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(duì)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(duì)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(duì)降低油箱晃動(dòng)噪聲的要求也更為迫切[4]。

針對(duì)油箱晃動(dòng)噪聲的研究，通?？梢圆捎肅AE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(duì)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(duì)燃油箱噪聲做出相對(duì)準(zhǔn)確的預(yù)測(cè)，作為零部件級(jí)別的測(cè)試，它具有重復(fù)性高、試驗(yàn)相對(duì)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(cè)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(cè)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(duì)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(duì)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(cè)試得到的激勵(lì)與響應(yīng)計(jì)算得到。

為對(duì)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(duì)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(duì)角矩陣；Σ是s×n的對(duì)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(duì)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(duì)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(duì)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(duì)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(duì)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(duì)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(cè)值進(jìn)行比較，如圖9所示。

由圖9可知，箱外噪聲實(shí)測(cè)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(cè)值。因此，通過對(duì)比分析驗(yàn)證了OTPA模型的正確性。

圖9 箱外噪聲實(shí)測(cè)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(duì)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(duì)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(duì)噪聲實(shí)測(cè)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(duì)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(duì)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(duì)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(duì)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(duì)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(duì)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(duì)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。