汽車空調箱鼓風機電機振動噪聲分析與控制研究
關注 2023年6月21日 14:48 瀏覽：2652 收藏：4
摘要 ：永磁有刷直流電機噪聲是汽車空調箱系統主要噪聲源之一，控制其振動噪聲對提高汽車乘坐舒適性尤為重要。首先，針對永磁有刷直流電機建立電磁場二維有限元模型，計算電機的瞬態磁場，分析電磁激振力特性；其次建立電機三維有限元結構模型，計算各階模態頻率，并通過模態實驗驗證有限元模型的準確性；然后將電磁激振力加載到三維結構有限元模型上，計算電機的瞬態動力學響應，發現在600 Hz振動位移最大，并通過電機振動響應實驗驗證了計算結果的準確性。在此基礎上，針對600 Hz 處的振動噪聲提出三種傳遞路徑優化方案:電機橡膠隔振墊結構優化、法蘭盤結構優化、電機安裝方式優化，并通過實驗驗證三種降噪方案的有效性。
隨著人們對汽車質量與舒適性要求越來越高，汽車NVH（Noise，Vibration and Harshness）已成為汽車品質的一個重要指標。對于新能源汽車而言，沒有發動機振動噪聲的掩蓋，汽車空調系統噪聲顯得尤為突出。永磁有刷直流電機廣泛應用于汽車空調系統鼓風機，其噪聲是空調系統鼓風機主要噪聲源之一。因此，抑制車用永磁有刷直流電機的振動噪聲，對提高汽車舒適性極為重要。
Parente D 等對用于雨刷的永磁直流電機 在不修改轉子沖壓和斜槽的情況下，只優化永磁體的形狀來降低齒槽轉矩的峰值從而降低噪聲。Lee S H等針對減小內置式永磁電機的電磁噪聲提出一種基于削弱齒槽轉矩的方法。Tao S等通過優化極槽配合來降低電磁噪聲，實驗發現8極9槽電機比8極12 槽電機噪聲大15 dB(A)。左曙光等分析了不同極槽配合和繞組層數電機最低階徑向力波的階數和來源，并針對槽數相同極數不同電機的最低階徑向力波的幅值進行了比較,發現力波階數小的極槽配合會引起大的振動，而且對于相同槽數的電機，極對數大的電機的振動也更大。Hwang 等分析了永磁體平行磁化模式和自由基磁化模式，結果證實了自由基磁化的齒槽轉矩低于平行磁化的齒槽轉矩，斜槽和直槽振動實驗對比，發現斜槽比直槽的振動減小。Kang G H等通過優化轉子形狀來降低齒槽轉矩、徑向電磁力、換向轉矩脈動達到降低電磁振動與噪聲。Zou J等分析局部電磁力和整體力之間的關系，通過改變電機安裝剛度、和永磁體弧形、永磁體邊的形狀能夠有效地減小齒槽轉矩和轉矩脈動，并且切向電磁力也能都得到降低，電機振動噪聲也能夠有效降低。Lin F 等提出了兩種新的降噪方法，一是通過調整磁角圓角半徑和調整開槽寬度來減小諧波的影響；二是沿軸向改變力的諧波相位，以抵消它們對振動的貢獻。Li Y等主要研究了定子和轉子鐵心變形引起的非均勻氣隙，以及氣隙對永磁同步電機徑向電磁力時空譜的影響，當轉速上升到一定值時，轉子變形是影響振動水平的重要因素。
國內外諸多學者對抑制電機振動噪聲進行了大量研究，但是大多數都是通過優化電機結構 來抑制噪聲，很少有學者從電機噪聲的傳遞路徑角度提出抑制方案。所以，本文針對汽車空調箱鼓風機的永磁有刷直流電機建立了電磁場二維有限元模型和三維電機結構 有限元模型，計算了電機振動響應，分析 了主要噪聲源階次，并針對該階次從電機噪聲的傳遞路徑角度提出降噪方案。
1 電機電磁力徑向力波計算 1.1 電機電磁力波解析模型
由麥克斯韋爾應力張量法分析電機徑向電磁力的計算公式作用在鐵磁物質表面上的電磁力可表示為
式中：Fr 為作用在鐵磁物質表面上的徑向電磁力，且為面應力，單位為N/m2 ；Ft 為作用在鐵磁物質表面上的切向電磁力，且為面應力，單位為N/m2 ；Br 為鐵磁物質一側介質徑向磁通量密度；Bt 為鐵磁物質一側介質切向磁通量密度；μ 為鐵磁物質與介質交界面一側介質的磁導率。
對于本文的永磁有刷直流電機，徑向電磁力主要作用于永磁體上，根據式（1）、式（2）可以求得永磁體空氣側表面上的徑向和切向電磁力。忽略切向氣隙磁場可求得瞬時徑向電磁力為
式中：F rpm 為瞬時徑向電磁力；Br (r ,θ ,t )為瞬時徑向氣隙磁場；μ 0 為自由空間的磁導率。
對于本文的永磁有刷直流電機，作用于永磁體內表面的電磁力是周期性的旋轉壓力波，由于該電機有一對極，轉子每旋轉一周，旋轉壓力波轉動兩個周期。電機定子受到這種旋轉力波的作用而引起結構振動，從而輻射出電磁噪聲。
1.2 電機電磁力波的有限元分析
建立二維電磁場有限元模型，該電機為2極，12轉子槽永磁有刷直流電動機，定子內外徑分別為74 mm、80 mm，定子軸向長度55 mm；轉子內外徑分別為46 mm、49 mm，軸向長度126 mm。由于電機結構和材料屬性沿軸向的均勻分布；所以在Maxwell中建立二維電磁場模型如圖1所示。
在額定工況下，永磁有刷直流電機額定功率為300 W，額定轉速為3 000 r/min，電壓10 V、電流為14 A，周期為0.017 s，每個周期計算100步，計算2個周期，求解時間為0.034 s，時間步長為0.000 17 s。
圖2為永磁無刷直流電機的磁通密度和麥克斯韋爾應力仿真模型，可以看出，最大磁通密度主要分布在定子與永磁體接觸的四個端部位置。作用在永磁體內表面的電磁力由永磁體內表面指向氣隙，是一種旋轉力波，由于這種不斷變化的力波作用在定子殼體上從而產生振動輻射出電磁噪聲。
作用在電機永磁體內表面的徑向電磁力如圖3所示，主要在600 Hz、1 200 Hz、1 800 Hz、2 400 Hz頻率處出現較大激勵幅值。由于電機運行轉速設置為3 000 r/min，轉子轉速基頻為f =n /60=50 Hz，電機轉子齒數為12，所以主要激勵頻率為轉子轉速f 0 與轉子齒數Z 的乘積的整數倍，12f 0 、24f 0 、36f 0 …，并且在600 Hz 處激振力幅值遠大于其他諧波分量上的作用力，因此600 Hz的電磁力是產生電磁振動的重要原因，在控制電磁噪聲時可以通過優化該頻率處的幅值。
2 有刷直流電機振動響應分析及實驗 2.1 有刷直流電機三維模型建立及驗證
電機的振動噪聲主要因素包括激勵源電磁力和電機結構固有模態，當電磁力頻率接近電機結構固有頻率時將引起結構共振，產生強烈結構振動噪聲。所以研究電機結構固有頻率是十分有必要的。建立電機結構三維有限元模型，如圖4所示。
電機結構前4階模態頻率的有限元仿真結果分別是614 Hz、2 831 Hz、3 794 Hz、4 935 Hz，電機模態振型有限元仿真結果如圖5所示。前4 階振型均為橢圓振型，通過計算電機的結構固有模態頻率1 階頻率為614 Hz 與電磁力600 Hz 頻率接近，且在614 Hz處的定子變形最大，證明在該頻率處產生了結構共振，所以優化該頻率處的振動噪聲對整個結構的噪聲優化有重要作用。
為驗證電機結構自由模態仿真計算結果的正確性，對電機結構做了自由模態實驗。本文采用多點激勵，單點拾振的錘擊方法。
實驗結果如表1所示，其固有頻率分別為：608 Hz、3 032 Hz、4 113 Hz、5 221 Hz，從表中分析可知，實驗與仿真固有頻率結果誤差在0.9%～7.7%之間，誤差大小的差異可能是由于實驗電機的裝配工藝產生的不一致性而造成的[13] 。實驗與仿真結果的一致性也證明了永磁有刷直流電機三維有限元模型的仿真準確性，從而可以在該模型的基礎上進一步計算振動響應。
2.2 電機電磁振動計算
將前面所計算的電磁激振力和齒槽轉矩加載到永磁有刷直流電機三維有限元模型上，通過Maxwell 與workbench 電機磁-固耦合仿真的方法，將二維模型的電磁力加載到三維有限元模型，計算電機的振動響應。為了反映定子殼體的振動規律，選取定子殼體Z 點（永磁體中心）、Y 點（永磁體中心）、S 點（無永磁體處中心）、X 點（無永磁體處中心）4個點查看其頻響，選取點位如圖6所示。
在ANSYS 中對有限元模型進行額定工況下的振動響應分析，定子殼體上所取點頻譜圖如圖7所示。作用力在永磁體上（Z 、Y 點）所響應的主要頻率與激振力頻率成分基本一致，主要出現在600 Hz、1 200 Hz、1 800 Hz、2 400 Hz 的諧波分量上，最大位移幅值分別為4.1×10-5 mm和4.3×10-5 mm。作用在非永磁體表面上（S 、X 點）所相應的頻率成分很多，在1 200 Hz、1 800 Hz、2 400 Hz的諧波分量上依然存在著振動響應，但相比Z 、Y 點處的位移幅值小很多，根據Maxwell定律可知，直流電機的電磁振動激振力波或力矩主要是在磁極下起作用[11] 。所以S 點和X 點位于定子殼體無永磁體處，電磁力相對較弱，其頻響規律不明顯。
2.3 電機電磁振動實驗
本文采用磁粉測功機對電機進行加載使其功率增大，達到該電機的額定工況（額定電壓為10 V，額定電流為14 A，額定轉速為3 000 r/min），如圖8所示。
測試結果如圖9所示，在定子殼體Z 、Y 點上同樣存在600 Hz、1 200 Hz、1 800 Hz、2 400 Hz 的諧波分量，且在600 Hz處的振動位移幅值最大。對比實驗測試結果和仿真的電磁振動計算結果可知仿真和實驗基本吻合，驗證了仿真模型的正確性。為優化在600 Hz處的電磁振動建立仿真基礎。
3 汽車空調箱鼓風機電磁振動噪聲控制
通過對永磁直流電機的振動響應分析，發現該電機在12階（600 Hz）處的電磁振動最大，通過計算電磁力和電機結構模態發現在600 Hz 處產生了結構共振，所以優化該頻率處的噪聲是十分有必要的。
3.1 電機橡膠隔振墊剛度優化
通過分析汽車空調箱的安裝方式，如圖10所示。永磁有刷直流電機通過四個橡膠隔振墊與法蘭盤連接，法蘭盤與法蘭盤端蓋通過卡扣固定連接包裹電機。電機運行時所產生的電磁力作用在定子殼體上，使定子殼體產生的結構振動通過4 個橡膠隔振墊傳遞到法蘭盤上，從而向四周輻射出噪聲。所以通過改變橡膠隔振墊的剛度來優化定子傳遞到法蘭盤的振動。
已知永磁有刷直流電機橡膠隔振墊的原始彈性模量E =7.8×106 Pa，彈性模量范圍以內為0.2 E ～2.0 E ，通過仿真計算出橡膠隔振墊彈性模量與法蘭盤振動速度關系如圖11所示，從圖中可以看出，法蘭盤振動速度隨橡膠隔振墊的彈性模量增大而增大，當彈性模量為0.2 E ～0.6 E 時法蘭盤最大振動速度較小，且增量較小，而在0.6 E ～0.8 E 時最大振動速度出現劇增現象，在0.8 E～2.0 E 時，最大振動速度增量減緩，但最大振動速度幅值越來越大；原始工況下最大振動速度為9.92 mm/s，最大振動速度最小值為2.54 mm/s，最大值為18.44 mm/s。通過以上分析，選用彈性模量在0.2 E ～0.6 E 之間，法蘭盤振動最小。
圖11 橡膠隔振墊不同彈性模量下法蘭盤最大振動速度
為驗證仿真結論的正確性，將橡膠隔振墊軸向長度削減1 mm，使得橡膠隔振墊在安裝狀態下的壓縮變量減小，從而降低彈性模量[14] 。測試系統由校準儀、LMS 數據采集系統、2 個聲傳感器、數據采集電源模塊、1臺計算機等組成。實驗測試在半消聲室中進行，實驗室滿足GB/T 3767—1996《聲學聲壓法測定噪聲源聲功率級反射面上方近似自由場的工程法》要求的聲學性能。環境噪聲為20 dB，遠低于汽車空調運行噪聲值，無需進行結果修正，試驗參考行業標準JB/T 4330—1999《制冷和空調設備噪聲的測定》中規定，在空調箱前方左右方各布置一個傳聲器采集其噪聲信號，左側麥克風位置為測點1（模擬駕駛員位置），右側麥克風位置為測點2（模擬副駕駛位置），試驗實物圖如圖12所示。
由于永磁直流電機靠近測點2，遠離測點1，因此本文主要分析測點2的噪聲特性。測得的汽車空調箱鼓風機噪聲原始工況和橡膠隔振墊彈性模量減小的噪聲頻譜對比圖如圖13所示。在12 階600 Hz附近測點2 的噪聲從50 dB 降到了44 dB，減少了約6 dB。實驗結果定性證明了橡膠隔振墊的彈性模量影響電機12階的電磁噪聲傳播，說明優化隔振墊彈性模量方案的有效性。
3.2 法蘭盤結構優化
通過仿真分析法蘭盤的振型如圖14所示，由于法蘭盤厚度較小，軸向振動較大，所以本文提出將法蘭盤厚度加厚1 mm，仿真計算結果如圖15所示。
對比分析原始法蘭盤和加厚1 mm 的法蘭盤都在600 Hz 左右產生最大振動位移，且幅值從2.77×10-3 mm 降到1.75×10-3 mm，最大振動位移降低了36.8%，說明法蘭盤加厚1 mm的方案是有效的。
為驗證仿真結果的正確性，將法蘭盤加厚1 mm進行實驗驗證。測試結果的噪聲對比圖如圖16所示，測點2原始工況中12階階次線很明顯，在法蘭盤加厚1 mm 后12 階次噪聲基本消失，證明法蘭盤加厚1 mm的優化措施是有效的。
3.3 電機安裝方式優化
如圖14，法蘭盤最大振動位移在法蘭盤非固定安裝點處，這是由于安裝點被固定了，從而限制了該處的振動位移。所以提出增加法蘭盤的固定點。由于電機與法蘭盤通過4 個橡膠隔振墊連接，電機定子殼振動通過4個隔振墊傳遞到法蘭盤使其產生振動響應。所以，本文提出在法蘭盤4 個接觸位置設置安裝點來抑制振動如圖17所示。
圖18是原始法蘭盤與4點安裝法蘭盤的最大位移幅值對比云圖。從圖中可以看出，在12 階次，原始法蘭盤的最大位移幅值為2.77×10-3 mm；法蘭盤4 點安裝的最大位移幅值為1.82×10-3 mm；最大振動位移幅值降低了34.2%；說明4 點安裝法蘭盤對優化12階噪聲是有效的。
為驗證仿真結果的正確性，將法蘭盤改成4 點安裝的實驗測試結果如圖19所示，測點2 原始工況中存在著明顯的12 階階次線，從法蘭盤4 點安裝的色譜圖可以看出12 階階次線基本消失。實驗驗證了4點安裝法蘭盤降噪方案的有效性。
4 結語
本文通過建立車用空調箱鼓風機永磁有刷直流電機二維電磁場有限元模型計算了電磁力的主要諧波分量主要在600 Hz、1 200 Hz、1 800 Hz、24 00 Hz頻率處出現較大激勵幅值。
通過建立三維有限元模型計算了永磁有刷直流電機前4 階結構固有頻率分別為614 Hz、2 831 Hz、3 794 Hz、4 935 Hz，并且通過模態敲擊法驗證了仿真結果的正確性，發現固有模態頻率614 Hz與電磁激振力頻率600 Hz 相接近，且614 Hz 處振型較大，證明在該頻率處產生了結構共振。
將二維電磁場仿真 得到的電磁力通過集中面力的方式加載到三維結構有限元模型上，然后計算永磁有刷直流電機的瞬態動力學響應，發現在600 Hz振幅最大，并通過電機振動實驗驗證仿真結果的正確性。
針對600 Hz 處的振動噪聲提出了3 種優化方案，電機橡膠隔振墊結構優化、法蘭盤結構優化、電機安裝方式優化，通過實驗定性驗證了3 種降噪方案的有效性。
作者：沈思思1，鄭 東1，張 靜2
1.西南交通大學 機械工程學院
2.上海大眾汽車有限公司
文章來源：汽車NVH云講堂
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