣F進(jìn)行奇異值分解,得到:

    F=UΣVT

    (4)

    式中:U是s×s(s為工況數(shù)目)的酉矩陣;V是n×n(n為工況路徑數(shù)目)的對角矩陣;Σ是s×n的對角矩陣,剔除較小奇異值的噪聲信號(hào),得到處理后的奇異值矩陣Σ′。將Σ′代入式(4)結(jié)合式(3)可得傳遞函數(shù)矩陣:

    H′=V′Σ′UTX

    (5)

    將式(5)代入式(1)計(jì)算出箱外噪聲值,其中各傳遞路徑噪聲可以表示為

    Xij=FiHij

    (6)

    2 油箱晃動(dòng)噪聲OTPA模型

    研究油箱晃動(dòng)噪聲傳遞特性是為了分析不同路徑的貢獻(xiàn)量,降低主要傳遞路徑上傳遞噪聲的能力,希望能夠針對不同的傳遞路徑提出有效的解決方法。

    汽車運(yùn)行過程中,剎車后油箱內(nèi)的燃油將在慣性作用下產(chǎn)生晃動(dòng),燃油晃動(dòng)引起油箱振動(dòng)而產(chǎn)生的噪聲,這種噪聲稱之為燃油晃動(dòng)噪聲。根據(jù)晃動(dòng)噪聲的形成原因可以將燃油晃動(dòng)噪聲主要分為三大類[14]:

    第一類:剎車后箱內(nèi)燃油在慣性作用下繼續(xù)向前運(yùn)動(dòng),來回拍打箱體前后表面,產(chǎn)生“DuangDuang聲”,簡稱為“Hit”;第二類:燃油運(yùn)行過程中由液體之間摩擦產(chǎn)生的“水嘩嘩”聲,簡稱為“Splash”;第三類:油箱表面形狀不規(guī)則,上表面存在較多的凸臺(tái)和凹槽,一部分油液會(huì)迅速占領(lǐng)這些凸臺(tái),一部分油液在凹槽位置容易撞擊反彈形成空腔,空腔壓縮爆破后產(chǎn)生很短促的“嗡嗡聲”,簡稱“Clonk”。三類噪聲示意如圖1所示。

    搭建OTPA模型時(shí),傳遞路徑數(shù)的選擇、有無遺漏重要傳遞路徑、路徑間耦合性等問題需要著重考慮,否則分析結(jié)果會(huì)存在較大的誤差。為了減少影響因素的干擾,盡可能選擇能夠代表該源特性的源參考點(diǎn)。根據(jù)油箱晃動(dòng)噪聲分類,油箱本體噪聲的傳遞路徑可以簡化為3條:油箱內(nèi)液體撞擊箱體前后表面產(chǎn)生的“Hit聲”,主要通過前后兩表面?zhèn)鬟f噪聲,取前后表面為2條傳遞路徑;“Splash聲”和“Clonk聲”主要發(fā)生在箱內(nèi),主要通過空氣傳播到上表面,取第3條路徑為上表面。此外,試驗(yàn)過程中剎車會(huì)導(dǎo)致臺(tái)架存在一定程度的振動(dòng),取臺(tái)架振動(dòng)作為另一條傳播路徑。因此,主要取4條傳遞路徑進(jìn)行研究,晃動(dòng)噪聲傳遞示意如圖2所示。

    圖1 三類噪聲示意

    圖2 臺(tái)架試驗(yàn)晃動(dòng)噪聲傳遞示意

    3 試驗(yàn)分析

    3.1 試驗(yàn)布置

    整個(gè)試驗(yàn)在半消聲實(shí)驗(yàn)室內(nèi)完成,臺(tái)架試驗(yàn)燃油晃動(dòng)噪聲傳遞路徑為4條。為了盡可能使選擇的源參考點(diǎn)能夠代表源特性:在油箱前后表面兩鋼帶凹槽處各粘貼兩個(gè)振動(dòng)加速度傳感器,車內(nèi)噪聲的傳遞路徑包含鋼帶處傳遞,且凹槽處也易形成較大的撞擊力;在箱體上表面粘貼3個(gè)振動(dòng)加速度傳感器,位置分別為油泵表面、油箱上表面的幾何中心處和遠(yuǎn)離兩點(diǎn)的減震墊處。由于工況傳遞路徑分析需要滿足目標(biāo)點(diǎn)處傳聲器布置數(shù)量大于等于傳遞路徑數(shù)目,且根據(jù)晃動(dòng)噪聲試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)中對傳聲器位置的要求,在油箱的前、左、右、上表面的50 cm位置處布置了4個(gè)傳聲器Mic1~Mic4,指向4個(gè)面的幾何中心。圖3和圖4為傳感器的布置圖。

    試驗(yàn)過程,從低到高進(jìn)行25%、50%、75%和100%液位試驗(yàn),剎車減速度為2.7 m/s2,試驗(yàn)過程共采集20 s數(shù)據(jù),整個(gè)過程包含加速過程、達(dá)到速度最大后開始剎車減速到停止過程,每一液位進(jìn)行6組試驗(yàn)。針對此型號(hào)油箱,前期整車試驗(yàn)時(shí)發(fā)現(xiàn)高液位存在問題,主要對100%液位進(jìn)行分析。

    圖3 傳聲器和箱體前表面加速度傳感器布置示意

    圖4 上表面、后表面和臺(tái)架加速度傳感器布置示意

    3.2 模型驗(yàn)證

    為獲得傳遞路徑上的典型振動(dòng)信號(hào),進(jìn)行了奇異值分析。將奇異值的大小作為信號(hào)能量的度量[15],分別對油箱前后和上表面的振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行偏奇異值分析,獲得各面上的典型振動(dòng)信號(hào),分析結(jié)果如圖5—圖7所示。偏奇異值分解結(jié)果關(guān)注最上方所對應(yīng)的信號(hào),通過3次偏奇異值分解,分別選擇箱體上表面振動(dòng)信號(hào)Acc7(上表面幾何中心處)、箱體前表面振動(dòng)信號(hào)Acc9(前表面左鋼帶凹槽處)和箱體后表面振動(dòng)信號(hào)Acc10(后表面左鋼帶凹槽處)為典型振動(dòng)信號(hào),作為3條傳遞路徑的振動(dòng)輸入,外加第4條傳遞路徑的臺(tái)架振動(dòng)加速度Acc12。

    圖5 箱體上表面振動(dòng)信號(hào)偏奇異值分解

    圖6 箱體前表面振動(dòng)信號(hào)偏奇異值分解

    圖7 箱體后表面振動(dòng)信號(hào)偏奇異值分解

    計(jì)算這些振動(dòng)信號(hào)與箱外的傳聲器噪聲信號(hào)的重相干系數(shù),如圖8所示,發(fā)現(xiàn)結(jié)果幾乎都達(dá)到0.9以上,說明這4條傳遞路徑的振動(dòng)信號(hào)為噪聲的主要來源,沒有遺漏掉重要的傳遞路徑。

    圖8 重相干分析

    根據(jù)OTPA理論,由工況傳遞路徑得到的試驗(yàn)數(shù)據(jù),計(jì)算箱外某受聲點(diǎn)聲壓,并與箱外聲壓實(shí)測值進(jìn)行比較,如圖9所示。

    由圖9可知,箱外噪聲實(shí)測聲壓級(jí)頻譜與計(jì)算聲壓級(jí)頻譜具有很好的吻合性,只有高頻計(jì)算值稍偏小于實(shí)測值。因此,通過對比分析驗(yàn)證了OTPA模型的正確性。

    圖9 箱外噪聲實(shí)測值與計(jì)算值比較

    3.3 試驗(yàn)結(jié)果分析

    根據(jù)OTPA理論,由公式(6)計(jì)算出各條路徑的噪聲貢獻(xiàn)量的幅值和相位,根據(jù)各路徑噪聲聲壓在總聲壓矢量方向上的投影,計(jì)算出各路徑的實(shí)際噪聲貢獻(xiàn),分別給出箱體前后表面噪聲貢獻(xiàn)和箱體上表面與臺(tái)架噪聲貢獻(xiàn)的對比圖,如圖10、11所示。

    圖10 箱體上表面和臺(tái)架振動(dòng)噪聲貢獻(xiàn)

    圖11 箱體前后表面噪聲貢獻(xiàn)

    由圖10可知臺(tái)架振動(dòng)路徑對箱體外噪聲的貢獻(xiàn)量非常小,幾乎整個(gè)頻域范圍內(nèi)都遠(yuǎn)小于其他3條路徑,200 Hz以上相差達(dá)20 dB,因此可以認(rèn)為臺(tái)架振動(dòng)對噪聲實(shí)測值無影響。這是由于臺(tái)架本身剛度遠(yuǎn)大于塑料油箱、剎車片的振動(dòng)很快衰減、油箱與臺(tái)架之間用減震墊和木塊隔開、油箱和臺(tái)架之間振動(dòng)也很難傳遞。

    由圖11對比箱體前后表面噪聲貢獻(xiàn),可以發(fā)現(xiàn)整個(gè)頻率范圍內(nèi),幾乎箱體后表面振動(dòng)噪聲貢獻(xiàn)都大于箱體前表面振動(dòng)噪聲貢獻(xiàn),尤其是在500~1 000 Hz內(nèi)。同時(shí)對比其他液位25%、50%和75%,都得到同樣的結(jié)論。分析主要原因:(1)箱體后表面比前表面面積大且平坦,液體撞擊后更容易產(chǎn)生振動(dòng);(2)燃油晃動(dòng)噪聲分析時(shí)間為速度降低到0后的數(shù)據(jù),而最大速度減速到停止期間燃油已完成第一次撞擊箱體前壁面。

    對比圖10和11中的噪聲貢獻(xiàn)最大峰值所在的頻域范圍,箱體上表面振動(dòng)噪聲貢獻(xiàn)主要集中在700~800 Hz,前后表面振動(dòng)噪聲貢獻(xiàn)頻率分散在300~1 000 Hz。圖12所示的箱外總噪聲峰值主要集中頻率在700~800 Hz,與圖9箱體上表面振動(dòng)噪聲貢獻(xiàn)集中頻率一致,因此要降低該液位的噪聲值,主要降低上表面的噪聲貢獻(xiàn)。在高液位,由于塑料箱體上表面很不規(guī)則且存在很多凹槽和凸臺(tái),很容易產(chǎn)生第3類“Clonk聲”。

    圖12 優(yōu)化前后噪聲聲壓對比

    顧客抱怨的高液位噪聲主要貢獻(xiàn)路徑為箱體上表面,而防浪板可作為一種有效地降低燃油晃動(dòng)噪聲的裝置。根據(jù)上述分析,建議設(shè)計(jì)部門在油箱上表面靠后區(qū)域增加防浪板,適當(dāng)改善箱體上表面較大的凹槽凸臺(tái)區(qū)域,一方面能夠增加油箱上表面剛度,另一方面在高液位容易破壞空腔體,減小“Clonk聲”。對比改進(jìn)前后油箱外噪聲的頻譜如圖12所示,整個(gè)范圍噪聲水平都得到了一定的降低,尤其是在700~800 Hz。

    4 結(jié)論

    (1)根據(jù)油箱燃油晃動(dòng)噪聲的形成原因,以油箱上表面和前后表面作為噪聲傳遞路徑,建立臺(tái)架試驗(yàn)油箱晃動(dòng)噪聲OTPA模型,能夠準(zhǔn)確地對油箱晃動(dòng)噪聲進(jìn)行分析。并且通過偏奇異值分析箱體振動(dòng)信號(hào),找出的箱體表面?zhèn)鬟f路徑上的典型振動(dòng)信號(hào),可以代替激勵(lì)力進(jìn)行工況傳遞路徑分析。

    (2)箱體后表面振動(dòng)噪聲貢獻(xiàn)在所有液位均大于前表面。

    (3)由于塑料箱體上表面很不規(guī)則且存在很多凹槽凸臺(tái),很容易產(chǎn)生第三類“Clonk聲”,因此箱體上表面?zhèn)鬟f路徑為高液位最主要噪聲貢獻(xiàn)。

    (4)通過分析提出改進(jìn)油箱晃動(dòng)噪聲的方向,對比改進(jìn)前后油箱外的噪聲水平,能夠取得很好的降噪效果。

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