某型电动汽车路噪性能优化

刘伟 韩腾飞 杨少鹏 詹定海 耿鹏飞

（长城汽车股份有限公司；河北省汽车工程技术研究中心）

随着汽车的迅速普及，消费者已不仅仅满足于汽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。

1 路面噪声发生机理分析

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。

2 路噪控制方法

依据TPA分析方法建立“源—路径—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）。

3 某电动汽车路噪问题优化

3.1 问题确认

3.1.1 评价工况

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40 km/h。

3.1.2 评价方法

路噪评价可分为主观评价及客观评价两方面。

1）主观评价需要对鼓噪、轮胎空腔共鸣声、go声及za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。

表1 路噪主观评价打分表

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。

3.1.3 评价结果

该车原状态评测结果为：

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200 Hz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200 Hz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20～200 Hz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200 Hz内车型原状态与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。

3.2 激励源控制

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0～30 Hz。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对应。由于轮胎本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3.5 dB（A），但操稳性能有明显减弱，为保证安全性能，维持原方案。

3.3 传递路径控制

传递路径包括结构传播及空气传播，目前主要针对200 Hz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400 Hz以上，轮胎空腔共鸣声高于200 Hz，所有暂不考虑空气传播路径。由于开发车型与合资车相比，车内噪声最大峰值相差较小，但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。对比设计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，针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证。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，暂不进行考虑，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：

式中：Tr——振动传递率；

FT0——外部激励力幅值，N；

F0——经过隔振器传递到被动侧的稳态幅值，N；

ξ——阻尼比；

λ——激励力频率与系统频率之比。

图4示出不同阻尼比及频率比下振动传递曲线[1]。基于图4对纵臂轴套的隔振特性进行分析：当0＜λ＜1时，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，且当时，增大阻尼能有效抑制振动。系统频率为纵臂刚体模态频率，输入频率主要关注40 Hz及80 Hz。纵臂刚体模态通过实车测量可确定模态频率在30～90 Hz，其中与激励频率对应的X，Z向主模态分别低于40 Hz及80 Hz，所以应降低系统频率以提升纵臂轴套的隔振能力。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，依据原定测试工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200 Hz以内车内噪声均有不同程度降低，峰值平均降低2 dB左右，相对于原状态车内噪声有明显改善。

3.4 响应控制

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，需要选取不在同一平面的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[2]，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40 Hz及80 Hz问题进行仿真模态数据分析，通过查看模态数据发现，在40 Hz附近后背门存在弹性体模态，在80 Hz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。

3.4.1 后背门添加动力吸振器方案

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≤1 kg，基于噪声峰值及后背门模态分析确定吸振器频率为51 Hz。吸振器完成样件后进行整车安装状态测试，通过调整质量块质量及橡胶刚度，确保整车状态下吸振器频率为51 Hz[3]。样件确定后需进行实车效果验证，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。

3.4.2 增加电池支架方案

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200 Hz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100 Hz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8 dB。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。

3.5 方案总结

确定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，如图11所示，设计车与合资车处于同一水平。

4 结论

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，仿真工具将会在车辆开发及优化过程中得到更多的应用。

2）路噪性能属于整车性能，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。