摘 要

由于純電動汽車底部平整，高速行駛時可能容易誘發(fā)氣流與車身泄壓閥耦合，從而引起車內(nèi)低頻噪聲問題，嚴重降低乘坐舒適性。以某純電動汽車高速行駛低頻渦聲耦合問題的測試排查分析過程為例，系統(tǒng)地介紹了低頻渦聲耦合問題的發(fā)生機理，設計了一種用于驗證低頻噪聲問題的靜置試驗方法，識別出影響低頻噪聲的關鍵要素，并設計了泄壓閥罩工程化方案，實車驗證了方案的有效性，這對于解決純電動汽車低頻渦聲耦合問題和前期開發(fā)問題識別具有借鑒和參考價值。

關鍵詞：泄壓閥；空腔；渦；自激振蕩；

作者：沈 龍1 張 軍2 黃應來2 李 欣1  宋 瓊1

(1 浙江智馬達智能科技有限公司 )

(2 吉利汽車研究院(寧波)有限公司 )

引 言

國家對新能源汽車發(fā)展的持續(xù)投入，刺激了新能源汽車行業(yè)的蓬勃發(fā)展，使中國在短短數(shù)年內(nèi)成為全球第一大新能源汽車市場。純電動汽車有動力強勁的特點，高速工況使用頻繁，且駕乘人員對純電動汽車NVH性能有著較高的心理預期，高速行駛工況下如果車內(nèi)存在低頻噪聲問題就容易被顧客投訴，將極大地降低駕乘人員的用車體驗。這不僅對品牌形象造成負面影響，還會帶來高額的售后維護成本。因此，分析低頻噪聲產(chǎn)生機理，針對關鍵影響因素進行前期規(guī)避，具有重要的工程意義。

20世紀50年代，因飛機起落架艙及彈藥艙在飛機起降時產(chǎn)生了強烈的嘯叫聲問題，推動了空腔自激振蕩機理分析和振蕩壓力預測等研究的逐漸興起。國內(nèi)外學者對空腔自激振蕩的現(xiàn)象及機理進行了深入的研究，Rossiter[1]根據(jù)渦的運動形式提出了一個聲音的反饋回路模型，對大量實驗參數(shù)進行研究，總結(jié)出了一個用于預估振蕩頻率的半經(jīng)驗公式。Heller[2]在不同馬赫數(shù)來流下對不同長深比的空腔噪聲進行研究，確定渦的回饋速度為當?shù)芈曀伲Π虢?jīng)驗公式進行了修正。Michalke[3]通過對流體運動方程的求解，分析了空腔開口的基本參數(shù)和流場特性，為建立空腔共振頻率的預測方法提供了較為清晰的物理圖像。羅柏華等[4]的實驗研究結(jié)果表明空腔深度對振蕩頻率影響不大，對模態(tài)的幅值有明顯影響，空腔越深，最大振蕩峰值越大。李偉等[5]研究了在汽車空調(diào)制冷系統(tǒng)中由制冷劑流動引起的流激噪聲問題，并通過半經(jīng)驗公式進行了頻率預測與避頻處理來解決問題。劉楊等[6]結(jié)合自激振蕩原理，解決了在發(fā)動機進氣窄縫式消聲器中的空腔自激振蕩問題，并通過修正經(jīng)驗公式來確認了自激振蕩頻率。此外，也有較多文獻針對天窗風振和側(cè)窗風振[7-9]進行了深入的研究。

本文介紹了高速工況下某電動汽車車身泄壓閥引起車內(nèi)低頻噪聲問題的案例，通過對道路試驗數(shù)據(jù)、風洞試驗數(shù)據(jù)、靜置試驗數(shù)據(jù)、自激振蕩理論和共振理論的分析，找到了低頻噪聲的關鍵影響因素并提出了可行的工程化方案，有效解決了泄壓閥引起的車內(nèi)低頻噪聲問題。該案例問題的分析和經(jīng)驗總結(jié)，有助于為后續(xù)電動汽車高速工況NVH設計提供借鑒和指導。

1 問題特征識別

某四驅(qū)純電動SUV開發(fā)過程中，出現(xiàn)高速行駛時車內(nèi)低頻轟鳴噪聲問題。經(jīng)過主觀評價，問題現(xiàn)象如下：(1)空調(diào)置于外循環(huán)狀態(tài)，在光滑平直路面上行駛，當車速上升至130km/h時，在車輛后排位置能夠聽到明顯的低頻噪聲；(2)隨著車速繼續(xù)上升，后排低頻噪聲幅值明顯增加，當車速為140km/h時噪聲達到最大；(3)空調(diào)置于內(nèi)循環(huán)狀態(tài)，各車速均無明顯的低頻噪聲。隨著高速公路里程總和的不斷增長和純電動汽車動力的不斷提升，高速工況使用愈發(fā)頻繁，這大大增加了低頻噪聲問題發(fā)生的概率，降低了乘坐舒適性，可能會引起市場抱怨。

該車前后搭載了兩臺永磁同步電機，前后電機下方均設計了平整的下護板。前電機下護板與前保險杠和動力電池前端平齊連通，后電機下護板與動力電池后端和后保險杠平齊連通。因避讓后懸架運動包絡，后底護板與后保險杠之間存在較大的缺口。泄壓閥左右對稱布置于車身末端兩側(cè)，開口朝向車輛正后方。這種車輛底部平順的結(jié)構(gòu)帶來了較好的風阻表現(xiàn)，但也為氣流順利進入后保險杠并流經(jīng)泄壓閥表面創(chuàng)造了條件。

1.1?道路試驗測試分析

結(jié)合主觀評價結(jié)果，為了進一步分析此問題的特征，如圖1所示，分別在駕駛員左耳、副駕駛員右耳、左后乘客左耳、右后乘客右耳布置傳聲器，汽車在光滑平直路面上，空調(diào)置于外循環(huán)狀態(tài)，以140km/h車速勻速行駛，測試車內(nèi)各位置噪聲數(shù)據(jù)。

圖1傳聲器布置示意圖

車內(nèi)噪聲測試結(jié)果如圖2所示。通過對各位置噪聲的頻域特征分析及聲頻回放和濾波回放的對比辨識，可以得出：(1)車內(nèi)低頻噪聲存在明顯的位置特征，前排不明顯而后排明顯。車內(nèi)后排左右位置噪聲特征一致，均存在55Hz低頻噪聲峰值特征。前排左右位置噪聲特征一致，均無低頻噪聲峰值特征。(2)車內(nèi)后排噪聲頻譜呈現(xiàn)出以18Hz為基頻，37Hz、55Hz、73Hz為倍頻的諧階次特征。(3)車內(nèi)后排噪聲峰值以55Hz為中心頻率，幅值達57dB(A)，此為整車抱怨問題的客觀測試特征。

圖2 140km/h車內(nèi)各位置噪聲頻譜圖

車輛高速行駛時受到的激勵主要來自于三個方面：第一是動力傳動系統(tǒng)的旋轉(zhuǎn)激勵；第二是路面激勵；第三是高速氣流激勵。問題發(fā)生與空調(diào)外循環(huán)狀態(tài)強相關，高速行駛空調(diào)置于外循環(huán)狀態(tài)時泄壓閥處于開啟狀態(tài)，存在高速氣流激勵泄壓閥引起低頻噪聲問題的可能性。

1.2?風洞試驗測試分析

為了鎖定高速低頻噪聲問題的激勵源，在聲學風洞中進行激勵源分離試驗驗證。分別在駕駛員、副駕駛員、左后乘客、右后乘客位置布置人工頭，測試0°偏航角，來流速度140km/h，空調(diào)置于外循環(huán)狀態(tài)下的車內(nèi)噪聲數(shù)據(jù)。

測試結(jié)果如圖3所示。因風洞只有穩(wěn)定來流激勵，相比于道路試驗低頻成分激勵偏少，如再使用A計權(quán)將低頻部分的幅值降低，會導致對低頻數(shù)據(jù)分析的失真，故對風洞數(shù)據(jù)采取不計權(quán)分析。通過噪聲回放辨識及各位置噪聲頻域特征分析可得到以下結(jié)論：(1)風洞試驗結(jié)果與道路試驗結(jié)果一致，后排左右位置噪聲頻譜一致，存在明顯的18Hz、55Hz倍頻特征。前排左右位置噪聲頻譜一致，沒有低頻噪聲特征。(2)風洞試驗中，高速氣流單獨激勵可以復現(xiàn)低頻噪聲問題，說明該問題產(chǎn)生與路面激勵和動力傳動系統(tǒng)旋轉(zhuǎn)激勵無關，屬于氣動噪聲類型。

圖3 140km/h風洞試驗車內(nèi)各位置噪聲頻譜圖

2 潛在機理分析

2.1?激勵源特征分析

為了分析高速低頻噪聲問題發(fā)生的潛在原因和影響因素，結(jié)合道路試驗、風洞試驗分析結(jié)論，設計底護板間隙封閉、左側(cè)泄壓閥封閉、右側(cè)泄壓閥封閉、兩個泄壓閥封閉的4個驗證方案，進行排查對比工作。泄壓閥封閉狀態(tài)如圖4所示，并在兩個泄壓閥近場布置傳聲器，以分析泄壓閥位置的聲源特征。

圖4 泄壓閥封閉示意圖

整車以140km/h車速勻速行駛時，分別測試各方案車內(nèi)右后乘客右耳噪聲，并進行主觀評價。測試結(jié)果如圖5所示。主要排查工作的結(jié)論如下：(1)兩個泄壓閥封閉后，主觀評價問題消失，客觀測試后排噪聲18Hz峰值降低12dB(A)，55Hz峰值降低了12dB(A)，確認問題由泄壓閥引起，18Hz峰值與55Hz峰值呈現(xiàn)出正相關性；(2)只進行左側(cè)或右側(cè)泄壓閥封閉，后排噪聲55Hz峰值下降8dB(A)，只封閉一個泄壓閥問題峰值有所下降，但問題特征仍然存在，即每個泄壓閥均單獨對低頻噪聲問題產(chǎn)生貢獻；(3)封閉底護板與后保險杠縫隙，問題頻率峰值下降5dB(A)，由于縫隙不能完全封閉，故問題不能完全消失。

圖5 各驗證方案車內(nèi)噪聲頻譜圖

泄壓閥近場噪聲測試結(jié)果如圖6所示，左右泄壓閥近場噪聲均出現(xiàn)了明顯的18Hz峰值特征，并伴隨有37Hz、55Hz為倍頻的諧階次峰值特征，此為泄壓閥處因氣流產(chǎn)生的激勵源特征。

圖6泄壓閥近場噪聲頻譜圖

根據(jù)以上道路試驗方案排查結(jié)果，初步推測低頻噪聲產(chǎn)生機理為氣流流經(jīng)泄壓閥產(chǎn)生18Hz激勵源，該激勵源諧階次與車內(nèi)某頻率為55Hz的模態(tài)耦合放大，形成了車內(nèi)55Hz低頻噪聲問題。

2.2?靜置試驗分析

為驗證道路試驗排查推測，設計如圖7所示的靜置試驗裝置，使用體積聲源模擬泄壓閥處激勵，同步測試車內(nèi)噪聲響應，研究泄壓閥處激勵頻率與車內(nèi)噪聲響應頻率的關系。

靜置試驗裝置由消聲室、整車、體積聲源、車內(nèi)傳聲器和數(shù)采設備構(gòu)成。試驗時將整車靜置于消聲室，泄壓閥閥片開啟，體積聲源布置在泄壓閥開口處進行聲載荷激勵，并分別在車內(nèi)駕駛員左耳、副駕駛員右耳、左后乘客左耳、右后乘客右耳布置傳聲器，通過數(shù)采設備記錄數(shù)據(jù)，同步進行主觀評價。

圖7靜置試驗示意圖

首先使用體積聲源進行慢速掃頻激勵，在車內(nèi)進行主觀評價，當掃頻激勵在18Hz附近時車內(nèi)出現(xiàn)了明顯的低頻噪聲。然后使用體積聲源進行18Hz為基頻的定頻激勵，并同步測試車內(nèi)噪聲，計算聲聲傳遞函數(shù)，測試結(jié)果如圖8所示，聲聲傳遞函數(shù)曲線出現(xiàn)了明顯的18Hz和55Hz峰值。確認泄壓閥處18Hz聲載荷激勵能夠引起車內(nèi)18Hz和55Hz的噪聲響應。

圖8靜置試驗車內(nèi)聲聲傳函

2.3?車內(nèi)空腔模態(tài)分析

將車內(nèi)空腔簡化，建立實體模型，進行二維網(wǎng)格劃分，然后生成三維網(wǎng)格進行車內(nèi)空腔模態(tài)的有限元仿真分析。車內(nèi)聲腔縱向一階模態(tài)頻率及振型仿真結(jié)果如圖9所示。車內(nèi)低頻噪聲存在前排無后排有的位置特征，與車內(nèi)空腔縱向模態(tài)節(jié)線位于前排人耳位置吻合。

仿真分析模態(tài)值58Hz與實車問題頻率存在3Hz差異，仿真差異主要來源是幾何建模的簡化不夠精準、材料屬性定義不夠準確、邊界條件定義存在差異等。考慮實車問題是以55Hz為中心頻率，故仿真結(jié)果可以參考。

圖9車內(nèi)聲腔縱向一階模態(tài)

通過道路試驗排查確認泄壓閥導致了高速低頻噪聲問題，并確定泄壓閥處存在18Hz激勵；通過靜置試驗確認了泄壓閥處18Hz激勵引起了車內(nèi)55Hz低頻噪聲響應；通過仿真分析確認了車內(nèi)空腔縱向一階模態(tài)頻率與問題噪聲頻率接近。

以上分析可以進一步推測高速低頻噪聲問題潛在機理為：氣流流經(jīng)泄壓閥空腔引起渦的脫落，脫落渦的頻率與下游渦爆破聲波耦合，產(chǎn)生頻率為18Hz的自激振蕩現(xiàn)象，泄壓閥內(nèi)腔為深腔，導致自激振蕩頻率出現(xiàn)多個諧階次特征，其三階與車內(nèi)縱向一階聲腔模態(tài)耦合共振，導致車內(nèi)存在明顯的55Hz低頻噪聲。

3 渦聲耦合與共振理論分析

結(jié)合道路試驗排查、靜置試驗、仿真分析得出的高速低頻噪聲問題潛在機理，將整車外循環(huán)狀態(tài)下的車內(nèi)空腔和泄壓閥系統(tǒng)簡化成開口空腔模型。高速行駛時，氣流流經(jīng)該模型并產(chǎn)生自激振蕩現(xiàn)象，自激振蕩頻率或其諧階次頻率與車內(nèi)聲腔模態(tài)耦合共振引起低頻噪聲問題。

3.1?渦聲耦合的自激振蕩

如圖10所示的長為L、深為H、寬為B的空腔，Rossiter從渦運動的角度提出了一個聲反饋模型，空腔口流動的剪切層是由空腔前邊緣周期性脫落的渦組成，并向下游流動，脫落的渦流動到空腔后緣并與之發(fā)生碰撞相互作用后，產(chǎn)生的壓力波反向向上游傳播，當壓力波傳遞到空腔前緣時會激發(fā)新的渦脫落。當空腔前緣脫落渦與反饋聲波組成的回路滿足一定相位關系，空腔前緣的渦就會不斷被激勵發(fā)生周期性脫落，從而導致出現(xiàn)渦聲耦合的自激振蕩現(xiàn)象。

圖10渦聲耦合自激振蕩回路

振蕩的周期為渦從空腔前緣脫落到運動至空腔后緣發(fā)生碰撞與碰撞后壓力波傳遞至前緣的時間之和。朱幼君[10]通過實驗將預測自激振蕩頻率的半經(jīng)驗公式修正為 

式(1)中，