汽車座椅泵電機的噪聲分析與優化

2022-12-16 05:53:08龔乘龍莫德云

微特電機 2022年12期

龔乘龍，莫德云

(1.廣東肇慶愛龍威機電有限公司，肇慶 526238；2.嶺南師范學院機電工程學院，湛江 524048)

0 引言

隨著汽車的普及并進入千家萬戶，人們在充分享受駕駛便捷性的同時，對駕乘的舒適性要求也越來越高。駕駛的舒適性不僅包括汽車座椅的多功能性，例如腰部支撐和多模式按摩，還包括行駛過程中較低的環境噪聲。目前多功能舒適性座椅系統正逐步在不同類型的汽車中推廣使用。汽車座椅氣泵電機作為座椅舒適性按摩系統的氣泵動力源，噪聲的控制尤為重要。

關于小功率電機的噪聲分析與控制，文獻[1]計算了電機的轉子在不同偏心程度時不同階次的電磁力波大小，并通過仿真軟件分析了偏心量對電機振動噪聲的影響，但是僅是通過仿真結果進行驗證，缺少真實測試數據的對照。文獻[2]建立徑向磁密與磁極偏心距和極弧系數的解析模型，分析了它們對電機振動和噪聲的影響規律。文獻[3]提到了泵用直流電機的噪聲主要影響因素和分析方法，通過經驗總結的方式，闡述了有刷直流電機電磁和機械噪聲的許多優化措施。文獻[2]和文獻[3]沒有具體分析這些影響因素對電機具體頻率段的噪聲影響。文獻[4]以永磁有刷直流電動機為研究對象，通過解析法和有限元方法計算了電機電磁力大小，并將電機表面節點處的計算加速度耦合至電機模型，通過聲學仿真軟件SYSNOISE計算得到不同頻率對應的電機噪聲值。

本文首先通過實驗分析識別出電機空載運行時電磁噪聲和機械噪聲對應的主要頻率段，然后運用有限元仿真和實驗驗證的方法，分別對主要頻率的噪聲進行優化改善，使噪聲值滿足設計要求，實現電機的低噪聲運行和工作。

1 主要技術參數

本文分析的氣泵電機作為汽車座椅舒適性系統的動力源，是系統的重要組成部分。整個舒適性系統通過電機的旋轉工作，帶動氣泵來供氣。而氣袋在控制器的設定程序下通過電磁閥控制完成不同的充放氣模式，從而實現座椅上的按摩和腰部支撐功能。該電機在汽車座椅上的位置如圖1所示。電機采用2極5槽的極槽配合形式，通過扭簧推動碳刷與換向器接觸，電源接通后，在電樞運動過程中完成電樞電路的換向。電機的初始方案中，磁瓦偏心距為0，扭簧推力大小為1.6 N，滾珠軸承徑向游隙為15 μm。為了滿足氣泵的實際應用需求，電機的其他主要技術參數如表1所示。

圖1 汽車座椅舒適性系統示意圖

表1 電機主要技術參數

2 噪聲問題的提出與分析

2.1 噪聲問題的提出

電機噪聲通常有三個來源[3]：電磁噪聲，機械噪聲和空氣動力噪聲。小功率永磁直流電機以電磁噪聲和機械噪聲為主。噪聲測試時，倍頻程圖表示對應倍頻程內的聲能之和，可以評價不同頻率段內的噪聲平均幅值。而根據實測結果的噪聲倍頻程圖，可以確定主要貢獻噪聲所在頻率范圍。本文研究的電機空載運行時，實測噪聲的1/3倍頻程圖如圖2所示。由圖2可知，1.25 kHz 和6.3 kHz 中心頻率段分貝值最大，分別為 36.6 dB(A)和 41.3 dB(A)。為了將電機噪聲控制在合理范圍，需將這兩個頻段的噪聲降至目標值內，同時噪聲總值符合設計要求，這是本設計的主要研究方向。

圖2 電機空載噪聲1/3倍頻程圖

2.2 目標設定

該電機的噪聲設計要求如下：在半消聲室內，電機空載運行時，在麥克風距離電機正上方300 mm處，對電機各個頻段的噪聲值進行提取和分析，其中兩個關鍵頻率段的噪聲滿足如表2所示的設定值，同時要求電機的噪聲總值低于40 dB(A)。由于該電機用于氣泵，電機電樞始終是單向旋轉，所以本文所有的噪聲分析均只針對同一旋向(面向輸出軸端逆時針方向)的噪聲。

表2 電機主要頻率的噪聲要求

2.3 噪聲問題分析

為了確認兩個突出頻率段噪聲的來源，本文首先對電機采用錘擊法，測出整機自由狀態時的固有頻率。圖3為最終的測試結果，其中前四階固有頻率分別為：1.55 kHz, 5.663 kHz, 6.8 kHz和8.012 kHz。初步判定固有頻率與空載運行時的噪聲突出頻率不一致，排除明顯共振帶來的噪聲問題。文獻 [3]中提到的突然斷電法：如果突然切斷電機電源，可以通過噪聲依然明顯的頻段判別對應的噪聲來源為機械噪聲。對于本文研究的氣泵電機而言，斷電后轉子會瞬間停止轉動，該方法并不適用。本文采用如圖4所示的噪聲源分離的判別方法來識別和確定聲源。在半消聲室中，運用其他型號的噪聲總值小于35 dB(A)的低噪聲主動電機，通過柔性聯軸器連接，帶動磁瓦未充磁的電機以4 000 r/min的轉速勻速旋轉，得到如圖5所示的噪聲頻譜圖。對比圖2和圖5可以發現，在電機未充磁并且以相同的空載轉速旋轉的情況下，1.25 kHz頻率段的噪聲幅值比較小，低于30 dB(A)，而6.3 kHz頻率段噪聲依然突出。通過該實驗方法可以判斷出，1.25 kHz和6.3 kHz頻段的噪聲分別為電磁和機械結構相關的噪聲。

圖3 整機實測頻響曲線

圖4 噪聲源分析測試示意圖

圖5 電機無電磁作用時的噪聲頻譜

3 噪聲的優化

3.1 電磁噪聲

電機轉子氣隙內，電磁力一般可以被分解為切向和徑向分量。轉子氣隙內徑向磁密遠大于切向磁密，通過計算可以發現，氣隙內切向電磁力較小，且本電機的定子為對稱結構，切向電磁力不會帶來明顯偏心力矩，所以本文主要考慮徑向電磁力變化對電機噪聲的影響。文獻[6-8]中提到，降低徑向電磁力幅值和電機的固有頻率避開電磁力頻率，有利于降低電機的電磁噪聲。根據麥克斯韋張量法，計算氣隙中隨時間變化的電磁力表達式：

(1)

(2)

式中：Fr和Ft分別為單位面積的徑向和切向磁應力，也稱電磁力密度；Bn和Bt分別為徑向和切向的氣隙磁通密度；μ0為真空磁導率。

對電機4 000 r/min 運行時的氣隙磁密和徑向電磁力進行有限元瞬態仿真，圖6和圖7分別是電機氣隙的圓周范圍內，徑向氣隙磁密和徑向電磁力密度的時空分布。在空間維度，磁密和電磁力密度整體成對稱分布，沿著圓周方向遠離永磁體時，磁密和電磁力密度較小。每片磁瓦下會出現兩個峰值，且峰值沒在磁瓦對稱中心位置。在時間維度，在電磁場作用下，各點氣隙磁密和徑向電磁力密度隨著時間會發生周期性波動。

圖6 轉子外圓氣隙徑向磁密時空分布

圖7 氣隙徑向電磁力密度時空分布

為了研究徑向電磁力變化對電機噪聲的影響，本文先對影響氣隙電磁力的因素進行分析。如圖8所示，定義磁瓦的偏心距e為磁瓦內弧面圓心O2與轉子軸心O1的直線距離。磁瓦偏心過大會對電機磁路造成一定影響，導致電機轉矩降低等情況。在合理范圍內，選取磁瓦偏心距為0、0.5 mm、1 mm和1.5 mm分別進行電磁仿真，可以得到不同偏心距時不同位置的徑向電磁力密度隨時間變化的曲線。本文在電機氣隙圓周范圍內均勻選取5點，圖8中的點1～點5，分別對各點徑向電磁力隨時間變化進行求解，并進行快速傅里葉變換分析，得到不同頻率對應徑向電磁力密度幅值的頻譜圖。圖9為點5在磁瓦偏心距為0時，在100～150 ms內的徑向電磁力波動曲線，圖10 則是該點不同頻率對應的徑向力密度幅值分布。

圖8 電機截面示意圖

圖9 點5在100～150 ms 內徑向電磁力波動

圖10 點5不同頻率對應的徑向電磁力密度

在1/3倍頻程常用的頻率中，中心頻率1.25 kHz對應的頻率范圍為1 120～1 400 Hz[5]。而當電機轉速為4 000 r/min，轉子槽數為5時，由轉子轉頻公式：

(3)

式中：f為轉子齒頻；n為轉子轉速；Z為轉子槽數；k為齒頻系數。

可以計算得到，k取4時對應的轉頻為1.333 kHz，該頻率剛好在中心頻率1.25 kHz范圍內。由此可見，1.25 kHz中心頻率噪聲和齒頻系數k為4時對應頻率的徑向力有一定關聯。

圖11為磁瓦不同偏心距下，點1至點5在1.333 kHz處對應的徑向電磁力密度幅值。隨著偏心距的增加，氣隙圓周范圍內，各點在1.333 kHz所對應的徑向力幅值有不同程度的降低。其中，靠近磁瓦中心位置(點5)和遠離磁瓦位置(點1)變化較小，點2、點3和點4處變化比較明顯。從空間位置分析，點1和點2處整體幅值偏小，點3、點4和點5處幅值較大，說明靠近磁瓦部分在1.333 kHz處的徑向電磁力密度幅值較大，遠離部分的幅值較小。

圖11 各點1.333 kHz處徑向電磁力密度隨偏心距的變化

按磁瓦偏心距分別為0、0.5 mm、1 mm和1.5 mm各做4個電機，測試其4 000 r/min時的空載噪聲，得到各個電機在1.25 kHz 中心頻率處的噪聲結果如圖12 所示?？梢钥闯觯S著偏心距的增加，1.25 kHz 中心頻率處相應的噪聲也會有不同程度的降低。其中噪聲平均值由偏心距為0時的36 dB(A)降低到偏心距為1.5 mm時的 32 dB(A)，下降了4 dB(A)，滿足小于33 dB(A)的設計要求。

圖12 噪聲隨磁瓦偏心距的變化(1.25 kHz中心頻率)

3.2 機械噪聲

對于永磁有刷電機而言，機械噪聲通常來源于：碳刷與換向器間的摩擦，軸承的滾珠運動和零部件松動后的振動等。本文研究的永磁有刷電機轉子軸采用滾珠軸承支撐的方式，軸承帶來的噪聲影響比較大。而滾珠軸承的潤滑方式、游隙選型與控制和軸承材料的選擇等，都會影響到軸承的工作噪聲。

本文從扭簧推力大小和滾珠軸承徑向游隙的變化分別對電機在6.3 kHz中心頻率處空載噪聲的影響進行對比分析。碳刷扭簧裝配示意如圖13所示，其中扭簧的初始張角為θ。選取初始張角對應的推力值分別為1.6 N、1.4 N、1.2 N和1.0 N的扭簧，各裝配成4個電機，測試獲得空載運行時在6.3 kHz處的噪聲值。噪聲測試結果整理如圖14所示，通過對比發現，隨著扭簧張力的減小，6.3 kHz處對應的噪聲平均值有不同程度的降低。由此說明降低扭簧推力大小有利于減小機械摩擦噪聲?？紤]到扭簧力過小可能會造成碳刷與換向器接觸不穩，導致換向火花嚴重以及負載工作時的噪聲，扭簧推力不宜選得太小。

圖13 碳刷扭簧裝配示意圖

圖14 噪聲隨扭簧力大小的變化 (6.3 kHz中心頻率)

為了分析滾珠軸承徑向游隙對機械噪聲的影響，本文選取徑向游隙分別為 15 μm、12 μm、9 μm和6 μm的滾珠軸承分別各裝配4個電機，并測試獲得6.3 kHz中心頻率處的電機噪聲值。由圖15可知，徑向游隙由15 μm降至9 μm過程中噪聲有較明顯的降低。平均值由41.13 dB(A) 降至35.95 dB(A)，降低了12.59%。但是隨著徑向游隙繼續減小，6.3 kHz噪聲有小幅增加。

圖15 噪聲隨軸承徑向游隙的變化 (6.3 kHz中心頻率)

在確認合適的扭簧力大小和滾珠軸徑向游隙有利于降低電機噪聲后，選取新方案1：扭簧初始推力Fh=1.2 N，且徑向游隙b=9 μm的滾珠軸承，裝配電機4個。測試在6.3 kHz中心頻率處的噪聲值，如圖16所示。結果顯示，噪聲均值由最初的41.13 dB(A) 降至 34.33 dB(A)，降低了16.53%，滿足小于36 dB(A)的設計要求。

圖16 兩種方案6.3 kHz中心頻率處噪聲對比

3.3 噪聲總值

為了使電機噪聲總值達到目標要求，根據以上的分析結果，采用如下新方案2：選取磁瓦內弧偏心距e=1.5 mm，扭簧初始推力Fh=1.2 N，滾珠軸承徑向游隙b=9 μm，制作4個電機。測試得到電機空載噪聲總值，與初始的4個電機噪聲總值進行對比，具體如圖17、圖18所示。噪聲均值由45.18 dB(A)降低至39 dB(A)，降低了6.18 dB(A)?？梢园l現，噪聲有明顯改善，且滿足噪聲總值小于40 dB(A)的要求。