基于傳遞路徑分析的純電動(dòng)車駕駛室內(nèi)嘯叫問題優(yōu)化

汪躍中，譚雨點(diǎn)，丁潤(rùn)江，朱亮

基于傳遞路徑分析的純電動(dòng)車駕駛室內(nèi)嘯叫問題優(yōu)化

汪躍中，譚雨點(diǎn)，丁潤(rùn)江，朱亮

（奇瑞新能源汽車股份有限公司，安徽 蕪湖 241000）

針對(duì)某純電動(dòng)車全油門加速行駛車內(nèi)產(chǎn)生的嘯叫問題，經(jīng)主觀評(píng)價(jià)及試驗(yàn)診斷分析后，排查出電機(jī)轉(zhuǎn)速為5000rpm-6000rpm時(shí)車內(nèi)出現(xiàn)嘯叫噪聲；通過傳遞路徑分析闡述了減速器嘯叫噪聲的產(chǎn)生的背景，并進(jìn)行試驗(yàn)測(cè)試、階次分析、CAE仿真等研究分析方法排查出整車加速過程中車內(nèi)嘯叫聲激勵(lì)源來自減速器內(nèi)軸2級(jí)傳動(dòng)齒輪的階次噪聲；結(jié)合開發(fā)車型設(shè)計(jì)情況，并在保證性能的情況下，提出減速器2級(jí)齒輪修形優(yōu)化的方案；對(duì)實(shí)施優(yōu)化后方案后的車輛進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證和主觀評(píng)價(jià)，結(jié)果表明駕駛室聲壓級(jí)峰值降低了4.99dB，解決駕駛室內(nèi)嘯叫問題，提高乘坐舒適性。

純電動(dòng)車；嘯叫噪聲；階次分析

引言

隨著新能源汽車行業(yè)的快速崛起，人們對(duì)新能源汽車的要求不再僅僅局限其動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性、安全性等方面，對(duì)于新能源汽車的NVH特性要求也頗為嚴(yán)格。對(duì)于純電動(dòng)汽車而言，在去除發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲的遮蔽效應(yīng)后，其他聲源件的噪聲也變得更加明顯，對(duì)其控制提出的要求也更高。純電動(dòng)汽車由于電機(jī)及減速器輸出高階激勵(lì)，整車行駛過程中噪聲頻譜成分以200-2000Hz中高頻為主，并且在高速時(shí)路噪和風(fēng)噪更為明顯。人耳對(duì)1000-2000Hz頻率噪聲異常敏感，純電動(dòng)車有時(shí)噪聲聲壓級(jí)不大，但電磁力和齒輪結(jié)合產(chǎn)生的高頻尖銳噪聲使人無法接受，因此純電動(dòng)車對(duì)聲品質(zhì)的要求更高?？祻?qiáng)[1]以某電動(dòng)車電驅(qū)動(dòng)總成嘯叫聲為研究對(duì)象，通過瑞利互逆行原理試驗(yàn)得出動(dòng)總到車內(nèi)的空氣聲傳遞函數(shù)，并通過理論與實(shí)際對(duì)比，低階減速器噪聲由空氣傳播和結(jié)構(gòu)傳播共同貢獻(xiàn)，高階的減速器和電機(jī)噪聲完全由空氣傳播貢獻(xiàn)。溫國慶[2]對(duì)純電動(dòng)加速過程中車內(nèi)減速器嘯叫噪聲進(jìn)行分析，經(jīng)試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)嘯叫噪聲由后懸置支架剛度不足引起，通過提出懸置支架優(yōu)化方案，提高后懸置隔振性能，改善車內(nèi)減速器嘯叫噪聲。還有一些[3-4]主要對(duì)嘯叫噪聲分別從電機(jī)、減速器及聲學(xué)包等方面提出改進(jìn)措施，消除了嘯叫噪聲，車內(nèi)聲品質(zhì)大幅提高。

本文以某自主品牌純電動(dòng)汽車為研究對(duì)象，在整車全油門（WOT）加速工況過程中，當(dāng)電機(jī)轉(zhuǎn)速為5500rpm-6000rpm時(shí)，駕駛室內(nèi)會(huì)嘯叫聲，并伴隨較強(qiáng)的壓耳感，引起車內(nèi)駕駛員明顯不適及煩躁感。因此，本文針對(duì)該問題展開分析研究。

1 車內(nèi)嘯叫噪聲主觀評(píng)價(jià)與分析

1.1 車內(nèi)噪聲主觀評(píng)價(jià)和試驗(yàn)診斷

以某品牌新開發(fā)的純電動(dòng)乘用車為研究對(duì)象，通過專業(yè)主觀評(píng)價(jià)師對(duì)駕駛室內(nèi)噪聲診斷表明，整車在WOT加速工況下，當(dāng)電機(jī)轉(zhuǎn)速在5500rpm-6000rpm時(shí)，駕駛室內(nèi)出現(xiàn)嘯叫噪聲，室內(nèi)乘員雙耳有明顯壓迫感，乘坐舒適性較差。

圖1 駕駛員右耳噪聲瀑布圖

根據(jù)主觀評(píng)價(jià)結(jié)果，對(duì)駕駛室內(nèi)噪聲進(jìn)行實(shí)車測(cè)試和數(shù)據(jù)分析，對(duì)整車全油門加速過程中進(jìn)行試驗(yàn)測(cè)試，得到駕駛室噪聲測(cè)試結(jié)果如圖1所示，當(dāng)電機(jī)轉(zhuǎn)速在5500rpm-6000rpm時(shí)，駕駛室出現(xiàn)的階次噪聲主要有8.68階、17.90階、25.96階。該試驗(yàn)車輛電機(jī)及減速器總成參數(shù)如表1、2所示，由動(dòng)力總成參數(shù)可知出現(xiàn)的階次噪聲均為減速器內(nèi)部的激勵(lì)，因此需對(duì)減速器內(nèi)部激勵(lì)對(duì)嘯叫問題進(jìn)行排查。

表1 電機(jī)參數(shù)

表2 減速器參數(shù)

1.2 傳遞路徑分析

對(duì)于一個(gè)線性傳遞系統(tǒng)，假設(shè)激勵(lì)源產(chǎn)生i個(gè)激勵(lì)力，第i個(gè)激勵(lì)力通過第j條傳遞路徑到車內(nèi)的傳遞函數(shù)為H()。對(duì)的激勵(lì)源i通過傳遞途徑j(luò)會(huì)產(chǎn)生一個(gè)噪聲響應(yīng)量p，該噪聲分量可以表示為：

其中：H()為傳遞函數(shù)；F()為激勵(lì)力的頻譜。

車內(nèi)噪聲相應(yīng)收到激勵(lì)作用，通過全部的傳遞路徑傳遞到整車車內(nèi)聲壓分量為：

車內(nèi)噪聲收到激勵(lì)作用進(jìn)行傳遞聲壓成分之和為：

綜上分析可知：控制激勵(lì)源的大小或者優(yōu)化噪聲傳遞路徑都可以降低車內(nèi)噪聲響應(yīng)。

1.3 減速器嘯叫噪聲產(chǎn)生原因

根據(jù)試驗(yàn)診斷分析可知嘯叫問題源于減速器內(nèi)部產(chǎn)生，減速器嘯叫噪聲主要是由于齒輪箱體彈性系統(tǒng)在動(dòng)態(tài)激勵(lì)載荷作用下的響應(yīng)。減速器齒輪系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)激勵(lì)分為內(nèi)部激勵(lì)和外部激勵(lì)，內(nèi)部激勵(lì)是由于齒輪副在嚙合過程產(chǎn)生的動(dòng)態(tài)載荷，主要由時(shí)變嚙合剛度、傳遞誤差和嚙入嚙出沖擊等因素引起，這是齒輪嘯叫噪聲產(chǎn)生的主要原因。外部激勵(lì)主要由電機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)、轉(zhuǎn)子不平衡等產(chǎn)生的動(dòng)態(tài)沖擊。嘯叫產(chǎn)生及傳遞過程如圖2所示。

圖2 減速器嘯叫產(chǎn)生原因

2 嘯叫噪聲原因分析

通過對(duì)減速器嘯叫噪聲產(chǎn)生原因分析后，可知駕駛嘯叫產(chǎn)生多個(gè)階次噪聲，在減速器齒輪不是理想的漸開線形狀、制造安裝精度等因素下，當(dāng)外部激勵(lì)恒定輸入過程中，減速器內(nèi)部齒輪轉(zhuǎn)速發(fā)生波動(dòng)，在嚙合過程產(chǎn)生動(dòng)態(tài)沖擊，部分振動(dòng)經(jīng)過箱體輻射結(jié)構(gòu)噪聲，部分振動(dòng)通過懸置傳到車身。齒輪嚙合噪聲頻率?=（N×n）/60，N為齒數(shù)，n為齒輪轉(zhuǎn)速。齒輪嚙合基頻?，2?和3?等諧頻處容易出現(xiàn)較大振動(dòng)，當(dāng)這些振動(dòng)過大引起齒輪嘯叫噪聲。因此，需對(duì)減速器振動(dòng)傳遞路徑進(jìn)行分析排查。

2.1 減速器嘯叫的階次分析

為了排查減速器產(chǎn)生嘯叫問題的具體原因，在減速器上方布置傳感器，對(duì)減速器近場(chǎng)噪聲及殼體振動(dòng)進(jìn)行試驗(yàn)測(cè)試，按照上述的測(cè)試標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行相同工況的整車WOT加速試驗(yàn)，減速器近場(chǎng)噪聲和殼體振動(dòng)測(cè)試結(jié)果如圖3、4所示。由圖3可知減速器近場(chǎng)噪聲出現(xiàn)1級(jí)傳動(dòng)齒輪33階次噪聲、2級(jí)傳動(dòng)齒輪8.68階次基頻噪聲及其諧頻噪聲、48階次電機(jī)噪聲。由圖4可知電機(jī)轉(zhuǎn)速5500rpm-6000rpm時(shí)，出現(xiàn)8.68階次基頻振動(dòng)及其諧頻振動(dòng)。根據(jù)減速器進(jìn)場(chǎng)噪聲測(cè)試結(jié)果與駕駛室內(nèi)對(duì)比分析可知，初步判斷引起減速器嘯叫源是由于2階傳動(dòng)齒輪引起。

圖3 減速器近場(chǎng)聲壓級(jí)瀑布圖

圖4 減速器殼體振動(dòng)瀑布圖

2.2 減速器箱體模態(tài)分析

為了檢驗(yàn)減速器2階傳動(dòng)齒輪產(chǎn)生嘯叫的激勵(lì)頻率是否會(huì)通過傳動(dòng)機(jī)構(gòu)與殼體產(chǎn)生共振，對(duì)減速器殼體進(jìn)行模態(tài)分析，通過給減速器殼體施加集中質(zhì)量代替原有動(dòng)力總成結(jié)構(gòu)，對(duì)其進(jìn)行自由模態(tài)分析，前6階為剛體自由模態(tài)，其一階模態(tài)頻率如圖5所示。根據(jù)前文分析激勵(lì)頻率為785.6-868Hz與減速器一階模態(tài)沒有重疊，沒有共振現(xiàn)象。

圖5 減速器殼體模態(tài)分析

2.3 懸置隔振分析

減速器2階傳動(dòng)齒輪產(chǎn)生嘯叫源一部分經(jīng)過空氣輻射到駕駛室，一部分產(chǎn)生振動(dòng)能量經(jīng)懸置系統(tǒng)傳遞到車身，并傳遞到駕駛室內(nèi)。如果懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)不合理，導(dǎo)致傳遞過程產(chǎn)生異常振動(dòng)，因此，對(duì)懸置系統(tǒng)隔振率進(jìn)行試驗(yàn)，根據(jù)上述在懸置系統(tǒng)傳遞主、被動(dòng)安裝傳感器進(jìn)行試驗(yàn)，其測(cè)試結(jié)果如圖6所示，在轉(zhuǎn)速5000rpm-6000rpm范圍內(nèi)，動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)三個(gè)方向隔振效果較好，振動(dòng)傳遞率均小于10%，滿足設(shè)計(jì)要求。因此，可排除動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振效果不好引起的駕駛室嘯叫噪聲。

圖6 懸置主被動(dòng)振動(dòng)加速度

3 減速器嘯叫問題優(yōu)化與驗(yàn)證

根據(jù)上述分析可知，減速器嘯叫問題是由于減速器2級(jí)減速齒輪產(chǎn)生8.68階次噪聲及其諧頻輻射噪聲。電機(jī)的輸入激勵(lì)頻率已經(jīng)固定，因此需要對(duì)減速器2級(jí)齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行修形。

3.1 減速器內(nèi)部齒輪修形優(yōu)化

齒廓與齒向修形是齒輪修形兩種主要方式，齒廓修形主要是降低嚙合過程降低嚙合沖擊減少噪音，而齒向修形主要降低齒面載荷分布系數(shù)減少偏載提高承載能力。本文具體參數(shù)由減速器供應(yīng)商進(jìn)行對(duì)其齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行修形，主要是2階齒輪機(jī)構(gòu)產(chǎn)生階次噪聲，因此對(duì)其主要進(jìn)行齒廓修形，齒廓彈性變形量的計(jì)算公式為：

式中：ω為單位齒面載荷，N/mm；ω=；F為齒輪分度圓上切向力，N；b為齒輪有效寬度，mm；C為齒輪嚙合剛度，N/mm·m。

3.2 駕駛室嘯叫問題改善效果驗(yàn)證

圖7 優(yōu)化前后駕駛室右耳聲壓級(jí)

圖8 修形后8.68階振動(dòng)加速度階次切片圖

將改進(jìn)后的減速器進(jìn)行裝車測(cè)試，試驗(yàn)環(huán)境和試驗(yàn)工況與之前保持一致，且優(yōu)化后的減速器還是搭載在之前測(cè)試的整車進(jìn)行試驗(yàn)，將干擾因素將至最低。測(cè)試得到的2級(jí)傳動(dòng)齒輪修形后駕駛室聲壓級(jí)及8.68階振動(dòng)階次切片圖如圖7、圖8所示。由圖7可知，駕駛室內(nèi)聲壓級(jí)在電機(jī)轉(zhuǎn)速5500rpm- 6000rpm出現(xiàn)峰值明顯下降，聲壓級(jí)由68.67dB(A)降為63.68 dB(A)。降了4.99dB(A)。圖8所示，引起主要嘯叫聲8.68階次振動(dòng)經(jīng)過齒輪修形后出現(xiàn)大幅度下降，峰值下降0.71g。同時(shí)，主觀評(píng)價(jià)也表明，改進(jìn)后駕駛室無嘯叫噪聲，不適感也基本消失，極大提高了駕駛舒適性。

4 結(jié)論

本文基于傳遞路徑分析方法對(duì)整車加速過程中嘯叫產(chǎn)生原因進(jìn)行詳細(xì)的分析，并通過仿真與試驗(yàn)相結(jié)合的方法，確定為減速器2級(jí)傳動(dòng)齒輪問題，對(duì)其進(jìn)行齒形優(yōu)化后進(jìn)行驗(yàn)證，解決嘯叫問題，極大提高乘坐舒適性。

[1] 康強(qiáng),顧鵬云,李潔,左曙光.電動(dòng)汽車電驅(qū)動(dòng)總成噪聲傳遞特性測(cè)試和分析[J].噪聲與振動(dòng)控制,2018,38(06):109-112.

[2] 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)),2017,31(09):53-57.

[3] 張守元,李玉軍,楊良會(huì).某電動(dòng)汽車車內(nèi)噪聲改進(jìn)與聲品質(zhì)提升[J].汽車工程,2016,38(10):1245-1251.

[4] 田利紅,湯海川.汽車變速器嘯叫噪聲源識(shí)別與分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與研究,2014,30(02):128-131.

Optimization of Blade Electric Vehicle Cab Screaming Problem Based on Transfer Path Analysis

Wang Yuezhong, Tan Yudian, Ding Runjiang, Zhu Liang

（Chery New Energy Automotive Technology Co., Ltd., Anhui Wuhu 241000）

Aiming at the screaming problem in a pure electric vehicle with full throttle acceleration, after subjective evaluation and test diagnosis analysis, the screaming noise in the vehicle at the motor speed of 5000rpm-6000rpm was found out. The background of the screaming noise of the reducer was expounded through transmission path analysis, and the research and analysis methods such as test, order analysis and CAE simulation were carried out to find out the whole process. In the process of acceleration, the internal whistling excitation source comes from the order noise of the two-stage transmission gear of the reducer inner axle; combined with the development of vehicle type design, and under the condition of guaranteeing performance, the optimization scheme of the two-stage gear modification of the reducer is put forward; after the implementation of the optimized scheme, the vehicle is tested, verified and subjectively evaluated. The results show that the peak sound pressure level of the cab is reduced by 4.99dB to solve driving problems. The roaring problem in the driving room can improve the ride comfort.

blade electric vehicle; screaming noise; order analysis

U463.81

A

1671-7988(2019)13-12-04

U463.81

A

1671-7988(2019)13-12-04

汪躍中，就職于奇瑞新能源汽車股份有限公司。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2019.13.004