基于邊頻的發電機嘯叫分析與控制

黃金旺，梁 卓，李海平，李奕慈，黃元毅

(1.上汽通用五菱汽車股份有限公司，柳州 545007；2.湖南湖大艾盛汽車技術開發有限公司，柳州 545007)

0 引 言

隨著國內外汽車工業的發展，乘用車的功能型性能工藝的日趨成熟，其舒適性在產品開發中占據了越來越重要的位置。汽車NVH性能作為車輛舒適性的重要指標之一，逐漸成為汽車廠商差異化競爭的重要標的。發動機是汽車在中、低速行駛時的主要噪聲源之一，在怠速等工況下，發動機的噪聲并不顯著，但發電機如果匹配不好，會發出某些高頻的電磁嘯叫，這對汽車的乘坐舒適性有很大影響。

車用發電機對汽車舒適性的影響，國內外學者進行了一些研究。文獻[1]對某車型的爪極發電機進行研究，發現負載時爪極發電機會產生6倍數階次的電磁噪聲，且在中低轉速以36階次電磁噪聲為主。文獻[2]則采用不同的勵磁方式對發電機進行測試，發現36階噪聲對發電機總聲壓級作用最大，且隨著轉速的上升而增大，隨著勵磁電壓的減小而降低。文獻[3]實驗發現，24階次和36階次是電磁噪聲的主要成分。爪極發電機的低轉速范圍內的電磁噪聲控制，可以通過錯開電磁力頻率和結構頻率一致時的共振，或削弱電磁力高階次頻率峰值。文獻[4]采用階次分析方法分析發現低速時36階次的電磁噪聲最為明顯。文獻[5]通過增加端蓋結構剛度以提高發電機的固有頻率使電磁噪聲有所降低。

邊頻現象是一種振動信號的調制現象，多見于齒輪嚙合當中，當齒輪產生周期性的脈動沖擊力時，在頻譜圖上會出現以齒輪的嚙合頻率為中心、兩側間隔距離一致的調制邊頻帶[6]。與齒輪傳動系統邊頻的產生類似，車用發電機也存在邊頻現象。在車用發電機的運轉過程中，傳遞扭矩的波動會引起噪聲和振動信號的幅值調制，角速度的不均勻則會引起頻率調制。在這些因素的影響下，車用發電機會以激勵力頻率為中心，在左右間隔為轉軸轉頻處出現較高的峰值。發電機邊頻帶的存在，易引起發電機本體和其他部件的固有頻率相近時產生共振，從而產生噪聲，影響乘坐舒適性。

引發發電機邊頻現象的因素有很多。一方面發動機曲軸皮帶輪帶動發電機帶輪進行發電，其波動的曲軸轉速導致發電機的轉速波動可以引發邊頻現象；另一方面，在發電機發電過程中，以正弦曲線的形式出現的導線切割磁感線而產生電流，使得激勵力也是呈正弦的形式出現，此時激勵力的波動也會引發邊頻現象；此外，加工和裝配中的不均衡，使得發電機產生的轉軸圓周方向跳動，更進一步加深了發電機的邊頻效應。

邊頻現象具有特殊性，目前業界對于發電機邊頻引起共振從而引發嘯叫的研究較少。文獻[7]對齒輪系統的邊頻帶，從理論上分析了單一調幅、單一調頻和調幅調頻共同作用下調制信號的邊頻帶分布特點，給邊頻帶的診斷提供了參考。文獻[8]在進行齒輪診斷時，發現邊頻帶是以齒輪的嚙合頻率為中心, 以軸的旋轉頻率為間隔的邊頻帶。

總之，這些研究對象大多是普通電機，且局限于傳統的階次激勵力的研究，對于一些調制的現象，尤其是邊頻引起的嘯叫較為鮮見。

1 發電機電磁力邊頻嘯叫產生機理

1.1 汽車發電機電磁激勵力

汽車上常用的發電機是有刷硅整流發電機，主要由轉子、定子、整流器、端蓋及其附件組成[9]，如圖1所示。其工作原理是：通過車載電源給轉子供電，使得轉子的6個爪極的外圍之間形成12根磁感線，每單相一圈占12個定子槽即12根軸向導線，導線每切割一次磁感線產生一次交變電流，即每單相每轉動一圈產生12次的交變電流，而三相總共有36個定子槽，當轉子旋轉一圈時，總共產生36次交變電流?？梢?，轉子的36階是主要的電磁激勵力階次。電機氣隙磁場中的電磁力波作用在定子齒尖上，使電機發生結構振動，進而向外輻射電磁噪聲。它涉及到電磁學、振動學和聲學等多個物理場。

圖1 發電機結構示意圖

在汽車發電機中，電磁力主要分為徑向力和切向力。徑向力的不平衡會導致鐵心產生徑向振動變形；切向力使得導線產生與發動機皮帶反向的扭矩，使定子根部局部變形。一般來說，徑向力導致的振動是電磁噪聲的主要來源[10]。當電磁力頻率與其他部件的固有頻率相近時就會引起較大的振動，產生噪聲。根據畢奧薩伐電磁力定律，氣隙磁場單位面積的徑向電磁力[11]：

Pt=B2(θ,t)/(2μ0)

(1)

式中：θ是機械角位移；B是氣隙磁密；μ0是真空磁導率。定子和轉子繞組中的主波磁勢和各次諧波相互作用會產生一系列的力波，其中主波磁場的徑向力波可表示：

Pr1=P0+P1

(2)

式中：P0=B2/(4μ0)，P0為徑向力均勻作用于圓周的作用力；P1是徑向力波的交變力。

P1=P0cos(2pθ-2ω1t-2θ0)

(3)

式中：ω1是主波角速度；p是主波極對數；θ0是初相角?？梢姡瑢τ谀硞€線束來說，徑向力是一個交變力[11]，會對機構產生周期性的影響。

1.2 激勵力調制

1.2.1 幅值調制

假設發電機激勵力頻率作為載波信號：

g(t)=Acos(2πfct+φ)

(4)

作為調制的發電機轉頻：

e(t)=1+βcos(2πfet)

(5)

利用積化和差公式展開已調信號：

x(t)=g(t)·e(t)=

A[1+βcos(2πfet)]cos(2πfct+φ)=

(6)

式中：A是載波信號的幅值；β是幅值調制指數；fc是載波頻率(產生電流的電磁激勵力頻率)；fe是調制信號的頻率(發電機轉軸旋轉頻率)；φ是初相角。從式(6)可以看出，已調信號包括三個正弦分量：一個是原始的正弦載波信號，另外兩個分別是頻率成分為(fc+fe)和(fc-fe)的正弦信號。這兩個正弦分量均勻分布在載波信號的兩側，稱為上、下邊頻帶。

1.2.2 頻率調制

頻率調制是指載波信號受到調制而形成的變頻信號，表現為時域波形疏密的變化。對于正弦信號Asin(2πft+φ)，其相位：Ф(t)=2πft+φ， 假設齒輪嚙合的載波信號：

g(t)=Acos(2πfct+φ)

(7)

作為調制信號的齒輪的旋轉信號：

e(t)=βcos(2πfet)

(8)

則頻率調制信號可描述成：

x(t)=Acos[2πfct+βcos(2πfet)+φ]

(9)

已調信號的相位Ф(t)=2πfct+βcos(2πfet)+φ，其頻率：

(10)

式中：βfe表明了頻率調制的頻率偏離范圍。A是載波信號的幅值；β是頻率調制指數；fc是載波頻率(電磁激勵力頻率)；fe是調制信號的頻率(發電機軸的旋轉頻率)；φ是初相角。根據第一類貝塞爾函數展開式，已調信號的頻譜圖中將出現無窮多對間隔為調制頻率fe的邊頻帶，越往中心頻率偏離的邊頻帶的幅值越來越小。第一類貝塞爾展開式：

sin{2π[fc-2mfe]t+φ}}}

(11)

式中：Jn是以β為自變量的第n階貝塞爾系數，n=0,1,2,3,…。從上式可以看出，除了載波頻率fc之外，頻譜圖中將出現無窮多對間隔為調制頻率fe的邊頻帶。

1.2.3 發電機的幅值調制和頻率調制

在發電機中，轉軸的加工和裝配引起的圓跳動以及電磁力的波動通常會引起幅值調制[12]；轉軸的轉速波動通常引起頻率調制。發電機在運行過程中將同時存在幅值調制與頻率調制。雖然電磁激勵力頻率是工程師最關注的，但其邊頻有時也會對系統帶來一定的影響，在做NVH分析時同樣不容忽視。

2 問題描述

某款使用有刷硅整流發電機的車型，在怠速開空調的工況下，人耳能感受到嘯叫聲。圖2為目標車與其他競標車頻域聲壓級對比測試數據，其中紅色曲線表示目標車，在1 220 Hz附近出現了較大的峰值。

圖2 聲壓級對比

3 原因分析

在發電機附近布置麥克風，同時在發電機殼體上面粘貼振動傳感器，發現發電機近場噪聲也存在1 220 Hz的嘯叫，并且發電機殼體振動彩圖在1 220 Hz存在峰值，其附近有幾條間隔相等的頻帶，如圖3所示。經過計算發動機與發電機的傳動比，推導得出怠速開空調工況下發電機的轉頻為34 Hz，而發電機36階頻率是1 254 Hz，并不是嘯叫聲1 220 Hz的中心頻率。但是1 254 Hz與1 220 Hz的差值剛好等于發電機的轉頻，初步懷疑1 220 Hz的嘯叫是由發電機36階左邊的邊頻引起的。

圖3 1 220 Hz附近的噪聲與振動

對發電機的傳遞路徑進行分析，在左、右、后懸置的主被動段粘貼振動傳感器，發現1 220 Hz的振動主要通過右懸置Z向傳遞到車身，如圖4所示。

圖4 左、右、后懸置振動曲線

對目標車進行加速掃略實驗，發電機本體加速度在1 220 Hz附近無共振帶，嘯叫聲不是電機殼體模態引起的，如圖5所示。

圖5 掃略試驗瀑布圖

由于響應等于激勵源與傳遞函數的乘積，發生在1 220 Hz嘯叫問題的解決，需要確定響應主要是由路徑貢獻的還是激勵源貢獻的。如果改變發電機轉速，嘯叫頻率隨著發電機轉速的變化而變化，那么證明主要是發電機激勵起來的，與傳遞路徑關系不大。經過實驗，發動機轉速穩定在1 000 r/min，按照推算，發電機的激勵力頻率為1 476 Hz，然而在1 476 Hz處卻沒有明顯的峰值，如圖6所示。同理，將發動機轉速穩定在1 200 r/min、1 500 r/min時也同樣沒有出現發電機激勵力相應的峰值，證明主要與傳遞路徑有關。

圖6 不同轉速下的彩圖

對發動機殼體進行仿真，發現發電機支架處正好是1 221 Hz的模態頻率。計算結果如圖7所示。

圖7 發電機支架模態

因此，1 220 Hz處的嘯叫，不僅是發電機的激勵力頻率及其邊頻引起的，也是因為發動機支架處存在1 221 Hz的模態，這一階模態與發電機激勵力的左邊頻1 220 Hz接近，從而引發共振，進而引起嘯叫。

4 解決方案及其效果

通過上述分析，該車嘯叫問題是由發電機激勵力與發電機支架在1 220 Hz的模態共振引起的。本文通過改變激勵源的頻率進行避頻優化。如圖8所示，將發電機直徑52 mm的皮帶輪更換為直徑55 mm的皮帶輪，改變了電磁激勵力的頻率，其邊頻相應改變，從而避開了車身在1 220 Hz處的固有模態。根據產品工程師提供的參數，直徑55 mm的皮帶輪滿足供電需求。

圖8 更換發電機皮帶輪

更換皮帶輪后，發電機的中心頻率由1 254 Hz降到了1 180 Hz，發電機殼體振動如圖9所示。

圖9 改進前后發電機殼體振動曲線

圖10 駕駛員右耳聲壓級曲線

從圖10的測試結果中可以明顯看到，在1 220 Hz處優化方案聲壓下降12 dB(A)，總體聲壓級下降1.5 dB(A)；而且，在新的發電機激勵力中心頻率1 180 Hz處沒有出現較大的峰值。從聽覺感受上，嘯叫聲消失，優化效果明顯，實現了在滿足供電需求的情況下對嘯叫的控制。

5 結 語

本文闡述了發電機激勵力邊頻的產生機理，并通過某車型的實際案例介紹了嘯叫現象的分析方法。根據理論分析與實驗驗證，定位引起嘯叫的原因是由于發電機36階激勵力的中心頻率的邊頻與發電機支架模態發生共振。通過改變發電機皮帶輪的直徑，使激勵力的邊頻避開支架模態，在保證了發電機供電需求的前提下，使得1 220 Hz處的聲壓下降12 dB(A)，總體聲壓級下降1.5 dB(A)，從而大幅改善了車輛的聲品質。