某型電動汽車路噪性能優化

劉偉 韓騰飛 楊少鵬 詹定海 耿鵬飛

（長城汽車股份有限公司；河北省汽車工程技術研究中心）

隨著汽車的迅速普及，消費者已不僅僅滿足于汽車能夠實現行駛功能及安全性，開始更多地關注汽車的NVH性能，并把NVH性能作為購買汽車時的關鍵衡量因素。在汽車行駛過程中，路面噪聲是車內噪聲主要的噪聲源之一，直接影響了車內人員的駕駛感受。尤其是新能源車型，沒有了發動機噪聲的覆蓋，路面噪聲在車內噪聲的貢獻量相對于傳統車型會進一步提升。文章以某自主品牌電動車型為整改對象，通過對該車型激勵、路徑及響應的改善，達到了降低路面噪聲的目的。

1 路面噪聲發生機理分析

路面噪聲是車輛行駛在粗糙的鋪裝路面上時，由路面的凹凸引起的經常性的噪聲。路噪依據發生機理的不同，一般可分為結構傳播噪聲和空氣傳播噪聲。結構傳播噪聲是路面激勵與輪胎結構特性引起的振動經過懸架系統的傳遞，最終作用于車身及空腔產生的噪聲；空氣傳播噪聲主要是輪胎的空腔噪聲及花紋噪聲經過空氣傳播及車身隔吸聲材料的衰減，最終傳遞到人耳處的噪聲。路噪發生機理，如圖1所示。

2 路噪控制方法

依據TPA分析方法建立“源—路徑—響應”的分析模型進行分析。基于路噪發生機理可將路噪控制方案分為3種：1）激勵控制（路面激勵作用于輪胎產生的振動及噪聲）；2）傳遞路徑控制（懸架系統的隔振性能及車身及內外飾的隔吸聲能力）；3）響應控制（車身模態及車身空腔模態）。

3 某電動汽車路噪問題優化

3.1 問題確認

3.1.1 評價工況

某電動汽車在壞路行駛時，路面激勵較大，路噪問題表現明顯。低速行駛時，風噪相對較小，車內噪聲主要為路噪。因此，確定評價工況為：粗糙瀝青路，車速40 km/h。

3.1.2 評價方法

路噪評價可分為主觀評價及客觀評價兩方面。

1）主觀評價需要對鼓噪、輪胎空腔共鳴聲、go聲及za聲等多種不同頻率、不同發聲部件的聲音進行評價，并依據整體感受對汽車路噪性能進行分數判定，主觀評價需要由評價經驗豐富的專業評價人員進行，主觀評價打分原則，如表1所示。

表1 路噪主觀評價打分表

2）客觀評價依據車內噪聲測試數據進行判斷?？陀^評價采用相對評價的方法，通過對比優化車型原狀態與某同級別合資車型路噪數據，進行路噪問題判定。

3.1.3 評價結果

該車原狀態評測結果為：

1）主觀評價分數為5分，主要存在后排低頻噪聲大的問題，需要進行整改。

2）客觀測試數據，如圖2所示。從圖2可知，在200 Hz以內優化車型原狀態路噪水平與合資車型存在明顯差距，需要針對200 Hz內車內低頻噪聲進行優化?？陀^評價結果與主觀評價結果相符。

3）問題分析：依據主客觀評價可確定針對20～200 Hz路噪性能進行優化。依據頻譜圖對問題進行進一步分析，如圖3所示。

從圖3可以看出，在200 Hz內車型原狀態與合資車型車內噪聲聲壓級峰值差距較小，但整體聲能量的差距較大，噪聲峰值雜亂，所以主要針對車型各部件的振動衰減能力及部分模態進行優化。

3.2 激勵源控制

把路面激勵作用于輪胎后產生的振動噪聲作為激勵源。粗糙瀝青路主要激勵在0～30 Hz。在路面激勵的作用下，由輪胎本體模態及空腔模態造成的振動能量集中，最終會在軸頭的振動加速度上表現出來。觀察發現軸頭處的振動加速度峰值與輪胎的相關模態對應。由于輪胎本體模態頻率不能進行大幅度變更，無法進行有效的模態規避，所以主要針對輪胎的振動衰減能力進行提升。主要優化方案包括調整輪胎胎面橡膠厚度、調整帶束層鋪設角度及胎肩的鋪設面積等。優化輪胎后車內噪聲聲壓級峰值最大可降低3.5 dB（A），但操穩性能有明顯減弱，為保證安全性能，維持原方案。

3.3 傳遞路徑控制

傳遞路徑包括結構傳播及空氣傳播，目前主要針對200 Hz內噪聲進行優化。空氣傳播路徑中關于路面激勵的噪聲主要包括輪胎的花紋噪聲及空腔共鳴噪聲，輪胎花紋噪聲通常在400 Hz以上，輪胎空腔共鳴聲高于200 Hz，所有暫不考慮空氣傳播路徑。由于開發車型與合資車相比，車內噪聲最大峰值相差較小，但整體聲能量相差較大，所以主要針對懸架系統的隔振元件進行優化。軸頭振動傳遞到車身主要經過的隔振元件包括：擺臂軸套、縱臂軸套、減振器mount。對比設計車原狀態前后排車內噪聲數據可知，前后排噪聲差距較大，后排噪聲聲壓級要高于前排。判斷后排為主要貢獻位置，針對后排零部件進行優化。后排主要能量衰減部件有縱臂安裝軸套、螺旋彈簧及減振器。依次對各零部件進行優化并進行方案驗證。由于螺旋簧剛度涉及車身姿態問題，暫不列入優化范圍，縱臂軸套為主要優化對象。

依據振動理論，擺臂安裝點被動側振動幅值主要受激勵力大小、振動衰減能力及安裝點剛度三方面影響。由于激勵力大小主要受路面及輪胎影響，暫不進行考慮，安裝點剛度由車身決定，暫不關注，所以針對振動衰減能力進行性能提升。

綜合評價振動衰減性能的一個重要指標就是振動傳遞率。底盤隔振系統的振動傳遞率為振動傳遞到車身的力與系統受到振動激勵力的比值。根據振動理論，振動傳遞率與頻率比的關系為：

式中：Tr——振動傳遞率；

FT0——外部激勵力幅值，N；

F0——經過隔振器傳遞到被動側的穩態幅值，N；

ξ——阻尼比；

λ——激勵力頻率與系統頻率之比。

圖4示出不同阻尼比及頻率比下振動傳遞曲線[1]。基于圖4對縱臂軸套的隔振特性進行分析：當0＜λ＜1時，若激勵頻率不變，應增大系統頻率，以減少振動的傳遞；當λ＞1時，若激勵頻率不變，應減小系統頻率，以減少振動的傳遞，且當時，增大阻尼能有效抑制振動。系統頻率為縱臂剛體模態頻率，輸入頻率主要關注40 Hz及80 Hz?？v臂剛體模態通過實車測量可確定模態頻率在30～90 Hz，其中與激勵頻率對應的X，Z向主模態分別低于40 Hz及80 Hz，所以應降低系統頻率以提升縱臂軸套的隔振能力。由于需要保證安全性能，依據控制經驗確定優化方案為：后縱臂襯套剛度下降20%，主要進行襯套膠料更改，不進行結構變更。完成樣件制作后，依據原定測試工況進行汽車路噪性能測試，測試結果，如圖5所示。

從圖5不難看出，在200 Hz以內車內噪聲均有不同程度降低，峰值平均降低2 dB左右，相對于原狀態車內噪聲有明顯改善。

3.4 響應控制

依據整車路噪模型對車身優化方案進行分析。

首先進行實車評價工況下的軸頭振動及對應車內噪聲測試，將傳感器粘貼到轉向節上，需要選取不在同一平面的4個測點進行測量，實際測點具體位置，如圖6所示。

結合實測軸頭振動及車內噪聲測試數據，對路噪仿真模型進行調整[2]，保證仿真模型的準確性。軸頭振動輸入位置及車內噪聲仿真位置需確保與試驗測點位置保持一致。整車路噪仿真模型示意圖，如圖7所示。

針對后排噪聲40 Hz及80 Hz問題進行仿真模態數據分析，通過查看模態數據發現，在40 Hz附近后背門存在彈性體模態，在80 Hz后地板存在局部模態。依據模態分析結果確定2種優化方案。

3.4.1 后背門添加動力吸振器方案

通過查看模態分析云圖確定吸振器安裝位置，考慮到整車輕量化問題，原則上吸振器質量≤1 kg，基于噪聲峰值及后背門模態分析確定吸振器頻率為51 Hz。吸振器完成樣件后進行整車安裝狀態測試，通過調整質量塊質量及橡膠剛度，確保整車狀態下吸振器頻率為51 Hz[3]。樣件確定后需進行實車效果驗證，測試結果如圖8所示。

從圖8可以看出，增加吸振器后車內噪聲低頻階段改善不明顯，考慮到整車輕量化問題，不能再進行質量提升，故此方案暫不采用。

3.4.2 增加電池支架方案

此車型電池包布置在車身地板下方。觀察路噪仿真模型模態分析結果可知，在200 Hz內存在多階車身地板模態，由此設計增加電池支架，從而間接增加車身地板剛度，利于仿真軟件進行優化方案設計并依據路噪仿真模型進行方案效果初步驗證。經過設計方案仿真驗證，最終選定優化方案，如圖9所示。

原方案及優化方案車內噪聲仿真對比數據，如圖10所示，在100 Hz以內優化方案相對于原方案車內噪聲有明顯降低，幅值降低可達8 dB。確定實施此方案并進行樣件制作，后續需進行實車效果驗證。

3.5 方案總結

確定同時采用后縱臂軸套剛度變更及增加電池支架2套方案并進行實車效果驗證，驗證結果，如圖11所示，設計車與合資車處于同一水平。

4 結論

1）整車仿真模型的利用可以有效降低開發成本并縮短開發周期。隨著仿真精度的提高，仿真工具將會在車輛開發及優化過程中得到更多的應用。

2）路噪性能屬于整車性能，只進行單一零部件優化無法達成優化目標。

3）低頻噪聲問題需著重關注橡膠件的隔振性能及大面積鈑金件的剛度。