輪輞側向剛度對車內噪聲的影響

劉嘉楷，田國紅，年 猛，欒 海，華 翔

（遼寧工業大學 汽車與交通工程學院，遼寧 錦州 121000）

近年來，能源與環境問題不斷出現，促使電動汽車逐漸替代燃油汽車在市場中的主導地位。其噪聲、振動與聲振粗糙度（Noise, Vibration and Harshness, NVH）性能相較于燃油汽車有一定變化，由于缺少了發動機的掩蔽效應，電動汽車的路噪問題格外明顯。路噪主要由結構噪聲和空氣噪聲組成[1]，結構噪聲指輪胎經過路面激勵通過軸頭和懸架系統傳遞至車身后，在車內產生的振動和響應。對于轎車，結構傳播噪聲主要頻率范圍一般是幾十Hz到幾百Hz不等，甚至更高[2]。汽車在粗糙路面和光滑路面行駛時的車內噪聲差異主要集中在50～800 Hz頻段，1 000 Hz以上差別非常小。郭昌勇等對車輪側向剛度原理進行了闡述，將仿真與測試相結合，研究了車輪側向剛度對整車路噪的影響[3]。李訓猛等通過得到噪聲傳遞函數的方式定位到影響車內噪聲的路徑，并對其進行優化，使其NVH性能達標[4]。

本文從實際項目出發，對某基礎車型路噪問題進行診斷。通過項目車和對標車噪聲傳遞函數（Noise Transfer Function, NTF）、頻響函數（Frequency Response Function, FRF）、模態、路試的測試對比精準定位出影響車內噪聲的源頭是輪轂的剛度過低導致在某些頻段與路徑上的部件耦合，并且擺臂處存在能量放大的問題。所以在此基礎上對原車輪輞改進，并且對擺臂進行優化，然后對其進行新舊對比驗證，以此來驗證輪輞側向剛度的大小對車內噪聲的影響。

1 噪聲測試

1.1 路噪測試

在汽車NVH試驗中，路噪測試是首要測試。它能從數據和主觀評價中直接反映出車輛 NVH性能是否達標。本次試驗在粗糙路面進行，駕駛模式全程以純電模式測試，在汽車的懸架安裝點、軸頭、擺臂等處布置三項傳感器用以測得路面激勵對其響應。在駕駛員右耳布置麥克風用以收集在路面激勵下車內噪聲的信號。使用西門子LMS前端進行信號采集，通過TestLab軟件進行信號處理。測試工況為項目車與對標車在粗糙路面下40 km/h和60 km/h的噪聲情況。測試出如圖1和圖2所示的40 km/h和60 km/h時車內噪聲聲壓級曲線。

圖1 40 km/h車內噪聲聲壓級曲線

圖2 60 km/h車內噪聲聲壓級曲線

但是與目標車的峰值基本吻合，而在200 Hz和360 Hz車內噪聲存在明顯峰值，為44 dB(A)、42 dB(A)。對比40 km/h和60 km/h粗糙路面車內噪聲頻譜，其主要貢獻頻率未發生偏移。故后續多以60 km/h的測試作為分析對象。

從路噪測試中還可以得到軸頭加速度振動的頻譜圖，如圖3所示。將車內噪聲頻譜和軸頭加速度振動頻譜進行比較，發現兩者有很強的對應關系。并且軸頭處存在200 Hz和360 Hz左右的激勵力，且試驗員對車內噪聲評價為噪聲明顯，所以需要對其進行優化。

圖3 軸頭加速度振動的頻譜圖

1.2 NTF測試

NTF是指在激勵點施加激勵力后在人耳處得到的隨頻率變化的聲壓值，用于評價結構對振動發聲的靈敏性特性[5]。噪聲傳遞函數是體現車內噪聲的指標之一，其幅值的大小直接代表了車內噪聲聲壓級的大小。其數學表達式為

式中，P為車內噪聲聲壓級，Pa；F為激勵力，N；NTF為噪聲傳遞函數。

由于問題從路噪中發現，所以從路噪的傳遞路徑中開始檢查。根據源—路徑—響應的原理形成路噪的傳遞結構：路面—輪胎—輪輞—懸架—車內。本文從路徑入手，對輪胎胎面、輪轂、軸頭、擺臂等位置進行NTF測試。測試得到如圖4所示的輪胎和胎面到車內駕駛員內耳的噪聲傳遞函數，如圖所示，輪胎胎面到車內NTF顯示200 Hz不明顯，360 Hz處有明顯的放大效果。輪轂到車內NTF如圖5所示，對于200 Hz輪轂Z向更加敏感，輪轂Y向對于360 Hz更加敏感。

圖4 輪胎和胎面到車內噪聲傳遞函數

圖5 輪轂到車內噪聲傳遞函數

從輪胎胎面和輪轂的 NTF測試中可以判斷200 Hz出現的噪聲屬于輪胎激勵力過大問題，而360 Hz噪聲是由于部分傳遞路徑放大而產生的。因此，為了精確找到出現問題的結構，下面將和對標車的懸架結構NTF進行對比，如圖6所示。

圖6 懸架結構NTF對比圖

經過對比，可以清晰看出項目車在200 Hz和360 Hz的傳遞函數的峰值高于對標車，并且直擺臂和彎擺臂在這兩個頻率中存在較大響應。由此可以判斷200 Hz的噪聲是直擺臂的結構問題導致能量放大，360 Hz是彎擺臂的結構問題導致能量放大，故需要進行優化。

2 懸架結構優化

懸架結構優化的目的是提高懸架結構的動剛度。動剛度是結構產生單位振幅所需要的動態力，表征了結構在動態載荷下抵抗變形的能力。動剛度并不是一個常數，根據頻率的改變而變化，是頻率的函數[6]。其計算為

式中，F為安裝點所受載荷；K為安裝點動剛度；a為加速度；ω為圓頻率；f為頻率；x為位移。

由于考慮到直擺臂和彎擺臂自身的剛度可能不夠，針對這一點，從質量和結構上入手對其進行優化。為了進行對比試驗對右輪直擺臂增加一定質量和對彎擺臂增加加強梁后與原狀態對比的NTF頻譜圖如圖7、圖8所示。

圖7 直擺臂優化后NTF對比圖

圖8 彎擺臂優化前后NTF對比圖

對比前后噪聲傳遞函數可知，優化后200 Hz和360 Hz處噪聲均有明顯降低。但是在對比實驗中，測試員對實車驗證車內乘坐舒適感評價為良，所以將路試的輪胎激勵進行對比如圖9所示，結構修改后的右輪振動明顯比原狀態左輪振動大。

圖9 輪胎激勵頻譜對比圖

輪轂能量均偏高說明簧下質量的增加對于路噪影響很大。下面對右輪輪胎進行優化。

3 輪輞模態分析

3.1 模態分析理論

模態分析是一種處理過程，是根據結構的固有屬性如頻率、阻尼、模態振型將結構具體呈現出來的過程。它可以確定結構的固有屬性，并且當有外力激勵結構時，可以了解外力如何影響結構。對于機械零件而言，通過模態分析所得到這些數據可以直接判斷其結構中的薄弱點。而汽車輪轂是連接制動系統和傳動系統的重要零部件，汽車內部所產生的振動也會通過懸架結構傳遞回輪轂，所以在路噪的分析過程中對輪輞進行分析和優化設計是整個過程中非常重要的一環。而要對其進行優化設計，首先應該了解其固有屬性，進行模態分析。

3.2 模態測試

本次測試模擬“自由-約束”邊界條件。設置5個響應點位置，均勻分布于輪胎胎面沿周長中心線上，選擇胎面和輪輞中心作為激勵點，圖10為處理完成的模態圖形。

圖10 輪胎模態圖

為了與上面的路噪測試和噪聲傳遞函數對應得更加準確，直接找到200 Hz和360 Hz的模態結果進行展示。200 Hz模態結果如圖11所示，360 Hz模態結果如圖12所示。

圖11 200 Hz模態結果

圖12 360 Hz模態結果

可知在兩個頻率下，200 Hz輪輞呈現出彎曲模態。由此可見，上述的200 Hz模態對于車內噪聲應該有所貢獻。

3.3 原輪輞側向剛度測試

將輪胎總成自由懸掛，輪輞中心兩側各布置一個及速度傳感器，用力錘敲擊輪輞中心點。利用Testlab軟件進行測試輪心原點的頻響函數如圖13所示。

圖13 原輪轂頻響函數

帶胎皮的輪輞側向剛度計算公式為

式中，f1為輪輞側向一階模態頻率；f2為輪輞側向一階反共振峰頻率；f3為輪胎側向一階模態頻率；f4為輪胎側向一階反共振峰頻率；M為輪胎質量。

經測量輪胎總質量為28.3 kg。計算后，輪轂側向動剛度為37.85 kN/mm，由于簧下質量對路噪具有一定的影響，所以從質量和結構上對輪轂進行優化。

4 輪輞優化

4.1 新輪輞側向剛度測試

針對輪輞優化，為了使其質量降低的同時側向動剛度還有一定的提升，必須進行更加合理的結構優化，將原有的五輪輻輪輞更換為更密集的十輪輻輪輞，并將輪輻的厚度降低。輪輻左側降低5 mm，輪輻右側降低10 mm。優化前后輪轂如圖14所示。

圖14 新舊輪轂圖

新輪轂質量為27.9 kg，經測試得到的輪心原點的頻響函數如圖15所示。

圖15 新輪轂頻響函數

經計算輪轂側向動剛度為53 kN/mm，較原輪輞的側向動剛度有一定的提升。

4.2 路試驗證

將項目車的四個輪轂全部更換成新輪轂，并將四個輪胎上的直擺臂和彎擺臂全部更新后在60 km/h的狀態下進行測試。測試得到項目車優化后主駕駛右耳的聲壓級曲線圖，如圖16所示，將其與優化前的數據進行對比，可以清晰地看出優化后的車內噪聲均值為56.3 dB(A)，較優化前車內噪聲均值61.9 dB(A)降低5.6 dB(A)。并且從圖17可以看出200 Hz和360 Hz處分別為39 dB(A)和31 dB(A)，降低了5 dB(A)和11 dB(A)。證明此優化方案可行。由于該方案優化效果顯著，已經達到預期效果且測試員對車內乘坐舒適感評價為優，所以無需進行其他優化。

圖16 整體優化后噪聲均值對比

圖17 整體優化后聲壓級對比

5 結論

本文通過測試和對比分析的方式，對懸架和輪輞進行優化，獲得結論如下：

1）以道路測試和 NTF測試可以精準找到噪聲貢獻量大的頻率并定位到實際結構中；

2）在0～400 Hz頻段內，輪輞的側向剛度對路噪的影響較大，呈現此消彼長的態勢；

3）新舊方案對比過后測試結果均有明顯優化，說明本文研究的可靠性；

4）為路噪分析提供新的思路，從輪輞的側向動剛度入手可以事半功倍。