某電動(dòng)汽車熱管理集成模塊結(jié)構(gòu)優(yōu)化

韋長(zhǎng)華 姜健馳 劉遠(yuǎn) 胡啟 曹曉輝 李國(guó)平

（1.江蘇超力電器有限公司，丹陽 212300；2.江蘇大學(xué)，鎮(zhèn)江 212013）

主題詞：熱管理集成模塊 有限元分析 多階模態(tài) 共振

1 前言

改進(jìn)整車NVH 性能、提升乘坐舒適性是汽車行業(yè)亟待解決的重點(diǎn)問題[1-3]。

在電動(dòng)汽車空調(diào)系統(tǒng)的NVH 性能研究方面，王博等[4]分別從提升箱體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、添加隔振材料、優(yōu)化冷媒管路3 個(gè)方向?qū)照{(diào)系統(tǒng)NVH 性能進(jìn)行提升，有效解決了管路的輻射及冷媒流動(dòng)噪聲問題；Zhang 等[5]通過試驗(yàn)驗(yàn)證了安裝孔板消聲器可以消除9 kHz 以上的高頻噪聲，為解決電動(dòng)汽車空調(diào)系統(tǒng)中冷凝器到膨脹閥之間管路因兩相流體流動(dòng)產(chǎn)生的高頻噪聲問題提供了技術(shù)方案；楊誠(chéng)等[6]采用小波分析法對(duì)車內(nèi)噪聲信號(hào)和加速度信號(hào)進(jìn)行能量譜分析，準(zhǔn)確判斷了空調(diào)啟動(dòng)異響的產(chǎn)生原因。

上述文獻(xiàn)大多涉及單一空調(diào)制冷系統(tǒng)，針對(duì)熱管理集成模塊NVH 性能的研究并不多見，本文針對(duì)某純電動(dòng)汽車熱管理集成模塊，采用ANSYS 有限元軟件對(duì)模塊總成進(jìn)行建模分析，通過求解其模態(tài)頻響函數(shù)，得到模塊總成在多階模態(tài)下的固有頻率，監(jiān)測(cè)點(diǎn)位的噪聲聲壓，并結(jié)合臺(tái)架噪聲試驗(yàn)結(jié)果對(duì)集成模塊總成及電機(jī)水泵結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，有效改善了集成模塊總成的結(jié)構(gòu)噪聲。

2 模型建立

2.1 集成模塊總成模型

為研究熱管理集成模塊總成的固有特性，建立模塊總成三維模型，對(duì)電子水泵、水冷冷凝器、電池冷卻器等子部件進(jìn)行簡(jiǎn)化處理，優(yōu)化后模塊總成及水泵模型如圖1所示，在UG10.0軟件中以WCS坐標(biāo)為基準(zhǔn)建立坐標(biāo)系，各零部件質(zhì)心坐標(biāo)及水泵蝸殼內(nèi)壁的結(jié)構(gòu)數(shù)據(jù)如表1所示。

表1 零部件質(zhì)心與水泵參數(shù)

圖1 集成模塊總成及水泵三維模型

其中，cj和ρj分別為模塊總成及其零部件的質(zhì)心坐標(biāo)及密度，r1、r2分別為優(yōu)化前、后水泵蝸殼內(nèi)壁隔舍結(jié)構(gòu)圓角半徑，R1、R2分別為優(yōu)化前、后圓角圓心與基圓圓心距離，V為葉輪轉(zhuǎn)速，Q為水泵入口流量。集成模塊總成慣性參數(shù)測(cè)量時(shí)以電機(jī)水泵為激勵(lì)點(diǎn)，占空比設(shè)為93%，電機(jī)響應(yīng)點(diǎn)和激勵(lì)點(diǎn)通過加速度傳感器拾取，頻響函數(shù)采用西門子多功能數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)進(jìn)行分析處理。

2.2 總成動(dòng)力學(xué)模型

動(dòng)力總成各懸置位置的距離遠(yuǎn)大于懸置本身的尺寸，因此由彈簧引起的扭轉(zhuǎn)剛度可以忽略，在不考慮外部激勵(lì)作用時(shí)，集成模塊總成的6自由度振動(dòng)微分方程可簡(jiǎn)化為[7-9]：

式中，Meff為總成系統(tǒng)等效質(zhì)量；Ceff為結(jié)構(gòu)阻尼；Keff為系統(tǒng)剛度；y(t)為廣義位移。

結(jié)構(gòu)的固有頻率可用角頻率表示為：

考慮帶阻尼的振動(dòng)系統(tǒng)，其固有頻率表示為：

式中，ζ為阻尼比。

當(dāng)系統(tǒng)振幅較小時(shí)，ωd≈ωn，此時(shí)阻尼項(xiàng)Ceff可以忽略，因此式（1）可簡(jiǎn)化為：

假設(shè)方程通解形式為：

式中，ωi、Xi分別對(duì)應(yīng)集成模塊總成的第i階固有頻率和振幅。

將式（5）帶入式（4）可得：

3 數(shù)據(jù)分析

3.1 總成模態(tài)分析

優(yōu)化前、后集成模塊總成結(jié)構(gòu)的前8階模態(tài)如圖2、圖3所示，總成及電機(jī)水泵對(duì)應(yīng)階次的固有頻率及振型特性分析結(jié)果如圖4、表2 所示。對(duì)比優(yōu)化前總成及水泵結(jié)構(gòu)固有頻率及振型發(fā)現(xiàn)，總成第5階、第8階振型在電機(jī)和電池水泵的連接處均繞Y軸發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，對(duì)應(yīng)電機(jī)水泵第4階、第10階模態(tài)，固有頻率分別為186.6 Hz、380.0 Hz、188.0 Hz、379.6 Hz，對(duì)于集成模塊總成的多自由度非線性系統(tǒng)，此頻率下的共振峰相對(duì)明顯。

表2 總成結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后振型對(duì)比

圖2 優(yōu)化前總成模態(tài)振型

圖3 優(yōu)化后總成模態(tài)振型

圖4 總成結(jié)構(gòu)優(yōu)化前、后頻率對(duì)比

集成模塊總成殼體部件的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度是影響總成與電機(jī)件之間發(fā)生階次共振的主要因素，殼體表面添加網(wǎng)格狀肋板可改善特定階次頻率，有效提升結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，避免發(fā)生共振[10-12]。優(yōu)化后的總成結(jié)構(gòu)第5階和第8階固有頻率分別為369.8 Hz、484.0 Hz，同時(shí)第1階模態(tài)固有頻率相比優(yōu)化前整體提升了96%，進(jìn)一步降低了共振發(fā)生的概率。

3.2 總成噪聲分析

如圖5 所示，麥克風(fēng)在總成上取點(diǎn)分+X、-X、+Y、-Y、+Z5個(gè)方向，距離設(shè)為1 m。以電機(jī)加速度測(cè)試數(shù)據(jù)作為激勵(lì)源，通過傅里葉變換處理得到總成結(jié)構(gòu)優(yōu)化前、后+X方向聲壓貢獻(xiàn)量及脈動(dòng)頻譜仿真結(jié)果如圖6、圖7所示，噪聲源主要來自電機(jī)水泵葉片旋轉(zhuǎn)形成的階次噪聲。圖6a 顯示，總成結(jié)構(gòu)優(yōu)化前對(duì)噪聲影響較大的頻率主要分布在1 272.0 Hz 和1 904.0 Hz 附近，對(duì)應(yīng)噪聲聲壓級(jí)分別為39.0 dB(A)、30.6 dB(A)，階次為第12階、第18 階；圖6b 顯示，優(yōu)化后結(jié)構(gòu)在以上2 個(gè)階次附近共振帶明顯減弱，噪聲聲壓級(jí)為31.8 dB(A)、23.7 dB(A)，分別降低了18.5%、22.5%，極大降低了結(jié)構(gòu)共振的影響。總成各方向監(jiān)測(cè)點(diǎn)噪聲仿真結(jié)果如圖8所示，可以看出，優(yōu)化后結(jié)構(gòu)整體聲壓級(jí)均有下降，加權(quán)計(jì)算得到結(jié)構(gòu)優(yōu)化前、后總聲壓級(jí)分別為41.3 dB(A)和37.9 dB(A)，相比結(jié)構(gòu)優(yōu)化前噪聲總聲壓級(jí)降低了8.2%。

圖5 麥克風(fēng)放置位置

圖6 總成+X方向優(yōu)化前、后聲壓對(duì)比

圖7 +X方向噪聲聲壓頻譜仿真結(jié)果

圖8 監(jiān)測(cè)點(diǎn)噪聲仿真計(jì)算結(jié)果

3.3 水泵仿真分析

3.3.1 計(jì)算方法

電機(jī)水泵計(jì)算域包括入口、出口管路，蝸殼靜止域以及葉片旋轉(zhuǎn)域。蝸殼內(nèi)壁隔舍圓角優(yōu)化前、后結(jié)構(gòu)參數(shù)已在表1中給出，點(diǎn)A為隔舍圓角圓心與基圓圓心連線交點(diǎn)。葉輪表面和隔舍處進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化，瞬態(tài)計(jì)算時(shí)選用RANS SSTk-ω湍流模型及滑移網(wǎng)格法，采用多面體網(wǎng)格，總數(shù)為500 萬個(gè)，忽略旋轉(zhuǎn)失速及動(dòng)靜部件干涉引起的水力激勵(lì)影響。計(jì)算域入口設(shè)為速度入口，出口為自由流動(dòng)，計(jì)算時(shí)間步長(zhǎng)ΔT=2×10-5s，隔舍圓角優(yōu)化前、后結(jié)構(gòu)如圖9所示。

圖9 隔舍圓角結(jié)構(gòu)設(shè)置

3.3.2 計(jì)算結(jié)果與分析

圖10 所示為隔舍圓角處流場(chǎng)分布云圖。可以看出，分布在葉片與隔舍之間區(qū)域的速度和壓力明顯高于其他區(qū)域，結(jié)構(gòu)誘導(dǎo)的湍流運(yùn)動(dòng)更為強(qiáng)烈。原因在于二者之間的流體微團(tuán)受到周期性擠壓導(dǎo)致壓力出現(xiàn)周期性波動(dòng)，并對(duì)外輻射壓力脈動(dòng)，反作用于葉輪上，產(chǎn)生周期性不平衡的徑向力，將圓角半徑由0.2 mm 增加到2.0 mm后，流體微團(tuán)的速度有所減小，壓力場(chǎng)分布更加均勻，有效緩解了葉輪徑向力影響。R1、R2的壓力脈動(dòng)頻譜曲線如圖11 所示，圖中顯示R1葉輪基頻和主頻均為640.0 Hz，峰值壓力高達(dá)3 492.4 Pa，增大隔舍圓角半徑后基頻峰值明顯降低，主頻作為激勵(lì)源的作用隨之減弱，同時(shí)也進(jìn)一步驗(yàn)證了葉輪徑向力的影響。

圖10 隔舍圓角優(yōu)化前、后速度與壓力分布云圖

圖11 壓力脈動(dòng)頻譜曲線

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

4.1 試驗(yàn)平臺(tái)

集成模塊總成及電機(jī)水泵的NVH試驗(yàn)平臺(tái)如圖12所示，試驗(yàn)室背景噪聲聲壓級(jí)<16.0 dB(A)，常數(shù)百分比帶寬為0.1～20 000 Hz，環(huán)境溫度為18～28 ℃，聲學(xué)環(huán)境經(jīng)中國(guó)合格評(píng)定國(guó)家認(rèn)可委員會(huì)認(rèn)證符合聲學(xué)-消聲室和半消聲室精密法試驗(yàn)要求，試驗(yàn)項(xiàng)目包括轉(zhuǎn)速分析、時(shí)頻分析、幅域分析、階次分析、噪聲頻譜分析及振動(dòng)頻譜分析。試驗(yàn)儀器包括麥克風(fēng)、數(shù)據(jù)采集儀、加速度計(jì)、信號(hào)發(fā)生器、水箱及管路，集成模塊總成由橡皮筋自由懸置，麥克風(fēng)安放在水泵正上方及左右兩面1.0 m處，加速計(jì)安放在進(jìn)出口位置，占空比要求為20%～93%，按5%依次增加，噪聲聲壓級(jí)標(biāo)準(zhǔn)<45.0 dB(A)。

圖12 集成模塊總成及電機(jī)水泵NVH試驗(yàn)

4.2 試驗(yàn)結(jié)果

在93%占空比條件下試驗(yàn)電機(jī)水泵以及安裝于總成后的噪聲頻譜，如圖13所示。其中，LSP1和LSP2分別為電機(jī)水泵單獨(dú)試驗(yàn)和水泵安裝于總成后試驗(yàn)噪聲聲壓級(jí)。由圖13 可知，電機(jī)水泵單獨(dú)試驗(yàn)聲壓級(jí)為42.3 dB(A)，但與總成同時(shí)試驗(yàn)時(shí)聲壓級(jí)提高至58.4 dB(A)，與模態(tài)仿真結(jié)果相互驗(yàn)證，證實(shí)了二者之間存在共振。

圖13 集成模塊總成及電機(jī)水泵噪聲頻譜

圖14所示為集成模塊總成帶電機(jī)水泵的振動(dòng)和加速度測(cè)試結(jié)果，從圖14b 中可以看出，在0～1 000 Hz 范圍內(nèi)，隨著電機(jī)轉(zhuǎn)速的增大，振幅呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢(shì)，在轉(zhuǎn)速V=5 091.6 r/min時(shí)達(dá)到峰值。相比第1階、第6階加速度頻譜，第7階共振區(qū)域更加明顯，共振帶出現(xiàn)在590.0 Hz附近，且垂直于軸頻率。

圖14 總成振動(dòng)和加速度試驗(yàn)結(jié)果

圖15所示為電機(jī)水泵及集成模塊總成在+Z方向的噪聲試驗(yàn)結(jié)果，由圖15a可知，頻率在644.0 Hz時(shí)，相比于R1圓角結(jié)構(gòu)，采用R2時(shí)噪聲聲壓級(jí)降低了10.5 dB(A)，對(duì)比仿真結(jié)果，基頻差異為0.6%。由圖15b 可知，優(yōu)化后總成結(jié)構(gòu)噪聲聲壓級(jí)在+Z方向降低了2.9 dB(A)，對(duì)比仿真結(jié)果差異僅為2.1%，證明了仿真計(jì)算結(jié)果的可靠性。

圖15 電機(jī)水泵及集成模塊總成+Z方向噪聲試驗(yàn)結(jié)果

5 結(jié)束語

本文利用有限元仿真方法對(duì)集成熱管理模塊及其子零件電機(jī)水泵的NVH 特性進(jìn)行了分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化，結(jié)合試驗(yàn)數(shù)據(jù)得出主要結(jié)論如下：

a.集成模塊總成的第5 階、第8 階固有頻率分別為186.6 Hz、379.6 Hz，與水泵的第4 階、第10 階固有頻率188.0 Hz、377.0 Hz相比差異較小，直接誘導(dǎo)了共振的發(fā)生，通過對(duì)總成結(jié)構(gòu)進(jìn)行局部肋板處理有效抑制了共振的發(fā)生。

b.水泵葉片與隔舍之間流體微團(tuán)受到周期性擠壓產(chǎn)生的周期性壓力脈動(dòng)是葉輪產(chǎn)生不平衡徑向力的主要原因，將圓角半徑由0.2 mm 擴(kuò)大至2.0 mm 可有效降低葉輪徑向力影響。

c.集成模塊總成X方向試驗(yàn)結(jié)果表明，第7階信號(hào)在590.0 Hz附近存在明顯的共振區(qū)域。

d.仿真與試驗(yàn)結(jié)果存在一定差異，主要在于簡(jiǎn)化了總成仿真模型及電機(jī)水泵計(jì)算中未考慮葉片自激振動(dòng)的影響，但并不影響整體結(jié)構(gòu)誘導(dǎo)振動(dòng)趨勢(shì)。