燃油箱晃動噪聲分析的案例
hypermesh optistruct 之 汽車燃油箱濕模態分析（虛擬質量法、流固耦合） ￥10
人懶，不想擼視頻，寫了分析教程PPT，準備了例子文件及計算結果，可自行查看。
汽車燃油箱（油箱+油液）濕模態分析.pptx（教程）
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不懂可以問
齒輪與齒輪箱振動噪聲機理分析及控制
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齒輪箱的振動
齒輪的振動由軸系傳到齒輪箱，激勵箱體振動，從而輻射出噪聲。另外，齒輪在箱內振動的輻射聲激勵箱體，使箱體形成二次輻射噪聲，這類噪聲大部在中低頻范圍內。齒輪箱體本身的振動也直接產生輻射聲。
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齒輪的振動
在嚙合過程中，輪齒先由一點接觸而擴展到線接觸，或一次實現線接觸，使得接觸力大小、方向改變，產生機械沖擊振動，從而輻射出噪聲。這類噪聲呈現高頻沖擊的形式，其典型的齒輪振動時程曲線示于圖2。
輪齒嚙合時不斷變化的嚙合力，既激發齒輪的強烈振動，即各個輪齒的響應很大，也激發了齒輪箱箱體較弱的振動。通常認為齒輪產生噪聲的主要原因是輪齒之間的相對位移。這類噪聲源產生的噪聲可以用付氏變換法把噪聲表示為穩定頻率的分量的集合。
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齒輪箱的振動
齒輪的振動由軸系傳到齒輪箱，激勵箱體振動，從而輻射出噪聲。另外，齒輪在箱內振動的輻射聲激勵箱體，使箱體形成二次輻射噪聲，這類噪聲大部在中低頻范圍內。齒輪箱體本身的振動也直接產生輻射聲。
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齒輪的振動
在嚙合過程中，輪齒先由一點接觸而擴展到線接觸，或一次實現線接觸，使得接觸力大小、方向改變，產生機械沖擊振動，從而輻射出噪聲。這類噪聲呈現高頻沖擊的形式，其典型的齒輪振動時程曲線示于圖2。
輪齒嚙合時不斷變化的嚙合力，既激發齒輪的強烈振動，即各個輪齒的響應很大，也激發了齒輪箱箱體較弱的振動。通常認為齒輪產生噪聲的主要原因是輪齒之間的相對位移。這類噪聲源產生的噪聲可以用付氏變換法把噪聲表示為穩定頻率的分量的集合。
圖1 齒輪嚙合振動及噪聲傳播
圖2 齒輪振動時程曲線
二、齒輪振動噪聲產生的機理
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齒輪嚙合激勵產生的噪聲
齒輪的輪齒在嚙合時因傳動誤差產生交變力，在交變力作用下產生線性及扭轉響應，使齒輪產生振動輻射出噪聲。這是一種主要的噪聲源，接觸力變化越大，則齒輪相應的振動響應越大。
另外，齒輪的周節差產生的由復雜的或調制頻率及其倍頻組成的噪聲，含有重復的基頻（軸頻），頻率很低。由于周節差產生了不規則的脈沖序列。這種脈沖序列包括了眾多的頻率成份，但還不能認為是寬帶隨機噪聲。
展開 汽車空調箱鼓風機電機振動噪聲分析與控制研究
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。
圖12 半消聲室內空調箱臺架
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。
圖13 噪聲頻譜對比圖
圖14 原始法蘭盤600 Hz處位移幅值
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。
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