溫國慶，李艷斌，殷麒麟

(長安汽車工程研究院， 重慶 401120)

采用傳遞路徑分析的純電動(dòng)車減速器嘯叫噪聲優(yōu)化

溫國慶，李艷斌，殷麒麟

(長安汽車工程研究院， 重慶 401120)

對純電動(dòng)車在加速過程中的車內(nèi)減速器嘯叫噪聲進(jìn)行了分析，經(jīng)試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)該嘯叫噪聲主要是由后懸置支架剛度不足引起的。將試驗(yàn)與有限元分析相結(jié)合，從振動(dòng)傳遞路徑方面著手，提出了后懸置支架的優(yōu)化方案，提高了后懸置系統(tǒng)的隔振性能。試驗(yàn)驗(yàn)證結(jié)果表明：該方案對改善車內(nèi)減速器嘯叫噪聲效果明顯。

純電動(dòng)車；嘯叫噪聲；結(jié)構(gòu)傳遞路徑

Abstract: This paper analyzes the interior whine noise which is produced by the electrical vehicle’s gearbox at acceleration conditions, and the main reason is that the rear mount bracket stiffness is too low. Basing on the test analysis and the finite element analysis, the author has traced the main structure borne transfer paths, and optimized the rear mount bracket which improves the isolation performance of the rear mount system. And the test has proved that the optimization is benefit to the interior whine noise.

Keywords: electrical vehicle; whine noise; structure borne transfer path

隨著近幾年新能源汽車產(chǎn)業(yè)的迅速發(fā)展，特別是純電動(dòng)車銷量的不斷增加，汽車廠商和客戶對純電動(dòng)汽車整車性能的要求越來越高，而 NVH性能是客戶能夠第一時(shí)間感知到的整車品質(zhì)特征之一，汽車廠商需要重點(diǎn)關(guān)注[1-5]。對于純電動(dòng)車，在去除了發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲的遮蔽效應(yīng)后，其他部件的噪聲會(huì)變得更加明顯，需要對其控制提出更高的要求。

減速器是動(dòng)力系統(tǒng)的主要噪聲源，目前主要從以下幾種途徑解決存在的問題[6-11]：在控制噪聲源方面，主要是提高減速器齒輪加工精度，修型；在傳遞路徑方面，主要是改善減振隔振性能，提高車身各安裝點(diǎn)的剛度特性。

某款車搭載的減速器直接借用其他車型，如果從源頭降低減速器噪聲，既不經(jīng)濟(jì)且時(shí)間周期較長，故本文主要從傳遞路徑方面著手，對該車減速器嘯叫噪聲進(jìn)行優(yōu)化分析及整改，并取得了較好的效果。

1 減速器嘯叫噪聲產(chǎn)生及傳遞機(jī)理

1.1 嘯叫產(chǎn)生機(jī)理

齒輪嘯叫噪聲是一種動(dòng)態(tài)嚙合力激勵(lì)產(chǎn)生的穩(wěn)態(tài)噪聲，是由受載齒輪嚙合過程中的傳遞誤差引起并通過頻率的調(diào)諧產(chǎn)生的一種噪聲，其發(fā)生過程可描述如下：減速器在轉(zhuǎn)矩傳遞過程中，其結(jié)構(gòu)由于受載而發(fā)生變形，齒輪副嚙合過程中不可避免地存在著傳遞誤差波動(dòng)，而傳遞誤差作為一種動(dòng)態(tài)激勵(lì)源直接導(dǎo)致齒輪在受載接觸時(shí)產(chǎn)生接觸力的波動(dòng)，這種系統(tǒng)內(nèi)力的波動(dòng)會(huì)激起內(nèi)部結(jié)構(gòu)振動(dòng)，再通過軸、軸承和腔體進(jìn)行傳遞。嘯叫產(chǎn)生及傳遞過程如圖1所示。

圖1 齒輪嘯叫產(chǎn)生過程

1.2 傳遞路徑分析

對于一個(gè)線性系統(tǒng)，設(shè)其輸入激勵(lì)為x(t)，輸出響應(yīng)為y(t)，則其輸入與輸出間的關(guān)系稱為系統(tǒng)的傳遞函數(shù)H(f)，在頻域上該系統(tǒng)可表示為

Y(f)=H(f)X(f)

(1)

其中：X(f)為x(t)通過傅里葉變換所得；Y(f)為y(t)通過傅里葉變換所得。

簡單而言，傳遞路徑分析原理就是獲得系統(tǒng)的傳遞函數(shù)，從而在系統(tǒng)受到激勵(lì)時(shí)計(jì)算系統(tǒng)產(chǎn)生的響應(yīng)。

2 試驗(yàn)分析及優(yōu)化

2.1 問題描述

對該試驗(yàn)車進(jìn)行主觀評價(jià)，發(fā)現(xiàn)在D擋全油門工況和半油門工況下、10～50 km/h車速區(qū)間均存在明顯的減速器嘯叫噪聲，其中半油門工況時(shí)尤為明顯，主觀評價(jià)為不可接受。

對加速工況進(jìn)行實(shí)車測試，車內(nèi)噪聲主要表現(xiàn)為主減速器齒輪的10階噪聲(35～50 km/h車速區(qū)間)和擋位齒輪的22階噪聲(15～30 km/h車速區(qū)間)，主要在400～800 Hz頻率段，如圖2所示。提取10階、22階次切片，階次聲壓級最大值達(dá)50 dB(A)，高出目標(biāo)10 dB(A),如圖3所示。

圖2 10～50 km/h車速駕駛員耳旁噪聲頻譜

圖3 減速器齒輪階次聲壓級

2.2 結(jié)構(gòu)聲傳遞路徑分析

齒輪嘯叫噪聲主要通過懸置系統(tǒng)、懸架系統(tǒng)、電子壓縮機(jī)管路等路徑傳遞到車身，引起車身壁板振動(dòng)而向車內(nèi)輻射噪聲。

對于該純電動(dòng)車，減速器通過左懸置和后懸置與副車架連接，因此將懸置系統(tǒng)作為重點(diǎn)排查路徑。圖4為0～50 km/h半油門加速工況下，左、右、后懸置車身側(cè)在整車X、Y、Z方向的振動(dòng)，其中后懸置Y向在400～1 000 Hz范圍內(nèi)存在較寬的共振頻率帶，且減速器齒輪副的10階特征和22階特征明顯，初步分析后懸置Y向?yàn)闇p速器嘯叫的主要傳遞路徑。

圖4 懸置系統(tǒng)車身側(cè)振動(dòng)頻譜

2.3 懸置隔振量分析

隔振系統(tǒng)的隔振效果取決于隔振器的剛度。隔振器兩邊各有一個(gè)支架，一個(gè)與動(dòng)力裝置相連，另一個(gè)與車身或者車架相連接。“支架-隔振器-支架”組成了振動(dòng)的傳遞通道。支架有一定的剛度，就好像是一個(gè)硬彈簧。隔振系統(tǒng)的剛度不僅包含隔振器的剛度，而且還取決于支架的剛度。這三者串聯(lián)起來的總剛度則是隔振系統(tǒng)的剛度。圖5表示一個(gè)“支架-隔振器-支架”的彈簧串聯(lián)模型。

圖5 支架-隔振器-支架彈簧串聯(lián)模型

系統(tǒng)總剛度的計(jì)算公式如下：

(2)

式中：KE是動(dòng)力裝置支架的剛度；K1是隔振器的剛度；KV是車身側(cè)支架的剛度。

如果這2個(gè)支架都非常硬，即剛度趨向于無窮大，即KE→∞和Kv→∞，那么就有K≈K1，即隔振系統(tǒng)的剛度就是隔振器的剛度。

當(dāng)支架的剛度比較低時(shí)，例如，隔振器的剛度設(shè)計(jì)為K1=200 N/mm，2個(gè)支架的剛度設(shè)計(jì)為KE=KV=400 N/mm，即支架比隔振器剛度提高1倍，根據(jù)公式(2)計(jì)算，隔振系統(tǒng)的剛度K=100 N/mm，即系統(tǒng)實(shí)際的剛度比期望的剛度低50%，這樣就達(dá)不到設(shè)計(jì)的隔振效果。支架剛度不足會(huì)引起局部結(jié)構(gòu)的共振，導(dǎo)致結(jié)構(gòu)噪聲被傳遞到車內(nèi)。為了達(dá)到良好的隔振效果，一般要求支架的動(dòng)剛度不低于10 000 N/mm。

通過對后懸置主動(dòng)側(cè)、被動(dòng)側(cè)支架Y向進(jìn)行原點(diǎn)動(dòng)剛度測試，發(fā)現(xiàn)被動(dòng)側(cè)支架動(dòng)剛度偏低。如表1所示，在400～800 Hz頻率段平均值只有 3 200 N/mm，遠(yuǎn)低于目標(biāo)要求，導(dǎo)致在該頻率段后懸置車身側(cè)出現(xiàn)對應(yīng)頻率區(qū)間的共振帶，與車內(nèi)問題頻率段相對應(yīng)。

表1 后懸置主、被動(dòng)側(cè)支架Y向原點(diǎn)動(dòng)剛度

被動(dòng)側(cè)支架原點(diǎn)動(dòng)剛度過低導(dǎo)致后懸置軟墊Y向隔振量偏低(如圖6所示)，平均隔振量為 10 dB，對動(dòng)力系統(tǒng)傳來的振動(dòng)衰減作用變差，嘯叫噪聲直接傳入車內(nèi)。

圖6 后懸置Y向振動(dòng)隔振量

2.4 優(yōu)化方案及效果驗(yàn)證

利用CAE分析手段對后懸置被動(dòng)側(cè)支架進(jìn)行優(yōu)化分析，對后懸置Y向結(jié)構(gòu)進(jìn)行局部加強(qiáng)。

具體優(yōu)化方案為：① 在支架與副車架之間增加3 mm厚加強(qiáng)筋；② 增加支架與副車架的焊接面積。優(yōu)化前后結(jié)構(gòu)對比如圖7所示。

圖7 后懸置被動(dòng)側(cè)支架優(yōu)化前后結(jié)構(gòu)對比

優(yōu)化后效果如下：

1) 優(yōu)化后動(dòng)剛度提升至20 000 N/mm以上， 400～800 Hz區(qū)間內(nèi)動(dòng)剛度提升明顯，達(dá)到目標(biāo)要求，見表2。

表2 優(yōu)化前后被動(dòng)側(cè)支架Y向原點(diǎn)動(dòng)剛度對比

2) 對實(shí)車進(jìn)行加速工況的客觀測試，后懸置Y向振動(dòng)中400～800 Hz共振帶消失，8階、10階振動(dòng)階次特征明顯減弱，如圖8所示。

圖8 優(yōu)化前后后懸置Y向振動(dòng)頻譜對比

3) 車內(nèi)10階和22階齒輪嘯叫噪聲明顯減弱，階次聲壓級基本達(dá)到目標(biāo)要求，如圖9所示。減速器嘯叫主觀評價(jià)改善明顯。

圖9 優(yōu)化前后車內(nèi)噪聲對比

3 結(jié)論

1) 懸置系統(tǒng)的隔振性能不但與軟墊自身剛度相關(guān)，而且受兩側(cè)支架的動(dòng)剛度的影響較大。

2) 懸置支架在50～1 000 Hz內(nèi)時(shí)，原點(diǎn)動(dòng)剛度平均設(shè)計(jì)值不得低于10 000 N/mm。

3) 運(yùn)用結(jié)構(gòu)傳遞路徑分析方法，并且與CAE分析手段相結(jié)合解決動(dòng)力系統(tǒng)嘯叫問題，能達(dá)到快速、高效、低成本的效果，是整車解決相關(guān)問題的重要手段。

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(責(zé)任編輯劉 舸)

OptimizationofElectricalVehicle’sGearboxWhineNoiseBasedonTransferPathAnalysis

WEN Guoqing, LI Yanbin, YIN Qilin

(Changan Automotive Engineering Research Institute, Chongqing 401120, China)

2016-11-18

溫國慶(1987—)，男，主要從事汽車NVH性能研究，E-mail:wenguoqingzhao@163.com。

溫國慶，李艷斌，殷麒麟.采用傳遞路徑分析的純電動(dòng)車減速器嘯叫噪聲優(yōu)化[J].重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué))，2017(9):53-57.

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10.3969/j.issn.1674-8425(z).2017.09.008

U463.212

A

1674-8425(2017)09-0053-05