基于工況傳遞路徑分析法的油箱晃動噪聲研究

呂昊，張濤，陳學宏

(亞普汽車部件股份有限公司研究開發中心，江蘇揚州 225009)

0 引言

隨著汽車制造水平的不斷提高，發動機、傳動系統、輪胎等傳統噪聲源已得到了很好的控制，但隨著乘客對乘坐舒適性要求的提高，車輛在急剎工況下，燃油在油箱中晃動引起箱壁振動產生的噪聲，嚴重影響乘坐舒適性[1-3]。汽車油箱燃油晃動噪聲的評價對于產品前期設計開發和提高競爭力具有重要意義，油箱晃動噪聲已成為國內外學者研究的熱點，汽車生產企業對降低油箱晃動噪聲的要求也更為迫切[4]。

針對油箱晃動噪聲的研究，通?？梢圆捎肅AE分析、整車試驗和臺架試驗等方法。CAE分析一般通過流體動力學參數對噪聲進行間接判斷[5-7]；整車試驗雖然是一種最為有效的評價手段，但整車試驗成本高、效率低且只能在汽車開發末期才能進行整車驗證，具有很大的弊端；臺架實驗則能夠在研發初期對燃油箱噪聲做出相對準確的預測，作為零部件級別的測試，它具有重復性高、試驗相對簡單易行的特點，能夠簡化整車燃油晃動噪聲性能的開發難度。傳統傳遞路徑分析法[8-10]是采用臺架試驗研究油箱晃動噪聲的一種主要分析方法，但由于該方法基于靜態傳遞函數，需要大量測量激勵力和力道響應的傳遞函數，一般需要在消聲實驗室內進行測試，實際應用存在很多不便。與之相比，工況傳遞路徑分析法(Operational Transfer Path Analysis，OTPA)直接利用實際工況下聲源處聲壓或者振動點代替激勵源，傳遞函數的計算只需考慮激勵參考點與聲壓響應點之間的傳遞特性，可以彌補傳統傳遞路徑分析方法的不足[11-13]。

本文作者根據油箱晃動噪聲的形成原因，以油箱前后表面和上表面以及臺架作為噪聲傳遞路徑，建立OTPA模型，對比分析了各路徑的傳遞噪聲貢獻，并提出了改進油箱晃動噪聲的方法，具有很好的工程意義。

1 工況傳遞路徑分析

假設臺架試驗油箱晃動噪聲傳遞系統是線性的，箱體外噪聲是由于剎車后箱內燃油運動以不同形式激勵箱體，箱外噪聲可以看作油箱表面的振動傳遞到箱外的能量疊加。

對于該線性系統，輸入與輸出之間的關系稱為系統的傳遞函數，通過傳遞函數建立頻域內輸入激勵與輸出響應的關系，可表達為

X=FH

(1)

式中：X為箱外受聲點響應；F為箱體的振動激勵；H為激勵與響應的傳遞函數。

工況傳遞路徑分析方法用參考激勵替換激勵力，即箱體結構表面振動加速度代替激勵力。

[X1X2......Xj]=

(2)

式中：Hij是第i個激勵力與第j個受聲點響應的頻響函數；Xj是油箱外第j個受聲點的聲壓；Fi是第i條路徑的激勵(箱體表面振動加速度)。

由式(2)可得

(3)

式中：Gff為激勵的自功率譜矩陣；Gfx為激勵與響應的互功率譜矩陣；傳遞函數矩陣組H通過不同工況測試得到的激勵與響應計算得到。

為對各條傳遞路徑進行研究，需要分別計算出各條路徑的噪聲貢獻量，對系統的輸入變量矩陣F進行奇異值分解，得到：

F=UΣVT

(4)

式中：U是s×s(s為工況數目)的酉矩陣；V是n×n(n為工況路徑數目)的對角矩陣；Σ是s×n的對角矩陣，剔除較小奇異值的噪聲信號，得到處理后的奇異值矩陣Σ′。將Σ′代入式(4)結合式(3)可得傳遞函數矩陣：

H′=V′Σ′UTX

(5)

將式(5)代入式(1)計算出箱外噪聲值，其中各傳遞路徑噪聲可以表示為

Xij=FiHij

(6)

2 油箱晃動噪聲OTPA模型

研究油箱晃動噪聲傳遞特性是為了分析不同路徑的貢獻量，降低主要傳遞路徑上傳遞噪聲的能力，希望能夠針對不同的傳遞路徑提出有效的解決方法。

汽車運行過程中，剎車后油箱內的燃油將在慣性作用下產生晃動，燃油晃動引起油箱振動而產生的噪聲，這種噪聲稱之為燃油晃動噪聲。根據晃動噪聲的形成原因可以將燃油晃動噪聲主要分為三大類[14]：

第一類：剎車后箱內燃油在慣性作用下繼續向前運動，來回拍打箱體前后表面，產生“DuangDuang聲”，簡稱為“Hit”；第二類：燃油運行過程中由液體之間摩擦產生的“水嘩嘩”聲，簡稱為“Splash”；第三類：油箱表面形狀不規則，上表面存在較多的凸臺和凹槽，一部分油液會迅速占領這些凸臺，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，傳遞路徑數的選擇、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，否則分析結果會存在較大的誤差。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。根據油箱晃動噪聲分類，油箱本體噪聲的傳遞路徑可以簡化為3條：油箱內液體撞擊箱體前后表面產生的“Hit聲”，主要通過前后兩表面傳遞噪聲，取前后表面為2條傳遞路徑；“Splash聲”和“Clonk聲”主要發生在箱內，主要通過空氣傳播到上表面，取第3條路徑為上表面。此外，試驗過程中剎車會導致臺架存在一定程度的振動，取臺架振動作為另一條傳播路徑。因此，主要取4條傳遞路徑進行研究，晃動噪聲傳遞示意如圖2所示。

圖1 三類噪聲示意

圖2 臺架試驗晃動噪聲傳遞示意

3 試驗分析

3.1 試驗布置

整個試驗在半消聲實驗室內完成，臺架試驗燃油晃動噪聲傳遞路徑為4條。為了盡可能使選擇的源參考點能夠代表源特性：在油箱前后表面兩鋼帶凹槽處各粘貼兩個振動加速度傳感器，車內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個振動加速度傳感器，位置分別為油泵表面、油箱上表面的幾何中心處和遠離兩點的減震墊處。由于工況傳遞路徑分析需要滿足目標點處傳聲器布置數量大于等于傳遞路徑數目，且根據晃動噪聲試驗標準中對傳聲器位置的要求，在油箱的前、左、右、上表面的50 cm位置處布置了4個傳聲器Mic1～Mic4，指向4個面的幾何中心。圖3和圖4為傳感器的布置圖。

試驗過程，從低到高進行25%、50%、75%和100%液位試驗，剎車減速度為2.7 m/s2，試驗過程共采集20 s數據，整個過程包含加速過程、達到速度最大后開始剎車減速到停止過程，每一液位進行6組試驗。針對此型號油箱，前期整車試驗時發現高液位存在問題，主要對100%液位進行分析。

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、后表面和臺架加速度傳感器布置示意

3.2 模型驗證

為獲得傳遞路徑上的典型振動信號，進行了奇異值分析。將奇異值的大小作為信號能量的度量[15]，分別對油箱前后和上表面的振動信號進行偏奇異值分析，獲得各面上的典型振動信號，分析結果如圖5—圖7所示。偏奇異值分解結果關注最上方所對應的信號，通過3次偏奇異值分解，分別選擇箱體上表面振動信號Acc7(上表面幾何中心處)、箱體前表面振動信號Acc9(前表面左鋼帶凹槽處)和箱體后表面振動信號Acc10(后表面左鋼帶凹槽處)為典型振動信號，作為3條傳遞路徑的振動輸入，外加第4條傳遞路徑的臺架振動加速度Acc12。

圖5 箱體上表面振動信號偏奇異值分解

圖6 箱體前表面振動信號偏奇異值分解

圖7 箱體后表面振動信號偏奇異值分解

計算這些振動信號與箱外的傳聲器噪聲信號的重相干系數，如圖8所示，發現結果幾乎都達到0.9以上，說明這4條傳遞路徑的振動信號為噪聲的主要來源，沒有遺漏掉重要的傳遞路徑。

圖8 重相干分析

根據OTPA理論，由工況傳遞路徑得到的試驗數據，計算箱外某受聲點聲壓，并與箱外聲壓實測值進行比較，如圖9所示。

由圖9可知，箱外噪聲實測聲壓級頻譜與計算聲壓級頻譜具有很好的吻合性，只有高頻計算值稍偏小于實測值。因此，通過對比分析驗證了OTPA模型的正確性。

圖9 箱外噪聲實測值與計算值比較

3.3 試驗結果分析

根據OTPA理論，由公式(6)計算出各條路徑的噪聲貢獻量的幅值和相位，根據各路徑噪聲聲壓在總聲壓矢量方向上的投影，計算出各路徑的實際噪聲貢獻，分別給出箱體前后表面噪聲貢獻和箱體上表面與臺架噪聲貢獻的對比圖，如圖10、11所示。

圖10 箱體上表面和臺架振動噪聲貢獻

圖11 箱體前后表面噪聲貢獻

由圖10可知臺架振動路徑對箱體外噪聲的貢獻量非常小，幾乎整個頻域范圍內都遠小于其他3條路徑，200 Hz以上相差達20 dB，因此可以認為臺架振動對噪聲實測值無影響。這是由于臺架本身剛度遠大于塑料油箱、剎車片的振動很快衰減、油箱與臺架之間用減震墊和木塊隔開、油箱和臺架之間振動也很難傳遞。

由圖11對比箱體前后表面噪聲貢獻，可以發現整個頻率范圍內，幾乎箱體后表面振動噪聲貢獻都大于箱體前表面振動噪聲貢獻，尤其是在500～1 000 Hz內。同時對比其他液位25%、50%和75%，都得到同樣的結論。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生振動；(2)燃油晃動噪聲分析時間為速度降低到0后的數據，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。

對比圖10和11中的噪聲貢獻最大峰值所在的頻域范圍，箱體上表面振動噪聲貢獻主要集中在700～800 Hz，前后表面振動噪聲貢獻頻率分散在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箱體上表面振動噪聲貢獻集中頻率一致，因此要降低該液位的噪聲值，主要降低上表面的噪聲貢獻。在高液位，由于塑料箱體上表面很不規則且存在很多凹槽和凸臺，很容易產生第3類“Clonk聲”。

圖12 優化前后噪聲聲壓對比

顧客抱怨的高液位噪聲主要貢獻路徑為箱體上表面，而防浪板可作為一種有效地降低燃油晃動噪聲的裝置。根據上述分析，建議設計部門在油箱上表面靠后區域增加防浪板，適當改善箱體上表面較大的凹槽凸臺區域，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”。對比改進前后油箱外噪聲的頻譜如圖12所示，整個范圍噪聲水平都得到了一定的降低，尤其是在700～800 Hz。

4 結論

(1)根據油箱燃油晃動噪聲的形成原因，以油箱上表面和前后表面作為噪聲傳遞路徑，建立臺架試驗油箱晃動噪聲OTPA模型，能夠準確地對油箱晃動噪聲進行分析。并且通過偏奇異值分析箱體振動信號，找出的箱體表面傳遞路徑上的典型振動信號，可以代替激勵力進行工況傳遞路徑分析。

(2)箱體后表面振動噪聲貢獻在所有液位均大于前表面。

(3)由于塑料箱體上表面很不規則且存在很多凹槽凸臺，很容易產生第三類“Clonk聲”，因此箱體上表面傳遞路徑為高液位最主要噪聲貢獻。

(4)通過分析提出改進油箱晃動噪聲的方向，對比改進前后油箱外的噪聲水平，能夠取得很好的降噪效果。