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(shù)研究中心）

隨著汽車的迅速普及，消費(fèi)者已不僅僅滿足于汽車能夠?qū)崿F(xiàn)行駛功能及安全性，開始更多地關(guān)注汽車的NVH性能，并把NVH性能作為購買汽車時的關(guān)鍵衡量因素。在汽車行駛過程中，路面噪聲是車內(nèi)噪聲主要的噪聲源之一，直接影響了車內(nèi)人員的駕駛感受。尤其是新能源車型，沒有了發(fā)動機(jī)噪聲的覆蓋，路面噪聲在車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)量相對于傳統(tǒng)車型會進(jìn)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(yīng)的改善，達(dá)到了降低路面噪聲的目的。

1 路面噪聲發(fā)生機(jī)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(jīng)常性的噪聲。路噪依據(jù)發(fā)生機(jī)理的不同，一般可分為結(jié)構(gòu)傳播噪聲和空氣傳播噪聲。結(jié)構(gòu)傳播噪聲是路面激勵與輪胎結(jié)構(gòu)特性引起的振動經(jīng)過懸架系統(tǒng)的傳遞，最終作用于車身及空腔產(chǎn)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(jīng)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(fā)生機(jī)理，如圖1所示。

2 路噪控制方法

依據(jù)TPA分析方法建立“源—路徑—響應(yīng)”的分析模型進(jìn)行分析?；诼吩氚l(fā)生機(jī)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(chǎn)生的振動及噪聲）；2）傳遞路徑控制（懸架系統(tǒng)的隔振性能及車身及內(nèi)外飾的隔吸聲能力）；3）響應(yīng)控制（車身模態(tài)及車身空腔模態(tài)）。

3 某電動汽車路噪問題優(yōu)化

3.1 問題確認(rèn)

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(xiàn)明顯。低速行駛時，風(fēng)噪相對較小，車內(nèi)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(fā)聲部件的聲音進(jìn)行評價，并依據(jù)整體感受對汽車路噪性能進(jìn)行分?jǐn)?shù)判定，主觀評價需要由評價經(jīng)驗(yàn)豐富的專業(yè)評價人員進(jìn)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(jù)車內(nèi)噪聲測試數(shù)據(jù)進(jìn)行判斷。客觀評價采用相對評價的方法，通過對比優(yōu)化車型原狀態(tài)與某同級別合資車型路噪數(shù)據(jù)，進(jìn)行路噪問題判定。

3.1.3 評價結(jié)果

該車原狀態(tài)評測結(jié)果為：

1）主觀評價分?jǐn)?shù)為5分，主要存在后排低頻噪聲大的問題，需要進(jìn)行整改。

2）客觀測試數(shù)據(jù)，如圖2所示。從圖2可知，在200 Hz以內(nèi)優(yōu)化車型原狀態(tài)路噪水平與合資車型存在明顯差距，需要針對200 Hz內(nèi)車內(nèi)低頻噪聲進(jìn)行優(yōu)化?？陀^評價結(jié)果與主觀評價結(jié)果相符。

3）問題分析：依據(jù)主客觀評價可確定針對20～200 Hz路噪性能進(jìn)行優(yōu)化。依據(jù)頻譜圖對問題進(jìn)行進(jìn)一步分析，如圖3所示。

從圖3可以看出，在200 Hz內(nèi)車型原狀態(tài)與合資車型車內(nèi)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(tài)進(jìn)行優(yōu)化。

3.2 激勵源控制

把路面激勵作用于輪胎后產(chǎn)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(tài)及空腔模態(tài)造成的振動能量集中，最終會在軸頭的振動加速度上表現(xiàn)出來。觀察發(fā)現(xiàn)軸頭處的振動加速度峰值與輪胎的相關(guān)模態(tài)對應(yīng)。由于輪胎本體模態(tài)頻率不能進(jìn)行大幅度變更，無法進(jìn)行有效的模態(tài)規(guī)避，所以主要針對輪胎的振動衰減能力進(jìn)行提升。主要優(yōu)化方案包括調(diào)整輪胎胎面橡膠厚度、調(diào)整帶束層鋪設(shè)角度及胎肩的鋪設(shè)面積等。優(yōu)化輪胎后車內(nèi)噪聲聲壓級峰值最大可降低3.5 dB（A），但操穩(wěn)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(jié)構(gòu)傳播及空氣傳播，目前主要針對200 Hz內(nèi)噪聲進(jìn)行優(yōu)化?？諝鈧鞑ヂ窂街嘘P(guān)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(fā)車型與合資車相比，車內(nèi)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(tǒng)的隔振元件進(jìn)行優(yōu)化。軸頭振動傳遞到車身主要經(jīng)過的隔振元件包括：擺臂軸套、縱臂軸套、減振器mount。對比設(shè)計車原狀態(tài)前后排車內(nèi)噪聲數(shù)據(jù)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(xiàn)位置，針對后排零部件進(jìn)行優(yōu)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(jìn)行優(yōu)化并進(jìn)行方案驗(yàn)證。由于螺旋簧剛度涉及車身姿態(tài)問題，暫不列入優(yōu)化范圍，縱臂軸套為主要優(yōu)化對象。

依據(jù)振動理論，擺臂安裝點(diǎn)被動側(cè)振動幅值主要受激勵力大小、振動衰減能力及安裝點(diǎn)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(jìn)行考慮，安裝點(diǎn)剛度由車身決定，暫不關(guān)注，所以針對振動衰減能力進(jìn)行性能提升。

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

式中：Tr——振動傳遞率；

FT0——外部激勵力幅值，N；

F0——經(jīng)過隔振器傳遞到被動側(cè)的穩(wěn)態(tài)幅值，N；

ξ——阻尼比；

λ——激勵力頻率與系統(tǒng)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]?；趫D4對縱臂軸套的隔振特性進(jìn)行分析：當(dāng)0＜λ＜1時，若激勵頻率不變，應(yīng)增大系統(tǒng)頻率，以減少振動的傳遞；當(dāng)λ＞1時，若激勵頻率不變，應(yīng)減小系統(tǒng)頻率，以減少振動的傳遞，且當(dāng)時，增大阻尼能有效抑制振動。系統(tǒng)頻率為縱臂剛體模態(tài)頻率，輸入頻率主要關(guān)注40 Hz及80 Hz?？v臂剛體模態(tài)通過實(shí)車測量可確定模態(tài)頻率在30～90 Hz，其中與激勵頻率對應(yīng)的X，Z向主模態(tài)分別低于40 Hz及80 Hz，所以應(yīng)降低系統(tǒng)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(jù)控制經(jīng)驗(yàn)確定優(yōu)化方案為：后縱臂襯套剛度下降20%，主要進(jìn)行襯套膠料更改，不進(jìn)行結(jié)構(gòu)變更。完成樣件制作后，依據(jù)原定測試工況進(jìn)行汽車路噪性能測試，測試結(jié)果，如圖5所示。

從圖5不難看出，在200 Hz以內(nèi)車內(nèi)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(tài)車內(nèi)噪聲有明顯改善。

3.4 響應(yīng)控制

依據(jù)整車路噪模型對車身優(yōu)化方案進(jìn)行分析。

首先進(jìn)行實(shí)車評價工況下的軸頭振動及對應(yīng)車內(nèi)噪聲測試，將傳感器粘貼到轉(zhuǎn)向節(jié)上，需要選取不在同一平面的4個測點(diǎn)進(jìn)行測量，實(shí)際測點(diǎn)具體位置，如圖6所示。

結(jié)合實(shí)測軸頭振動及車內(nèi)噪聲測試數(shù)據(jù)，對路噪仿真模型進(jìn)行調(diào)整[2]，保證仿真模型的準(zhǔn)確性。軸頭振動輸入位置及車內(nèi)噪聲仿真位置需確保與試驗(yàn)測點(diǎn)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(jìn)行仿真模態(tài)數(shù)據(jù)分析，通過查看模態(tài)數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)，在40 Hz附近后背門存在彈性體模態(tài)，在80 Hz后地板存在局部模態(tài)。依據(jù)模態(tài)分析結(jié)果確定2種優(yōu)化方案。

3.4.1 后背門添加動力吸振器方案

通過查看模態(tài)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(zhì)量≤1 kg，基于噪聲峰值及后背門模態(tài)分析確定吸振器頻率為51 Hz。吸振器完成樣件后進(jìn)行整車安裝狀態(tài)測試，通過調(diào)整質(zhì)量塊質(zhì)量及橡膠剛度，確保整車狀態(tài)下吸振器頻率為51 Hz[3]。樣件確定后需進(jìn)行實(shí)車效果驗(yàn)證，測試結(jié)果如圖8所示。

從圖8可以看出，增加吸振器后車內(nèi)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(jìn)行質(zhì)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(tài)分析結(jié)果可知，在200 Hz內(nèi)存在多階車身地板模態(tài)，由此設(shè)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(jìn)行優(yōu)化方案設(shè)計并依據(jù)路噪仿真模型進(jìn)行方案效果初步驗(yàn)證。經(jīng)過設(shè)計方案仿真驗(yàn)證，最終選定優(yōu)化方案，如圖9所示。

原方案及優(yōu)化方案車內(nèi)噪聲仿真對比數(shù)據(jù)，如圖10所示，在100 Hz以內(nèi)優(yōu)化方案相對于原方案車內(nèi)噪聲有明顯降低，幅值降低可達(dá)8 dB。確定實(shí)施此方案并進(jìn)行樣件制作，后續(xù)需進(jìn)行實(shí)車效果驗(yàn)證。

3.5 方案總結(jié)

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(jìn)行實(shí)車效果驗(yàn)證，驗(yàn)證結(jié)果，如圖11所示，設(shè)計車與合資車處于同一水平。

4 結(jié)論

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

2）路噪性能屬于整車性能，只進(jìn)行單一零部件優(yōu)化無法達(dá)成優(yōu)化目標(biāo)。

3）低頻噪聲問題需著重關(guān)注橡膠件的隔振性能及大面積鈑金件的剛度。