混合動(dòng)力汽車燃油晃動(dòng)噪聲源識(shí)別研究

石 坤，陳學(xué)宏

（亞普汽車部件股份有限公司，江蘇揚(yáng)州225009）

0 引言

隨著新能源汽車的逐步發(fā)展，客戶對(duì)汽車舒適性要求越來越高。而噪聲水平是反映汽車綜合質(zhì)量最直觀的因素之一，提高噪聲水平有助于提高汽車整體舒適性?；旌蟿?dòng)力汽車在電動(dòng)模式下，由于沒有發(fā)動(dòng)機(jī)聲音的掩蓋，燃油箱晃動(dòng)噪聲問題在一定程度上被放大，成為影響混合動(dòng)力汽車NVH問題最突出的因素。而解決燃油晃動(dòng)噪聲問題的關(guān)鍵在于找到產(chǎn)生晃動(dòng)噪聲的噪聲源，為后續(xù)增加防浪板或改變箱體結(jié)構(gòu)等解決降噪問題提供重要技術(shù)支持。

針對(duì)上述問題，提出一種汽車燃油箱晃動(dòng)噪聲源識(shí)別方法，進(jìn)行基于模態(tài)的流固耦合分析，確定較大聲壓級(jí)對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型，從而識(shí)別出噪聲源位置，主要包含建立有限元模型、油箱模態(tài)計(jì)算、油箱流體計(jì)算、聲學(xué)計(jì)算及試驗(yàn)驗(yàn)證。該方法借助于有限元分析得出產(chǎn)生晃動(dòng)噪聲的理論噪聲源，通過阻尼材料試驗(yàn)驗(yàn)證該方法的正確性，為設(shè)計(jì)、開發(fā)解決噪聲問題提供技術(shù)支持，達(dá)到降低成本、縮短開發(fā)周期的目的。

1 建立有限元模型

根據(jù)箱體噪聲試驗(yàn)結(jié)果，在90%液位時(shí)噪聲最大，故建立該液位下的有限元模型，分別建立結(jié)構(gòu)模型、流體模型和聲學(xué)模型。

1.1 結(jié)構(gòu)模型

考慮到空氣、液體密度的差異性對(duì)箱體模態(tài)的影響，將箱體內(nèi)部空氣和液體部分單獨(dú)建模，建立實(shí)體模型；整個(gè)系統(tǒng)按照實(shí)際裝車狀態(tài)建模，充分考慮剛帶預(yù)緊力、油泵彈簧力和箱體重力對(duì)箱體模態(tài)結(jié)果的影響，模型還包含油箱殼體、油泵兩部分。模型如圖1所示。

圖1 結(jié)構(gòu)模型

1.2 流體模型

晃動(dòng)噪聲主要由液體晃動(dòng)碰撞油箱壁，引起油箱殼體振動(dòng)產(chǎn)生。為了簡(jiǎn)化模型，提高計(jì)算效率，流體模型主要考慮了油泵對(duì)液體晃動(dòng)的影響，忽略閥對(duì)液位晃動(dòng)的影響，模型如圖2所示。

圖2 流體模型

1.3 聲學(xué)模型

聲學(xué)模型主要包括油箱聲學(xué)輻射模型和場(chǎng)點(diǎn)模型 （如圖3所示）。在進(jìn)行聲學(xué)計(jì)算時(shí)，會(huì)考慮聲的反射、衍射和折射等行為，聲學(xué)模型的網(wǎng)格尺寸直接影響計(jì)算結(jié)果。對(duì)于線性有限元和邊界元模型來說，通常假設(shè)在最小波長(zhǎng)內(nèi)有6個(gè)單元，即最大單元的邊長(zhǎng)要小于計(jì)算頻率最短波長(zhǎng)的1／6。

式中：C為聲音在空氣中的傳播速度；L為單元長(zhǎng)度；fmax為模型最大計(jì)算頻率。

圖3 聲學(xué)模型和場(chǎng)點(diǎn)模型

2 模型計(jì)算

2.1 模態(tài)計(jì)算

油箱晃動(dòng)噪聲主要在中低頻范圍內(nèi)，主要計(jì)算前50階模態(tài)。

將流體壓力作為激勵(lì)與箱體模態(tài)結(jié)合，做基于模態(tài)的強(qiáng)迫響應(yīng)計(jì)算，找出噪聲較大時(shí)對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型。相關(guān)的多自由度系統(tǒng)力學(xué)問題基本方程為

式中：M為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣；C為系統(tǒng)的阻尼矩陣；K為系統(tǒng)的總剛度矩陣；F為激勵(lì)力，是時(shí)間t或頻率f的函數(shù)；U為系統(tǒng)的位移向量。

通過求解可以得到第r階模態(tài)在結(jié)構(gòu)某點(diǎn)i處的振動(dòng)位移、振動(dòng)速度和振動(dòng)加速度。

2.2 流體計(jì)算

流體計(jì)算采用基于壓力的瞬態(tài)湍流模型，動(dòng)力源采用加速度加載方式，加速度極值與試驗(yàn)極值保持一致。加速度極大值為1 m／s2，極小值為-3 m／s2，充分考慮了汽車在行駛過程中的加速、減速及液體自由晃動(dòng)情況，加速度曲線見圖4。對(duì)于流體計(jì)算，根據(jù)伯努利方程闡述的一條流線上流體質(zhì)點(diǎn)的機(jī)械能守恒原理，對(duì)于不可壓縮的理想流體流動(dòng)，其水頭為文中流體計(jì)算所需的動(dòng)能項(xiàng)參數(shù)，即液體晃動(dòng)產(chǎn)生的動(dòng)壓 （如圖5）

式中：p／ρg為壓力水頭；v2／2g為速度水頭，即動(dòng)壓力；Z為位置水頭；H為總水頭。

圖4 加速度曲線

圖5 動(dòng)壓云圖

2.3 聲學(xué)計(jì)算

將流體計(jì)算得到的動(dòng)壓作為激勵(lì)，作基于模態(tài)的強(qiáng)迫響應(yīng)計(jì)算，將響應(yīng)結(jié)果映射至聲學(xué)單元，最后進(jìn)行聲輻射計(jì)算。結(jié)構(gòu)單元結(jié)點(diǎn)與聲學(xué)單元結(jié)點(diǎn)之間的映射關(guān)系見圖6。以速度v為例，計(jì)算方法如下：

式中：A為聲學(xué)單元結(jié)點(diǎn)，1、2、3、4為結(jié)構(gòu)單元結(jié)點(diǎn)。

圖6 節(jié)點(diǎn)映射關(guān)系

該計(jì)算運(yùn)用聲波的連續(xù)方程、運(yùn)動(dòng)方程和物態(tài)方程推導(dǎo)而來的Helmholtz波動(dòng)方程進(jìn)行聲學(xué)邊界元計(jì)算。

聲壓輻射云圖如圖7所示。

圖7 聲壓輻射云圖

2.4 理論噪聲源

根據(jù)聲學(xué)計(jì)算得到的頻率-聲壓級(jí)曲線，選取3個(gè)較大峰值，并找出對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型。從頻域聲壓曲線 （圖8）可以看出，所選峰值分別出現(xiàn)在24、28、118 Hz附近，對(duì)應(yīng)的模態(tài)分別為第7、8、9及40階模態(tài)值。故考查這4階模態(tài)，從而確定燃油晃動(dòng)噪聲理論噪聲源。

圖8 頻域聲壓級(jí)曲線

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

通過對(duì)油箱進(jìn)行有限元仿真分析，得到燃油晃動(dòng)噪聲源在油箱表面的分布位置，將運(yùn)用在理論噪聲源位置粘貼阻尼材料的方法，驗(yàn)證其準(zhǔn)確性。

3.1 阻尼材料

阻尼材料按結(jié)構(gòu)可分為自由阻尼層結(jié)構(gòu) （圖9）和約束阻尼層結(jié)構(gòu) （圖10），其降噪原理主要是將結(jié)構(gòu)振動(dòng)的機(jī)械能轉(zhuǎn)換為阻尼熱能進(jìn)行耗散，從而實(shí)現(xiàn)隔振降噪的效果。

自由阻尼層結(jié)構(gòu)阻尼材料的損耗因子見公式 （6）：

圖9 自由阻尼層結(jié)構(gòu)

圖10 約束阻尼層結(jié)構(gòu)

約束阻尼層結(jié)構(gòu)阻尼材料的損耗因子見公式 （7）：

式中：E1為基板的彈性模量；E2為阻尼材料的彈性模量；E3為約束層的彈性模量；d1為基板厚度；d2為阻尼層厚度；η1為基板的損耗因子；η2為阻尼材料的損耗因子；η3為約束層的損耗因子。

試驗(yàn)采用了自由阻尼層結(jié)構(gòu)阻尼材料 （圖11），其規(guī)格為500 mm×200 mm×5 mm，材料主要成分為丁基橡膠。

圖11 阻尼材料

3.2 試驗(yàn)臺(tái)架

為了消除背景噪聲對(duì)試驗(yàn)結(jié)果的影響，臺(tái)架試驗(yàn)在半消聲室進(jìn)行，測(cè)試示意圖如圖12所示。

圖12 試驗(yàn)臺(tái)架示意

試驗(yàn)臺(tái)架通過重力提供加速度，通過調(diào)整臺(tái)架滑臺(tái)垂直高度調(diào)節(jié)剎車前的油箱速度，油箱始終保持水平狀態(tài)；在油箱前、左、右和油箱中心上方各有一個(gè)麥克風(fēng)，麥克風(fēng)與油箱距離均為500 mm，且與油箱時(shí)刻保持相對(duì)靜止 （如圖13）。

圖13 試驗(yàn)臺(tái)架

3.3 噪聲對(duì)比試驗(yàn)

3.3.1 試驗(yàn)方案

為了驗(yàn)證該方法的正確性及阻尼材料的降噪作用，將阻尼材料粘貼在理論噪聲源位置。本文作者共做了3組噪聲晃動(dòng)試驗(yàn)，分別為無阻尼材料箱體試驗(yàn) （亞普汽車部件有限公司試驗(yàn)方案，簡(jiǎn)稱亞普方案，如圖14）、在理論噪聲源處粘貼阻尼材料的箱體試驗(yàn) （圖15）和在其他位置粘貼阻尼材料的箱體對(duì)比試驗(yàn) （圖16），分別進(jìn)行了輕剎、中剎在25%、50%、70%、80%、90%、100%六個(gè)液位的晃動(dòng)試驗(yàn)。

圖14 無阻尼材料試驗(yàn)

圖15 阻尼材料試驗(yàn)

圖16 阻尼材料對(duì)比試驗(yàn)

3.3.2 試驗(yàn)結(jié)果

根據(jù)圖17—圖18可知：阻尼方案優(yōu)于其他兩組對(duì)比試驗(yàn)，輕剎時(shí)，80%液位時(shí)降噪效果最明顯，同比降低9.7 dB；中剎時(shí)，100%液位降噪效果最明顯，同比降低6.3 dB。

圖17 輕剎試驗(yàn)結(jié)果峰值對(duì)比

圖18 中剎試驗(yàn)結(jié)果峰值對(duì)比

從試驗(yàn)結(jié)果分析得出：阻尼方案的噪聲水平優(yōu)于無阻尼方案和阻尼對(duì)比方案，由此可知，理論噪聲源的位置與實(shí)際噪聲源位置接近。

4 理論與試驗(yàn)差異性分析

由于理論分析與試驗(yàn)存在不可消除的差異，從而導(dǎo)致兩者結(jié)果的不同，本文作者主要分析了導(dǎo)致理論與試驗(yàn)差異的6種因素。

4.1 固定位置

有限元分析中固定油泵口位置，而試驗(yàn)時(shí)是用尼龍繩捆綁在臺(tái)架上。

4.2 加速度曲線

理論分析中，輕剎加速度最大值為1.0 m／s2，中剎最大加速度為3.0 m／s2；試驗(yàn)時(shí)輕剎最大加速度為 1.0±0.14 m／s2，中剎最大加速度為2.7±0.27 m／s2；二者存在一定的偏差。

4.3 箱體結(jié)構(gòu)

理論分析時(shí)，箱體結(jié)構(gòu)不包含哈夫線、閥、管路和嵌環(huán)，而在試驗(yàn)時(shí)存在相關(guān)特征。

4.4 輕剎、中剎完成情況

理論分析時(shí)，輕剎、中剎連續(xù)進(jìn)行，試驗(yàn)時(shí)分開進(jìn)行，同時(shí)，試驗(yàn)存在一定的誤差。

4.5 液位

理論分析時(shí)以90%液位為研究對(duì)象，找出相關(guān)的模態(tài)振型；當(dāng)液位不同時(shí)，箱體的模態(tài)振型會(huì)發(fā)生變化，從而導(dǎo)致非90%液位狀態(tài)下噪聲源存在差異。

4.6 噪聲接受點(diǎn)位置

理論分析時(shí)接受點(diǎn)位置只有一個(gè)，位于箱體正中心距上面500 mm處；試驗(yàn)時(shí)由4個(gè)麥克風(fēng)結(jié)果擬合出一條聲壓級(jí)-時(shí)間曲線。

綜上所述：由于理論分析與試驗(yàn)在箱體固定位置、加速度曲線、箱體結(jié)構(gòu)和輕剎、中剎完成情況等存在一定的差異，從而導(dǎo)致理論結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果存在偏差，但從試驗(yàn)結(jié)果來看，該方法依然能夠作為解決晃動(dòng)噪聲問題的有效手段。

5 結(jié)論

提出一種新的汽車燃油箱晃動(dòng)噪聲源識(shí)別方法，找出產(chǎn)生晃動(dòng)噪聲源的位置，并對(duì)該方法進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證。從試驗(yàn)結(jié)果可知，CAE理論噪聲源位置與實(shí)際噪聲源位置接近，具有良好的精度。證明該方法可作為識(shí)別燃油晃動(dòng)噪聲源的重要方法之一，該方法能夠減少試驗(yàn)次數(shù)、降低開發(fā)成本、縮短開發(fā)周期，為降低燃油箱晃動(dòng)噪聲提供技術(shù)支持，具有重要意義。