電驅剛體模態對某電動車路噪的影響分析

張學丘，呼華斌，陳 贊，桑志國，毛 杰

（吉利汽車研究院（寧波）有限公司，浙江 寧波315336）

純電動汽車相比于傳統的燃油汽車，無發動機噪聲，路噪顯得尤為突出。路噪是由路面不平度產生的激勵通過輪胎再經過底盤懸架系統傳遞到車身，并在乘員艙內形成振動噪聲響應。國內外已有大量文獻對純電動車的路噪及電驅動總成懸置設計做過研究，文獻[1]至文獻[3]主要研究了車身結構、懸架系統以及輪胎系統對路噪的影響，文獻[4]至文獻[6]對純電動車電驅動總成的懸置系統的設計進行了研究，主要考慮電驅總成懸置系統的解耦率及抗扭和隔振方面的功能。上述文獻均未研究電驅動總成模態對路噪的影響。

本文以某二級隔振形式的純電動汽車為研究對象，分析了電驅總成剛體模態對路噪的影響。

(1)由于路噪傳遞路徑繁雜，把整車分成二個層級進行傳遞路徑分析，找出40 Hz和30 Hz峰值產生的根本原因。

(2)根據二級隔振系統理論，通過調整電驅懸置系統剛度，即第一級隔振系統剛度，將電驅總成在輪胎激勵峰值頻率處設計成動力吸振器，解決40 Hz路噪問題。

(3)通過調整副車架襯套剛度，即第二級隔振系統剛度，使得電驅在整車狀態下的剛體模態與尾門模態避頻，解決30 Hz路噪問題。

1 問題描述及客觀測試

1.1 問題描述

某純電動汽車在粗糙路面勻速行駛時，駕駛員及乘客會感到嚴重的壓耳感，影響駕乘舒適性。然而在光滑瀝青路上行駛時，壓耳感消失。由此初步判斷，此壓耳感是由粗糙路面激勵產生的路噪問題。

1.2 路噪測試

為了查找原因，針對本問題進行客觀測試。在瑪吉斯試驗場Glen eagle路面以60 km/h的車速勻速行駛，采用LMS Test.Lab軟件采集車內駕駛員外耳DLE(Driver left ear)和后排右乘客外耳RRR(Rear right passenger right ear)位置處的聲壓以及轉向節加速度，測試數據如圖1所示。曲線顯示在頻率30 Hz～40 Hz 附近，聲壓級超出目標值，通過對音頻的濾波回放，確認該頻率段聲壓是導致壓耳感的主要原因，而轉向節加速度X向在40 Hz 有較大峰值，說明在40 Hz處的激勵力較大。

圖1 車內噪聲及轉向節加速度測試曲線

1.3 輪胎模態測試

測試輪胎在整車接地狀態下的模態，輪胎胎皮及輪輞分別貼一圈傳感器，用激振器激勵，其中40 Hz 處的模態為輪胎的扭轉模態，如圖2 所示。即胎皮相對于輪輞繞整車Y向旋轉，其模態頻率為40.1 Hz，該模態為導致轉向節X向40 Hz 加速度峰值的主要原因。

圖2 輪胎扭轉模態40.1 Hz

2 問題分析與診斷

2.1 電驅總成模態仿真分析

該純電動汽車電驅總成通過三點懸置安裝在后副車架上，為一級隔振系統，后副車架與車身通過4個襯套連接，形成二級隔振系統，如圖3所示。

圖3 電驅動總成和副車架二級隔振系統

電驅總成模態仿真分析，電驅總成的準確慣性參數的獲取必不可少。運用動力總成慣性參數測試臺可以實現待測動力總成的質量，質心坐標，轉動慣量和慣性積的測量。動力總成慣性參數測試臺由主體裝置、傳感器模塊、數據采集轉換模塊、測試軟件組成，如圖4 所示。測試得到的電驅總成在電驅總成坐標系下的參數見表1。

表1 電驅動總成參數

圖4 電機轉動慣量測試

懸置及后副車架襯套剛度由供應商提供的預載下的動剛度測試值，模態計算時取30 Hz處的動剛度值。計算兩種狀態下的電驅剛體模態。狀態一，電驅接地模態：考慮到懸置安裝點剛度的影響，將電驅+懸置+后副車架作為一個系統，剛性約束后副車架與車身連接點，如圖5所示。計算電驅總成6自由度模態及解耦率；狀態二，電機在整車上的模態：包含底盤系統+裝飾車身，其中裝飾車身用質量點代替，計算電驅總成的剛體模態。模態結果見表2。從表2中可以看出，兩種狀態下的模態頻率差異較大，其中側傾模態相差10.3 Hz。

表2 電驅總成模態結果

圖5 狀態一計算工況圖

2.2 路噪仿真分析

建立整車有限元模型，包括裝飾車身，懸架系統，其中，輪胎為模態輪胎模型，底盤襯套用CBUSH單元模擬，剛度為預載下測試的動剛度曲線。路噪分析方法為主向量法，即在輪芯加載24向量的輪芯載荷，計算車內噪聲響應，具體方法介紹見參考文獻[7]至文獻[8]。仿真計算得到DLE和RRR的聲壓響應，如圖6 所示，可以看出，仿真的曲線與測試曲線特征一致，曲線的峰值也在30 Hz和40 Hz附近。

圖6 車內路噪響應聲壓級

2.3 傳遞路徑分析

傳遞路徑分析（Transfer path analysis，TPA），即通過分析各傳遞路徑對總響應的貢獻量，找出起主導作用的路徑的方法。路面激勵經過輪胎經過底盤再到車身有多條路徑，一般從底盤與車身的連接點處斷開，即載荷通過底盤后再經過這些連接點傳遞到車身。

該純電動汽車前懸架為雙叉臂結構，后懸架為多連桿結構，其傳遞路徑，如圖7所示。為更清楚分析載荷傳遞路徑，進行多級TPA 分析，第一級：將前后副車架劃分到底盤，則底盤與車身連接點如圖7中的虛線框所示；第二級：將前后副車架劃分為車身，則底盤與車身的連接點如圖7 中的點劃線框所示。

圖7 傳遞路徑

第一級傳遞路徑的總聲壓為：

其中：N1=7；

第二級傳遞路徑的總聲壓為：

其中：N2=13。

根據TPA理論，車身與底盤無論從哪里斷開，只要包含所有的路徑，都與總聲壓結果一樣，即：P1(ω)=P2(ω)=P(ω)。

虛擬仿真傳遞路徑分析，傳遞函數和接附點載荷均在有限元計算中完成。整車模型計算車內路噪響應的同時可直接輸出底盤接附點載荷，而傳遞函數是用裝飾車身模型計算底盤接附點到車內的噪聲傳函。分級TPA，需要計算不同層級的傳遞函數，例如第一級TPA分析，需要計算前后副車架、前后減振器、前后彈簧以及上控制臂安裝點到車內的噪聲傳函，所用的裝飾車身模型不包含前后副車架；第二級TPA分析，則計算擺臂、連桿、轉向機、電驅在副車架上的安裝點以及前后減振器、前后彈簧、上控制臂安裝點到車內的噪聲傳遞函數，所用模型為裝飾車身+前副車架+后副車架。

根據上述理論及方法，進行TPA 仿真分析。其中部分傳遞路徑編號見表3。主要貢獻路徑結果見表4。

表3 路徑編號

表4中正貢獻表示該條路徑在場點產生的聲壓與該點的總聲壓相位差小于90°，負貢獻表示該條路徑在場點產生的聲壓與該點的總聲壓相位差大于90°。

從表4 可以看出，前后排聲壓低頻峰值的主要貢獻路徑一致，第一級主要傳遞路徑為后副車架安裝點Z 向，載荷和傳函曲線如圖8 所示，可見30 Hz和40 Hz附近主要傳遞路徑的載荷和傳函都存在峰值。而第二級主要傳遞路徑，30 Hz 為電驅懸置Z向，40 Hz為H臂安裝點Z向，載荷和傳函曲線如圖9所示，其中30 Hz 電機懸置的載荷較大，40 Hz 電機懸置和H臂載荷都較大。

圖8 第一級TPA主要路徑節點載荷和傳遞函數

圖9 第二級TPA主要路徑節點載荷和傳遞函數

表4 傳遞路徑分析結果

根據2.1小節的結果，電機的俯仰和側傾模態分別為29.7 Hz 和32.7 Hz，與問題頻率30 Hz 接近，通過排查車身，發現尾門呼吸模態在31.3 Hz，由此推斷30 Hz 主要原因為電機模態與尾門模態耦合所致。對于40 Hz，輪胎的扭轉模態導致該頻率下的輪芯激勵力較大，即力從H 臂傳遞到后副車架再傳遞到車身。

2.4 方案設計

根據前面推斷的路噪峰值產生的原因，30 Hz需要電驅剛體模態與尾門模態避頻，而40 Hz，由于需要兼顧操穩性能，無法再降低輪胎側壁剛度，故無法降低激勵力，根據二級隔振系統的特性，本文考慮將電驅總成設計成吸振器，降低40 Hz的峰值。

根據吸振器理論[9]，需要將電驅的對地剛體模態即狀態一的模態頻率調到40 Hz。由于40 Hz 峰值的根本原因為輪胎的扭轉模態引起了整個后懸架的側傾而產生了較大的激勵力，故需要電驅的側傾模態做吸振作用。原方案電驅狀態一的側傾模態頻率為43.0 Hz，只需降低3 Hz，電驅系統重量為95 kg，后懸架除去電驅系統后重量為196 kg，重量比為0.48，基本上電機做成動力吸振器可行。具體措施如下：

第一步，優化電驅懸置剛度，將電驅狀態一的側傾模態調到40 Hz，并且使得電驅模態解耦，保證側傾模態的解耦率大于85 %，使其發揮吸振器的作用，降低40 Hz后副車架的振動，記作方案Inv01；

第二步，在Inv01 的基礎上，優化后副車架襯套剛度，使得電驅在整車上的模態與尾門呼吸模態避頻，從而降低30 Hz聲壓，記作方案Inv02。

優化前后的懸置及后副車架襯套動剛度值見表5。優化后的電驅模態見表6。將這兩個方案的參數輸入到整車模型中，計算整車路噪，其響應曲線如圖10所示。

表5 懸置及副車架襯套調整前后的動剛度/(N·mm-1)

表6 不同方案的電驅模態結果

Inv01通過降低電驅左右懸置Z向剛度，將電驅狀態一的側傾模態頻率調到39.5 Hz，解耦率達到88%，滿足吸振器的條件，圖10 中曲線也顯示前排路噪40 Hz 峰值降低了1.5 dB，后排路噪40 Hz 降低了5 dB，而電驅在整車上俯仰模態降低到26.2 Hz，避開了尾門呼吸模態，但是側傾模態為29.7 Hz，未與尾門模態避頻，故前后排30 Hz路噪峰值未降低；Inv02將后副車架前點Z向剛度調大，使得電驅在整車上的側傾模態升高到34.0 Hz，避開了尾門的呼吸模態近3 Hz，故Inv02 方案前后排30 Hz 路噪下降明顯。

圖10 驗證方案的路噪響應對比曲線

3 方案驗證

根據Inv02的懸置及副車架襯套剛度，手工制作左右懸置Z向降低20%的襯套（襯套Z向打孔），后副車架前點襯套為樣件庫里的調校件，同樣在瑪吉斯試驗場，Glen eagle 路面，同一天測試換襯套前后的路噪響應，結果如圖11所示。曲線顯示前后排30 Hz～40 Hz 路噪曲線降低4 dB～5 dB，基本滿足目標要求，且主觀感受良好，驗證了方案有效性。

圖11 優化方案試驗測試曲線對比

4 結語

利用有限元方法對路噪峰值進行診斷分析，發現純電動汽車電驅動總成剛體模態會引起路噪問題。通過分層級TPA分析，并通過方案驗證，得到電驅模態對路噪影響的機理。總結了考慮路噪性能電驅動總成剛體模態的設計原則：

(1)電驅動總成在整車狀態下的模態應該與整車彎曲、扭轉模態、開閉件模態，大鈑金模態避開；

(2)對于二級隔振系統，電驅總成可以設計成吸振器作用，即將電驅的接地模態調到激勵力的峰值頻率處，可以有效地降低主系統振動，從而降低路噪。