混合動(dòng)力車型燃油箱晃蕩聲的時(shí)變響度評(píng)價(jià)方法與降噪應(yīng)用

張 軍 尚 飛 張延超

(吉利汽車研究院(寧波)有限公司 寧波 315336)

0 引言

隨著市場(chǎng)用戶對(duì)汽車行駛舒適性的要求越來(lái)越高，在車輛的起步、制動(dòng)停車或者轉(zhuǎn)彎過(guò)程中，燃油箱內(nèi)油液晃動(dòng)引起的車內(nèi)噪聲振動(dòng)問(wèn)題，在國(guó)內(nèi)外主機(jī)廠的車型開(kāi)發(fā)過(guò)程中被廣泛重視。尤其是對(duì)于混合動(dòng)力的乘用車型，如油電混合、插電式和增程式混合動(dòng)力車型，由于低轉(zhuǎn)速下電驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)力矩響應(yīng)快速，并且車內(nèi)的背景噪聲小，因此在車內(nèi)人員就更容易抱怨燃油箱晃蕩聲問(wèn)題。

王長(zhǎng)山等[1]考慮關(guān)門(mén)過(guò)程的瞬態(tài)沖擊特點(diǎn)，建立了瞬時(shí)響度指標(biāo)的車門(mén)聲品質(zhì)評(píng)價(jià)方法；Frank等[2]基于油箱臺(tái)架測(cè)試裝置，通過(guò)主/客觀的相關(guān)性分析，提出了晃蕩聲的測(cè)試數(shù)據(jù)后處理方法；屠翔宇等[3]基于整車工況傳遞路徑分析(Operational transfer path analysis,OTPA)方法，分析了晃蕩聲傳遞過(guò)程的頻譜特征；Kim 等[4]考慮聲品質(zhì)等指標(biāo)，提出了一種燃油箱晃蕩聲問(wèn)題的正交優(yōu)化設(shè)計(jì)方法；Chitkara 等[5]通過(guò)流體體積模型(Volume of fluid,VOF)方法建立了不同內(nèi)部結(jié)構(gòu)的汽車燃油箱晃動(dòng)數(shù)值仿真模型，對(duì)比研究了不同充液率和加速度下的燃油晃動(dòng)特性。雖然國(guó)內(nèi)外學(xué)者在汽車聲品質(zhì)評(píng)價(jià)的理論基礎(chǔ)、評(píng)價(jià)流程方法、心理聲學(xué)參數(shù)及量化模型等方面取得了一定的進(jìn)展，但其研究領(lǐng)域主要集中在動(dòng)力總成、車身閉合件和電器附件等系統(tǒng)，而對(duì)燃油箱晃蕩聲的客觀定量分析與工程化應(yīng)用研究較少。本文以某混合動(dòng)力SUV 車型為研究對(duì)象，分析了燃油箱晃蕩現(xiàn)象的潛在機(jī)理，提出了時(shí)變響度聲品質(zhì)指標(biāo)的整車評(píng)價(jià)方法，并通過(guò)油箱表面隔振墊的改進(jìn)，顯著地降低了車內(nèi)的燃油箱晃蕩聲。

1 燃油箱晃蕩聲問(wèn)題識(shí)別與測(cè)試分析

某搭載皮帶驅(qū)動(dòng)起動(dòng)發(fā)電機(jī)(Belt-driven starter generator,BSG)輕混動(dòng)力系統(tǒng)的緊湊型SUV，具備怠速啟停功能，在起步前進(jìn)或倒退過(guò)程中，急踩制動(dòng)踏板到車輛靜止?fàn)顟B(tài)，車內(nèi)后排人員能夠明顯感知到燃油箱內(nèi)的“咚咚”異常噪聲。由于在車輛停止時(shí)自動(dòng)切斷缸內(nèi)的燃油噴射，發(fā)動(dòng)機(jī)處于熄火關(guān)閉狀態(tài)，車內(nèi)的背景噪聲低，因此車內(nèi)沒(méi)有發(fā)動(dòng)機(jī)怠速噪聲的掩蔽，這種間歇性的瞬態(tài)撞擊晃蕩聲就容易被駕乘人員所察覺(jué)感知，導(dǎo)致產(chǎn)生不安全感和抱怨。燃油箱油液晃動(dòng)是自由液面液體在有限空間內(nèi)進(jìn)行復(fù)雜的流固耦合運(yùn)動(dòng)，其機(jī)理較復(fù)雜；整車傳遞路徑的影響因素也較多，所以這增加了晃蕩聲測(cè)試分析評(píng)價(jià)和工程改進(jìn)優(yōu)化的難度。

該車型燃油箱采用塑料材質(zhì)，通過(guò)左/右兩條綁帶橫向布置在地板中部，綁帶與車身采用螺栓連接，油箱表面與地板之間采用橡膠墊進(jìn)行隔振限位，油箱內(nèi)部無(wú)防浪板。燃油箱的安裝結(jié)構(gòu)與整車測(cè)試的坐標(biāo)系設(shè)置如圖1所示。

圖1 塑料燃油箱結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.1 Plastic fuel tank schematic diagram

1.1 整車晃蕩聲測(cè)試的傳感器布置

為了分析車內(nèi)晃蕩聲特征與傳遞路徑，在燃油箱殼體的左/右側(cè)布置加速度振動(dòng)傳感器，在車內(nèi)后排布置傳聲器，通過(guò)整車車載自診斷系統(tǒng)(Onboard diagnostics,OBD)接口同步采集控制器局域網(wǎng)絡(luò)(Controller area network,CAN)總線中車輛速度等信息。噪聲振動(dòng)信道的采樣分析時(shí)間分辨率為0.125 s，實(shí)車測(cè)試的各傳感器布置如圖2 所示。整車測(cè)試方法是在油箱加注3/4 油量之后，在平直路面上，車輛靜置情況下，松開(kāi)制動(dòng)踏板完成車輛起步，再急踩制動(dòng)踏板到停車，多次循環(huán)進(jìn)行重復(fù)操作，同步采集各通道的聲音振動(dòng)等信號(hào)。

圖2 整車測(cè)試的傳感器布置圖Fig.2 Sensors arrangement for vehicle test

1.2 整車晃蕩聲的測(cè)試分析與聲品質(zhì)指標(biāo)

如圖3 所示，根據(jù)車內(nèi)后排位置傳聲器和車速的測(cè)試結(jié)果對(duì)比分析，可以分別清晰地識(shí)別出車內(nèi)晃蕩聲時(shí)域歷程，在時(shí)間持續(xù)2～4 s 的晃蕩過(guò)程中存在多次間隔性沖擊現(xiàn)象，并且其時(shí)域聲壓幅值的變化快，頻譜的分布也較寬。

圖3 車內(nèi)后排晃蕩聲的時(shí)頻測(cè)試分析Fig.3 Sloshing sound time-frequency analysis in rear row cabin

基于以上測(cè)試的晃蕩聲瞬態(tài)時(shí)頻特征，需結(jié)合車內(nèi)人員主觀評(píng)價(jià)的關(guān)聯(lián)性分析，充分考慮這種非穩(wěn)態(tài)聲音的時(shí)域和頻域掩蔽效應(yīng)，合理選擇晃蕩聲的客觀評(píng)價(jià)指標(biāo)，并考慮各次晃蕩聲沖擊過(guò)程的人耳聞閾值變化[6]。其中，時(shí)域掩蔽是由人體對(duì)聲音信號(hào)處理與反映的滯后性引起的，指在時(shí)間上非同步的兩個(gè)聲音之間產(chǎn)生的掩蔽現(xiàn)象，包括超前掩蔽(premasking)和滯后掩蔽(postmasking)，而對(duì)于車內(nèi)晃蕩聲問(wèn)題，只需考慮后掩蔽。頻域掩蔽是指同時(shí)出現(xiàn)的兩種不同頻率聲音之間的掩蔽現(xiàn)象，這與人類聽(tīng)覺(jué)系統(tǒng)的濾波特性相關(guān)，即人耳的頻率選擇性。

由于傳統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)聲音響度模型只考慮頻域掩蔽效應(yīng)，沒(méi)有考慮聲音的時(shí)域?qū)傩裕鴮?duì)于非平穩(wěn)的燃油箱晃蕩聲問(wèn)題，人耳的主觀感知與聲信號(hào)的頻率帶寬、峰值大小、沖擊成分持續(xù)時(shí)間等存在著復(fù)雜的非線性關(guān)系，很難建立統(tǒng)一的主客觀聲品質(zhì)評(píng)價(jià)模型。

1.3 時(shí)變響度聲品質(zhì)模型的簡(jiǎn)介

目前，國(guó)際行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)DIN45631/A1是在Zwicker穩(wěn)態(tài)響度算法的基礎(chǔ)上，通過(guò)引入時(shí)間常量描述響度的動(dòng)態(tài)行為，以低通濾波器形式模擬心理聲學(xué)的時(shí)域掩蔽效應(yīng)，建立起的非穩(wěn)態(tài)聲信號(hào)的Zwicker 時(shí)變響度計(jì)算模型，簡(jiǎn)稱ZTVL(Zwicker time-varying loudness)。其中，在每個(gè)時(shí)間步長(zhǎng)區(qū)間，ZTVL響度模型計(jì)算流程如圖4所示。

圖4 Zwicker 時(shí)變響度計(jì)算流程示意圖Fig.4 Zwicker time-varying loudness calculation process diagram

1.4 車內(nèi)后排晃蕩聲的聲品質(zhì)分析

按照1.3 節(jié)所述的DIN 45631/A1(混響場(chǎng))時(shí)變響度標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算方法，圖5 比較了該車型車內(nèi)后排晃蕩聲測(cè)試的時(shí)頻譜、A 計(jì)權(quán)聲壓級(jí)和時(shí)變響度指標(biāo)的分析結(jié)果。由于實(shí)際測(cè)試過(guò)程中存在車輛操作的偏差，這4 次重復(fù)測(cè)試的車內(nèi)晃蕩聲次數(shù)和幅值大小略有細(xì)微的差異。但總體而言，在每次測(cè)試過(guò)程中，車內(nèi)人員能夠主觀感知到4～5 次的沖擊晃蕩聲。如圖5 所示，虛點(diǎn)線綠色圈標(biāo)識(shí)出了車內(nèi)后排的前2～3 次晃蕩沖擊聲，而虛點(diǎn)線紅色圈標(biāo)識(shí)出了后2 次的車內(nèi)晃蕩沖擊聲。根據(jù)圖5(b)和圖5(c)的時(shí)域峰值對(duì)比，可以發(fā)現(xiàn)在后2 次的晃蕩沖擊聲峰值對(duì)比(虛點(diǎn)線紅圈)，A 計(jì)權(quán)聲壓級(jí)幅值明顯比時(shí)變響度峰值更大，但是車內(nèi)駕乘人員卻很難主觀地察覺(jué)到這幾次晃蕩沖擊聲，這種主客觀評(píng)價(jià)之間的差異，主要原因是由于A 計(jì)權(quán)過(guò)多地計(jì)及了中/高特征頻帶成分的影響，這說(shuō)明A 計(jì)權(quán)聲壓級(jí)方法并不適合車內(nèi)晃蕩聲品質(zhì)的評(píng)價(jià)。另外，根據(jù)圖5(a)的時(shí)頻譜分析結(jié)果，可以發(fā)現(xiàn)車內(nèi)晃蕩聲主要分布在450 Hz 以內(nèi)的低頻范圍，因此采用響度計(jì)權(quán)方法也吻合其低頻的分布特征，這也說(shuō)明了車內(nèi)晃蕩聲采用時(shí)變響度指標(biāo)評(píng)價(jià)的合理性。

圖5 車內(nèi)后排晃蕩聲時(shí)頻測(cè)試分析與聲品質(zhì)指標(biāo)的對(duì)比Fig.5 The sloshing analysis comparison of time-frequency spectrum and sound quality index in rear row cabin

2 油液晃蕩聲的潛在機(jī)理分析

在車輛的起步、制動(dòng)停車或者轉(zhuǎn)彎過(guò)程中，部分充液燃油箱在慣性載荷的作用下，可能出現(xiàn)復(fù)雜的撞擊、拍擊、擠壓、翻卷和飛濺等現(xiàn)象，并具有一定的隨機(jī)性和非線性。

汽車燃油箱油液晃蕩的等效動(dòng)力學(xué)模型如圖6所示。L和H為油箱前/后長(zhǎng)度和高度，M0為未擾靜止液體質(zhì)量，Mn、Kn、Cn、an和hn為等效模型的第n階液體晃動(dòng)質(zhì)量、剛度、阻尼和加速度以及距離自由液面高度。F為晃動(dòng)液體對(duì)油箱壁面結(jié)構(gòu)的慣性沖擊載荷力，θ為壁面夾角，F(xiàn)n為法向載荷分量，F(xiàn)t為切向載荷分量。其中，F(xiàn)n是車內(nèi)晃蕩問(wèn)題的主要激勵(lì)源，將撞擊油箱壁面引起低頻的振動(dòng)噪聲，并傳遞到車內(nèi)。Q為自由液面的總流量，Q1為可能發(fā)生翻卷與飛濺的自由表面流量，其引起油液流體運(yùn)動(dòng)噪聲問(wèn)題的頻率成分較高，能量貢獻(xiàn)較小，且容易在整車傳遞路徑中衰減耗散，通常不是造成車內(nèi)晃蕩聲抱怨的主要因素；Q2為穩(wěn)態(tài)撞擊壁面的流體分量。另外，如果燃油箱殼體兩側(cè)存在臺(tái)階面等頂部空腔特征，在一定的充液油量時(shí)，因表面自由液面Q1的上下運(yùn)動(dòng)，可能拍擊殼體表面而產(chǎn)生“咚咚”晃蕩聲。文獻(xiàn)[7]通過(guò)油箱上部殼體粘貼丁基約束阻尼板，臺(tái)架驗(yàn)證可以減弱晃蕩聲壓級(jí)。

圖6 車內(nèi)噪聲與油箱振動(dòng)的時(shí)域相關(guān)性分析Fig.6 Time-domain correlation analysis of vehicle interior sound and fuel tank surface vibration

基于以上等效動(dòng)力學(xué)模型的分析，在設(shè)計(jì)過(guò)程中，可以通過(guò)油箱壁面曲率、表面形貌和尺寸參數(shù)的優(yōu)化，降低油液慣性撞擊導(dǎo)致的晃蕩問(wèn)題，如圖7和圖8所示。

圖7 燃油箱外形曲率的優(yōu)化設(shè)計(jì)示意圖Fig.7 The optimum design diagram for fuel tank shape curvature

圖8 燃油箱上殼體形貌的優(yōu)化設(shè)計(jì)示意圖Fig.8 The optimum design diagram for fuel tank upper surface morphology

3 基于整車傳遞路徑的晃蕩聲優(yōu)化

根據(jù)油液晃蕩激勵(lì)傳遞到車內(nèi)的方式，大致可分為“空氣聲”和“結(jié)構(gòu)聲”路徑。通常，“空氣聲”路徑對(duì)車內(nèi)晃蕩聲的貢獻(xiàn)量較小，并且對(duì)車外高頻晃蕩聲的衰減能力較高。而油箱內(nèi)晃動(dòng)的油液撞擊殼體，激勵(lì)燃油箱的結(jié)構(gòu)振動(dòng)，并通過(guò)與車身相接的隔振墊、綁帶和安裝螺栓等傳遞到車身，引起車內(nèi)的低頻聲輻射問(wèn)題，這被稱之為“結(jié)構(gòu)聲”路徑，這是工程上解決油液晃蕩問(wèn)題的關(guān)鍵控制路徑[7]。

如圖9 所示，油箱殼體x向的振動(dòng)沖擊特征明顯，主要峰值頻譜分布在400 Hz 以內(nèi)，這與制動(dòng)過(guò)程中慣性力載荷的作用方向相同；油箱殼體y向和z向的振動(dòng)沖擊能量較小，并不是晃蕩油液的主要激勵(lì)方向；右側(cè)油箱的振動(dòng)特征明顯大于左側(cè)油箱，說(shuō)明該車型的晃蕩聲問(wèn)題主要是右側(cè)油箱內(nèi)油液引起的，并且右側(cè)油箱容積比左側(cè)要大得多，因此其慣性沖量也較大。

圖9 燃油箱殼體振動(dòng)加速度的對(duì)比Fig.9 The acceleration comparison of fuel tank surface vibration

由于在燃油箱內(nèi)部重新開(kāi)發(fā)防浪結(jié)構(gòu)的周期較長(zhǎng)，成本增加也較高，因此，從整車的“結(jié)構(gòu)聲”傳遞路徑上進(jìn)行優(yōu)化，以改善車內(nèi)油箱晃蕩聲問(wèn)題就更有工程價(jià)值與意義。本車型采用的具體優(yōu)化措施如下：(1)采用邵氏硬度HA15 和20 mm 厚度的海綿，替代了硬度HA40 橡膠墊的初始設(shè)計(jì)方案(如圖10所示)，提高車身的隔振能力，并保證裝配過(guò)程中海綿充分的壓縮和貼合；(2)在車身地板和備胎池的鈑金上，增加阻尼膠的厚度；(3)提升后地毯的低頻隔聲性能。

圖10 三元乙丙EPDM 橡膠與海綿隔振墊的實(shí)物圖Fig.10 Object pictures of EPDM rubber and sponge isolation pads

通過(guò)綜合主觀駕評(píng)的對(duì)比，在倒擋起步工況，采用“結(jié)構(gòu)聲”路徑優(yōu)化方案后的車內(nèi)后排晃蕩聲問(wèn)題顯著改善，時(shí)域歷程峰值響度的幅值明顯的降低，如圖11所示。

圖11 結(jié)構(gòu)路徑改進(jìn)方案對(duì)車內(nèi)后排晃蕩聲的測(cè)試分析對(duì)比Fig.11 Test analysis comparison of the structural path improvement scheme on the rear row cabin sloshing sound

4 結(jié)論

混合動(dòng)力新能源汽車在純電動(dòng)模式下的低速起步或停車過(guò)程中，由于沒(méi)有傳統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)的背景噪聲，容易導(dǎo)致車內(nèi)駕乘人員抱怨燃油箱的瞬態(tài)晃蕩聲問(wèn)題。本文基于非穩(wěn)態(tài)油液晃動(dòng)的等效動(dòng)力學(xué)模型，探討了燃油箱晃蕩現(xiàn)象的潛在機(jī)理；并且，考慮了人耳頻域和時(shí)域的掩蔽特性，提出了一種整車燃油晃蕩聲的時(shí)變響度聲品質(zhì)指標(biāo)評(píng)價(jià)方法。同時(shí)，本文從油箱殼體形貌和隔振路徑上提出了具體的改進(jìn)措施，可快速指導(dǎo)混合動(dòng)力車型燃油箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與整車性能的集成開(kāi)發(fā)。

如果要從根本上解決燃油晃蕩問(wèn)題，在車型項(xiàng)目的開(kāi)發(fā)前期，就需要預(yù)留或提前設(shè)計(jì)出燃油箱的內(nèi)部充液結(jié)構(gòu)，比如采用防浪板措施等；并且，要充分考慮燃油箱在不同充液量下的晃蕩控制魯棒性，以避免在項(xiàng)目開(kāi)發(fā)后期對(duì)燃油箱本體與安裝部件的設(shè)計(jì)變更。