某型电动汽车路噪性能优化
摘要 ：通过主观评价及LMS设备测试 ，确 定某 自主品牌 电动汽车匀速 工况下存在路噪大的问题 依据 TPA分析方法 ，分 别从 源、路 径及 响应 3个方面对整车路噪 问题进 行分析优 化 依据 测试数据针对轮胎 、悬架及 车身提 出优化 方案并 分别 进行 方案验证 ：利用整车 3D仿真分析模型进行优化以缩短 周期和 降低成本 依据 各方案验证结果确定最终方案 ，实车测 试 结果显示，采用最终方案后路噪声压级降低 10dB，主观评价样车车内噪声 有明显降低 ，与标杆车型达到同一水平。
随着汽车的迅速普及，消费者已不仅仅满足于汽 1 路面噪声发生机理分析 车能够实现行驶功能及安全性 ，开始更多地关注汽车 的 NVH性能 ，并把 NVH性能作为购买汽车时的关键 衡量因素。在汽车行驶过程中，路面噪声是车 内噪声主 要的噪声源之一 ，直接影响了车内人员的驾驶感受。尤 其是新能源车型，没有了发动机噪声的覆盖 ，路面噪声 在车内噪声的贡献量相对于传统车型会进一步提升。文 章以某 自主品牌电动车型为整改对象 ，通过对该车型激 励 、路径及响应的改善 ，达到了降低路面噪声的 目的。路面噪声是车辆行驶 在粗糙 的铺装路面上时 ，由 路面的凹凸引起的经常性的噪声。路噪依据发生机理 的不同 ，一般可分为结构传播噪声和空气传播噪声。结 构传播噪声是路面激励与轮胎结构特性引起的振动经 过悬架系统的传递 ，最终作用于车身及空腔产生的噪 声 ；空气传播噪声主要是轮胎 的空腔噪声及花纹噪声 经过空气传播及车身隔吸声材料的衰减 ，最终传递到 人耳处的噪声。路噪发生机理 ，如图 1所示。依据TPA分析方法建立“源一路径一响应”"的分析模型进行分析。基于路噪发生机理可将路噪控制方案分为3种：1)激励控制（路面激励作用于轮胎产生的振动及噪声)：2)传递路径控制（悬架系统的隔振性能及车身及内外饰的隔吸声能力)：3)响应控制（车身模态及车身空腔模态)。某电动汽车在坏路行驶时，路面激励较大，路噪问题表现明显。低速行驶时，风噪相对较小，车内噪声主要为路噪。因此，确定评价工况为：粗糙沥青路，车速40km/h。1)主观评价需要对鼓噪、轮胎空腔共鸣声、g0声及 声等多种不同频率、不同发声部件的声音进行评价，并依据整体感受对汽车路噪性能进行分数判定，主观评价需要由评价经验丰富的专业评价人员进行，主观评价打分原则，如表1所示。2)客观评价依据车内噪声测试数据进行判断。客 观评价采用相对评价的方法，通过对比优化车型原状态与某同级别合资车型路噪数据，进行路噪问题判定。1)主观评价分数为5分，主要存在后排低频噪声大的问题，需要进行整改.2)客观测试数据，如图2所示。从图2可知，在200Hz以内优化车型原状态路噪水平与合资车型存在明显差距，需要针对200Hz内车内低频噪声进行优化。客观评价结果与主观评价结果相符。3)问题 分 析 ：依 据 主 客 观 评 价 可 确 定 针对 320～200Hz路噪性能进行优化 。依据频谱 图对 问题进 行进一步分析，如图 3所示。从 图 3可以看出，在 200Hz内车型原状态 j合资 车型车内噪声声压级峰值差距较小 ，但整体声能量的 差距较大 ，噪声峰值杂乱 ，所以主要针对车型各部件的 振动衰减能力及部分模态进行优化。把路面激励作用于轮胎后产生的振动噪声作 为激 励源。粗糙沥青路主要激励在 O～30Hz。在路面激励的 作用下，由轮胎本体模态及空腔模态造成的振动能量集 中，最终会在轴头的振动加速度上表现出来。观察发 现轴头处的振动加速度峰值与轮胎的相关模态时啦。由于轮胎小体模态频率不能进行大幅度变更 ，无法进 行有效 的模态规避 ，所 以主要针对轮胎 的振动衰减能 力进行提升。主要优化方案包括调整轮胎胎面橡胶厚 度 、调整带束层铺设角度及胎肩的铺设面积等。优化轮 胎后车 内噪声声压级峰值最大可降低 3．5dB(A)，但操 稳性能有 明显减弱，为保证安全性能 ，维持原方案。传递路径包括结构传播及卒气传播 ，目前主要针 时 200Hz内噪声进行优化。空气传播路径中关 于路面 激励 的噪声 主要包括轮 胎的花纹噪声 及空腔共鸣噪 声 ，轮胎花纹噪声通常在 400Hz以上 ，轮胎空腔共鸣 声高于 200Hz，所有暂不考虑空气传播路径 。由于歼发 车 与合资车相比，车内噪声最大峰值相差较小 ， 整 体声能量相差较大 ，所以主要针对悬架系统 的隔振 元 件进行优化。轴头振动传递到车身主要经过 的隔振元 件包括 ：摆臂轴套 、纵臂轴套 、减振器 mount。对 比}殳汁 车原状态前后排车 内噪声数据可知 ，前后排噪声差距 较大，后排噪声声压级要高于前排 。判断后排为主要贡 献位置 ， ‘对后排零部件进行优化。后排主要能量衰减 部件有纵臂安装轴套 、螺旋弹簧及减振器。依次对各零 部件进行优化并进行方案验汪。由于螺旋簧刚度涉及 车身姿态问题 ，暂不列入优化范围，纵臂轴套为主要优 化对象.依据振动理论 ，摆臂安装点被动侧振动幅值主要 受激励 力大小 、振动衰减能力及安装点刚度三方面影 响。由于激励力大小主要受路 面及轮胎影响，暂小进行 考虑 ．安装点刚度由车身决定 ，暂不关注 ，所 以针对振 动衰减能力进行性能提升 。综 合评 价振动衰减性能的一个重要指标就是振动 传递率 、底盘隔振系统的振动传递率为振动传递到车 身的力与系统受到振动激励力的比值。根据振动理论， 振动传递率 与频率 比的关系为：基于图4对纵臂轴套的隔振特性进行分析：当0 <A<l时< span>，若激励频率不变，应增大系统频率，以减少振动的传递；当λ>1时 ，若激励频率不变，应减小系统频率，以减少振动的传递，且当0<λ< 
时，增大阻能有效抑制振动。系统频率为纵臂刚体模态频率，输入频率主要关注40Hz及 80Hz。纵臂刚体模态通过实 测量可确定模态频率在30～90Hz，其 中与激励频率刈‘应的，z向主模态分别低于40Hz及 80Hz，所以应降低 系统频率以提升纵臂轴套的隔振能／，J由于需要保证安全性能，依据控制经验确定优化方案为：后纵臂衬套刚度下降20％，主要进行衬套胶料更改，不进行结 构变更。完成样件制作后，依据原定测试况进行汽车路噪性能测试，测试结果，如图5所示。从 图 5不难看出 ，在 200Hz以内车内噪声均仃 同程度降低 ，峰值平均降低 2dB左右 ，相对于原状 念 车内噪声有明显改善。依据整车路噪模型对车身优化方案进行分析。首先进行实车评价工况下的轴头振动及对应车内噪声测试，将传感器粘贴到转向节上，需要选取不在同平面的4个测点进行测量，实际测点具体 位置，如图6所示。结合实测轴头振动及车内噪声测试数据，对路噪 仿真模型进行调整巴，保证仿真模型的准确性。轴头振 动输入位置及车内噪声仿真位置需确保与试验测点位 置保持一致。整车路噪仿真模型示意图，如图7所示。针对后排噪声40Hz及80Hz间问题进行仿真模态 数据分析，通过查看模态数据发现，在40Hz附近后背 门存在弹性体模态，在80Hz后地板存在局部模态。依 据模态分析结果确定2种优化方案。通过查看模态分析云图确定吸振器安装位置，考 虑到整车轻量化问题，原则上吸振器质量≤1kg,基于 噪峰值及后背门模态分析确定吸振器频率为51Hz。吸振器完成样件后进行整车安装状态测试 ，通过调整质量块质鼙及橡胶刚度 ，确保整车状态下吸振器频率 为 51Hz．．样件确定后 需进行实乍效果验证 ，测试结果如图 8所示。从图8可以看出，增加吸振器后车内噪声低频阶 段改善不明显，考虑到整车轻量化问题，不能再进行质量提升，故此方案暂不采用。此车型电池包布置在车身地板下方。观察路噪仿 真模型模态分析结果可知，在200Hz内存在多阶车身 地板模态，由此设计增加电池支架，从而间接增加车身 地板刚度，利于仿真软件进行优化方案设计并依据路 噪仿真模型进行方案效果初步验证。经过设计方案仿 真验证，最终选定优化方案，如图9所示。原方案及优化方案车内噪声仿真对比数据，如图 10所示，在100Hz以内优化方案相对于原方案车内噪 声有明显降低，幅值降低可达8B。确定实施此方案并 进行样件制作，后续需进行实车效果验证。同时采用后纵臂轴套刚度变更及增加 电池支 架 2套方案并进行实车效果验证 ，验证结果 ，如 ll 所示 ，设计车与合资车处于同一水平。从图9和图10的数据对比可知，仿真数据和实测 数据比较接近，总体误差在6%以内，说明试验汽车达 到了仿真的效果，达到了TVC稳定性控制的预期效 果，唯一不足之处是TVC触发时，电机在正反向驱动 导致整车有一定的抖动，使乘坐舒适性不是很好，因此 在后期有必要对扭矩进行平滑处理来降低扭矩对整车 抖动的影响。1)整车仿真模型的利用可以有效降低开发成本并缩短开发周期。随着仿真精度的提高，仿真工具将会车辆开发及优化过程中得到更多的应用。2)路噪性能属于整性能，只进行单一零部件优化无法达成优化目标。3)低频噪声问题需着重关注橡胶件的隔振性能及大面积钣金件的刚度。 著作权归作者所有，欢迎分享，未经许可，不得转载
首次发布时间：2023-09-11
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