混合動力汽車燃油晃動噪聲源識別研究

石 坤，陳學宏

（亞普汽車部件股份有限公司，江蘇揚州225009）

0 引言

隨著新能源汽車的逐步發(fā)展，客戶對汽車舒適性要求越來越高。而噪聲水平是反映汽車綜合質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。混合動力汽車在電動模式下，由于沒有發(fā)動機聲音的掩蓋，燃油箱晃動噪聲問題在一定程度上被放大，成為影響混合動力汽車NVH問題最突出的因素。而解決燃油晃動噪聲問題的關鍵在于找到產生晃動噪聲的噪聲源，為后續(xù)增加防浪板或改變箱體結構等解決降噪問題提供重要技術支持。

針對上述問題，提出一種汽車燃油箱晃動噪聲源識別方法，進行基于模態(tài)的流固耦合分析，確定較大聲壓級對應的模態(tài)振型，從而識別出噪聲源位置，主要包含建立有限元模型、油箱模態(tài)計算、油箱流體計算、聲學計算及試驗驗證。該方法借助于有限元分析得出產生晃動噪聲的理論噪聲源，通過阻尼材料試驗驗證該方法的正確性，為設計、開發(fā)解決噪聲問題提供技術支持，達到降低成本、縮短開發(fā)周期的目的。

1 建立有限元模型

根據(jù)箱體噪聲試驗結果，在90%液位時噪聲最大，故建立該液位下的有限元模型，分別建立結構模型、流體模型和聲學模型。

1.1 結構模型

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

圖1 結構模型

1.2 流體模型

晃動噪聲主要由液體晃動碰撞油箱壁，引起油箱殼體振動產生。為了簡化模型，提高計算效率，流體模型主要考慮了油泵對液體晃動的影響，忽略閥對液位晃動的影響，模型如圖2所示。

圖2 流體模型

1.3 聲學模型

聲學模型主要包括油箱聲學輻射模型和場點模型 （如圖3所示）。在進行聲學計算時，會考慮聲的反射、衍射和折射等行為，聲學模型的網(wǎng)格尺寸直接影響計算結果。對于線性有限元和邊界元模型來說，通常假設在最小波長內有6個單元，即最大單元的邊長要小于計算頻率最短波長的1／6。

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

圖3 聲學模型和場點模型

2 模型計算

2.1 模態(tài)計算

油箱晃動噪聲主要在中低頻范圍內，主要計算前50階模態(tài)。

將流體壓力作為激勵與箱體模態(tài)結合，做基于模態(tài)的強迫響應計算，找出噪聲較大時對應的模態(tài)振型。相關的多自由度系統(tǒng)力學問題基本方程為

式中：M為系統(tǒng)的質量矩陣；C為系統(tǒng)的阻尼矩陣；K為系統(tǒng)的總剛度矩陣；F為激勵力，是時間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)在結構某點i處的振動位移、振動速度和振動加速度。

2.2 流體計算

流體計算采用基于壓力的瞬態(tài)湍流模型，動力源采用加速度加載方式，加速度極值與試驗極值保持一致。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情況，加速度曲線見圖4。對于流體計算，根據(jù)伯努利方程闡述的一條流線上流體質點的機械能守恒原理，對于不可壓縮的理想流體流動，其水頭為文中流體計算所需的動能項參數(shù)，即液體晃動產生的動壓 （如圖5）

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

圖4 加速度曲線

圖5 動壓云圖

2.3 聲學計算

將流體計算得到的動壓作為激勵，作基于模態(tài)的強迫響應計算，將響應結果映射至聲學單元，最后進行聲輻射計算。結構單元結點與聲學單元結點之間的映射關系見圖6。以速度v為例，計算方法如下：

式中：A為聲學單元結點，1、2、3、4為結構單元結點。

圖6 節(jié)點映射關系

該計算運用聲波的連續(xù)方程、運動方程和物態(tài)方程推導而來的Helmholtz波動方程進行聲學邊界元計算。

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)聲學計算得到的頻率-聲壓級曲線，選取3個較大峰值，并找出對應的模態(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，對應的模態(tài)分別為第7、8、9及40階模態(tài)值。故考查這4階模態(tài)，從而確定燃油晃動噪聲理論噪聲源。

圖8 頻域聲壓級曲線

3 試驗驗證

通過對油箱進行有限元仿真分析，得到燃油晃動噪聲源在油箱表面的分布位置，將運用在理論噪聲源位置粘貼阻尼材料的方法，驗證其準確性。

3.1 阻尼材料

阻尼材料按結構可分為自由阻尼層結構 （圖9）和約束阻尼層結構 （圖10），其降噪原理主要是將結構振動的機械能轉換為阻尼熱能進行耗散，從而實現(xiàn)隔振降噪的效果。

自由阻尼層結構阻尼材料的損耗因子見公式 （6）：

圖9 自由阻尼層結構

圖10 約束阻尼層結構

約束阻尼層結構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。

試驗采用了自由阻尼層結構阻尼材料 （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 試驗臺架

為了消除背景噪聲對試驗結果的影響，臺架試驗在半消聲室進行，測試示意圖如圖12所示。

圖12 試驗臺架示意

試驗臺架通過重力提供加速度，通過調整臺架滑臺垂直高度調節(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麥克風，麥克風與油箱距離均為500 mm，且與油箱時刻保持相對靜止 （如圖13）。

圖13 試驗臺架

3.3 噪聲對比試驗

3.3.1 試驗方案

為了驗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組噪聲晃動試驗，分別為無阻尼材料箱體試驗 （亞普汽車部件有限公司試驗方案，簡稱亞普方案，如圖14）、在理論噪聲源處粘貼阻尼材料的箱體試驗 （圖15）和在其他位置粘貼阻尼材料的箱體對比試驗 （圖16），分別進行了輕剎、中剎在25%、50%、70%、80%、90%、100%六個液位的晃動試驗。

圖14 無阻尼材料試驗

圖15 阻尼材料試驗

圖16 阻尼材料對比試驗

3.3.2 試驗結果

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

圖17 輕剎試驗結果峰值對比

圖18 中剎試驗結果峰值對比

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

4 理論與試驗差異性分析

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

4.1 固定位置

有限元分析中固定油泵口位置，而試驗時是用尼龍繩捆綁在臺架上。

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；試驗時輕剎最大加速度為 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 箱體結構

理論分析時，箱體結構不包含哈夫線、閥、管路和嵌環(huán)，而在試驗時存在相關特征。

4.4 輕剎、中剎完成情況

理論分析時，輕剎、中剎連續(xù)進行，試驗時分開進行，同時，試驗存在一定的誤差。

4.5 液位

理論分析時以90%液位為研究對象，找出相關的模態(tài)振型；當液位不同時，箱體的模態(tài)振型會發(fā)生變化，從而導致非90%液位狀態(tài)下噪聲源存在差異。

4.6 噪聲接受點位置

理論分析時接受點位置只有一個，位于箱體正中心距上面500 mm處；試驗時由4個麥克風結果擬合出一條聲壓級-時間曲線。

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

5 結論

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