電驅(qū)剛體模態(tài)對某電動車路噪的影響分析

張學(xué)丘，呼華斌，陳 贊，桑志國，毛 杰

（吉利汽車研究院（寧波）有限公司，浙江 寧波315336）

純電動汽車相比于傳統(tǒng)的燃油汽車，無發(fā)動機(jī)噪聲，路噪顯得尤為突出。路噪是由路面不平度產(chǎn)生的激勵通過輪胎再經(jīng)過底盤懸架系統(tǒng)傳遞到車身，并在乘員艙內(nèi)形成振動噪聲響應(yīng)。國內(nèi)外已有大量文獻(xiàn)對純電動車的路噪及電驅(qū)動總成懸置設(shè)計做過研究，文獻(xiàn)[1]至文獻(xiàn)[3]主要研究了車身結(jié)構(gòu)、懸架系統(tǒng)以及輪胎系統(tǒng)對路噪的影響，文獻(xiàn)[4]至文獻(xiàn)[6]對純電動車電驅(qū)動總成的懸置系統(tǒng)的設(shè)計進(jìn)行了研究，主要考慮電驅(qū)總成懸置系統(tǒng)的解耦率及抗扭和隔振方面的功能。上述文獻(xiàn)均未研究電驅(qū)動總成模態(tài)對路噪的影響。

本文以某二級隔振形式的純電動汽車為研究對象，分析了電驅(qū)總成剛體模態(tài)對路噪的影響。

(1)由于路噪傳遞路徑繁雜，把整車分成二個層級進(jìn)行傳遞路徑分析，找出40 Hz和30 Hz峰值產(chǎn)生的根本原因。

(2)根據(jù)二級隔振系統(tǒng)理論，通過調(diào)整電驅(qū)懸置系統(tǒng)剛度，即第一級隔振系統(tǒng)剛度，將電驅(qū)總成在輪胎激勵峰值頻率處設(shè)計成動力吸振器，解決40 Hz路噪問題。

(3)通過調(diào)整副車架襯套剛度，即第二級隔振系統(tǒng)剛度，使得電驅(qū)在整車狀態(tài)下的剛體模態(tài)與尾門模態(tài)避頻，解決30 Hz路噪問題。

1 問題描述及客觀測試

1.1 問題描述

某純電動汽車在粗糙路面勻速行駛時，駕駛員及乘客會感到嚴(yán)重的壓耳感，影響駕乘舒適性。然而在光滑瀝青路上行駛時，壓耳感消失。由此初步判斷，此壓耳感是由粗糙路面激勵產(chǎn)生的路噪問題。

1.2 路噪測試

為了查找原因，針對本問題進(jìn)行客觀測試。在瑪吉斯試驗場Glen eagle路面以60 km/h的車速勻速行駛，采用LMS Test.Lab軟件采集車內(nèi)駕駛員外耳DLE(Driver left ear)和后排右乘客外耳RRR(Rear right passenger right ear)位置處的聲壓以及轉(zhuǎn)向節(jié)加速度，測試數(shù)據(jù)如圖1所示。曲線顯示在頻率30 Hz～40 Hz 附近，聲壓級超出目標(biāo)值，通過對音頻的濾波回放，確認(rèn)該頻率段聲壓是導(dǎo)致壓耳感的主要原因，而轉(zhuǎn)向節(jié)加速度X向在40 Hz 有較大峰值，說明在40 Hz處的激勵力較大。

圖1 車內(nèi)噪聲及轉(zhuǎn)向節(jié)加速度測試曲線

1.3 輪胎模態(tài)測試

測試輪胎在整車接地狀態(tài)下的模態(tài)，輪胎胎皮及輪輞分別貼一圈傳感器，用激振器激勵，其中40 Hz 處的模態(tài)為輪胎的扭轉(zhuǎn)模態(tài)，如圖2 所示。即胎皮相對于輪輞繞整車Y向旋轉(zhuǎn)，其模態(tài)頻率為40.1 Hz，該模態(tài)為導(dǎo)致轉(zhuǎn)向節(jié)X向40 Hz 加速度峰值的主要原因。

圖2 輪胎扭轉(zhuǎn)模態(tài)40.1 Hz

2 問題分析與診斷

2.1 電驅(qū)總成模態(tài)仿真分析

該純電動汽車電驅(qū)總成通過三點懸置安裝在后副車架上，為一級隔振系統(tǒng)，后副車架與車身通過4個襯套連接，形成二級隔振系統(tǒng)，如圖3所示。

圖3 電驅(qū)動總成和副車架二級隔振系統(tǒng)

電驅(qū)總成模態(tài)仿真分析，電驅(qū)總成的準(zhǔn)確慣性參數(shù)的獲取必不可少。運用動力總成慣性參數(shù)測試臺可以實現(xiàn)待測動力總成的質(zhì)量，質(zhì)心坐標(biāo)，轉(zhuǎn)動慣量和慣性積的測量。動力總成慣性參數(shù)測試臺由主體裝置、傳感器模塊、數(shù)據(jù)采集轉(zhuǎn)換模塊、測試軟件組成，如圖4 所示。測試得到的電驅(qū)總成在電驅(qū)總成坐標(biāo)系下的參數(shù)見表1。

表1 電驅(qū)動總成參數(shù)

圖4 電機(jī)轉(zhuǎn)動慣量測試

懸置及后副車架襯套剛度由供應(yīng)商提供的預(yù)載下的動剛度測試值，模態(tài)計算時取30 Hz處的動剛度值。計算兩種狀態(tài)下的電驅(qū)剛體模態(tài)。狀態(tài)一，電驅(qū)接地模態(tài)：考慮到懸置安裝點剛度的影響，將電驅(qū)+懸置+后副車架作為一個系統(tǒng)，剛性約束后副車架與車身連接點，如圖5所示。計算電驅(qū)總成6自由度模態(tài)及解耦率；狀態(tài)二，電機(jī)在整車上的模態(tài)：包含底盤系統(tǒng)+裝飾車身，其中裝飾車身用質(zhì)量點代替，計算電驅(qū)總成的剛體模態(tài)。模態(tài)結(jié)果見表2。從表2中可以看出，兩種狀態(tài)下的模態(tài)頻率差異較大，其中側(cè)傾模態(tài)相差10.3 Hz。

表2 電驅(qū)總成模態(tài)結(jié)果

圖5 狀態(tài)一計算工況圖

2.2 路噪仿真分析

建立整車有限元模型，包括裝飾車身，懸架系統(tǒng)，其中，輪胎為模態(tài)輪胎模型，底盤襯套用CBUSH單元模擬，剛度為預(yù)載下測試的動剛度曲線。路噪分析方法為主向量法，即在輪芯加載24向量的輪芯載荷，計算車內(nèi)噪聲響應(yīng)，具體方法介紹見參考文獻(xiàn)[7]至文獻(xiàn)[8]。仿真計算得到DLE和RRR的聲壓響應(yīng)，如圖6 所示，可以看出，仿真的曲線與測試曲線特征一致，曲線的峰值也在30 Hz和40 Hz附近。

圖6 車內(nèi)路噪響應(yīng)聲壓級

2.3 傳遞路徑分析

傳遞路徑分析（Transfer path analysis，TPA），即通過分析各傳遞路徑對總響應(yīng)的貢獻(xiàn)量，找出起主導(dǎo)作用的路徑的方法。路面激勵經(jīng)過輪胎經(jīng)過底盤再到車身有多條路徑，一般從底盤與車身的連接點處斷開，即載荷通過底盤后再經(jīng)過這些連接點傳遞到車身。

該純電動汽車前懸架為雙叉臂結(jié)構(gòu)，后懸架為多連桿結(jié)構(gòu)，其傳遞路徑，如圖7所示。為更清楚分析載荷傳遞路徑，進(jìn)行多級TPA 分析，第一級：將前后副車架劃分到底盤，則底盤與車身連接點如圖7中的虛線框所示；第二級：將前后副車架劃分為車身，則底盤與車身的連接點如圖7 中的點劃線框所示。

圖7 傳遞路徑

第一級傳遞路徑的總聲壓為：

其中：N1=7；

第二級傳遞路徑的總聲壓為：

其中：N2=13。

根據(jù)TPA理論，車身與底盤無論從哪里斷開，只要包含所有的路徑，都與總聲壓結(jié)果一樣，即：P1(ω)=P2(ω)=P(ω)。

虛擬仿真?zhèn)鬟f路徑分析，傳遞函數(shù)和接附點載荷均在有限元計算中完成。整車模型計算車內(nèi)路噪響應(yīng)的同時可直接輸出底盤接附點載荷，而傳遞函數(shù)是用裝飾車身模型計算底盤接附點到車內(nèi)的噪聲傳函。分級TPA，需要計算不同層級的傳遞函數(shù)，例如第一級TPA分析，需要計算前后副車架、前后減振器、前后彈簧以及上控制臂安裝點到車內(nèi)的噪聲傳函，所用的裝飾車身模型不包含前后副車架；第二級TPA分析，則計算擺臂、連桿、轉(zhuǎn)向機(jī)、電驅(qū)在副車架上的安裝點以及前后減振器、前后彈簧、上控制臂安裝點到車內(nèi)的噪聲傳遞函數(shù)，所用模型為裝飾車身+前副車架+后副車架。

根據(jù)上述理論及方法，進(jìn)行TPA 仿真分析。其中部分傳遞路徑編號見表3。主要貢獻(xiàn)路徑結(jié)果見表4。

表3 路徑編號

表4中正貢獻(xiàn)表示該條路徑在場點產(chǎn)生的聲壓與該點的總聲壓相位差小于90°，負(fù)貢獻(xiàn)表示該條路徑在場點產(chǎn)生的聲壓與該點的總聲壓相位差大于90°。

從表4 可以看出，前后排聲壓低頻峰值的主要貢獻(xiàn)路徑一致，第一級主要傳遞路徑為后副車架安裝點Z 向，載荷和傳函曲線如圖8 所示，可見30 Hz和40 Hz附近主要傳遞路徑的載荷和傳函都存在峰值。而第二級主要傳遞路徑，30 Hz 為電驅(qū)懸置Z向，40 Hz為H臂安裝點Z向，載荷和傳函曲線如圖9所示，其中30 Hz 電機(jī)懸置的載荷較大，40 Hz 電機(jī)懸置和H臂載荷都較大。

圖8 第一級TPA主要路徑節(jié)點載荷和傳遞函數(shù)

圖9 第二級TPA主要路徑節(jié)點載荷和傳遞函數(shù)

表4 傳遞路徑分析結(jié)果

根據(jù)2.1小節(jié)的結(jié)果，電機(jī)的俯仰和側(cè)傾模態(tài)分別為29.7 Hz 和32.7 Hz，與問題頻率30 Hz 接近，通過排查車身，發(fā)現(xiàn)尾門呼吸模態(tài)在31.3 Hz，由此推斷30 Hz 主要原因為電機(jī)模態(tài)與尾門模態(tài)耦合所致。對于40 Hz，輪胎的扭轉(zhuǎn)模態(tài)導(dǎo)致該頻率下的輪芯激勵力較大，即力從H 臂傳遞到后副車架再傳遞到車身。

2.4 方案設(shè)計

根據(jù)前面推斷的路噪峰值產(chǎn)生的原因，30 Hz需要電驅(qū)剛體模態(tài)與尾門模態(tài)避頻，而40 Hz，由于需要兼顧操穩(wěn)性能，無法再降低輪胎側(cè)壁剛度，故無法降低激勵力，根據(jù)二級隔振系統(tǒng)的特性，本文考慮將電驅(qū)總成設(shè)計成吸振器，降低40 Hz的峰值。

根據(jù)吸振器理論[9]，需要將電驅(qū)的對地剛體模態(tài)即狀態(tài)一的模態(tài)頻率調(diào)到40 Hz。由于40 Hz 峰值的根本原因為輪胎的扭轉(zhuǎn)模態(tài)引起了整個后懸架的側(cè)傾而產(chǎn)生了較大的激勵力，故需要電驅(qū)的側(cè)傾模態(tài)做吸振作用。原方案電驅(qū)狀態(tài)一的側(cè)傾模態(tài)頻率為43.0 Hz，只需降低3 Hz，電驅(qū)系統(tǒng)重量為95 kg，后懸架除去電驅(qū)系統(tǒng)后重量為196 kg，重量比為0.48，基本上電機(jī)做成動力吸振器可行。具體措施如下：

第一步，優(yōu)化電驅(qū)懸置剛度，將電驅(qū)狀態(tài)一的側(cè)傾模態(tài)調(diào)到40 Hz，并且使得電驅(qū)模態(tài)解耦，保證側(cè)傾模態(tài)的解耦率大于85 %，使其發(fā)揮吸振器的作用，降低40 Hz后副車架的振動，記作方案Inv01；

第二步，在Inv01 的基礎(chǔ)上，優(yōu)化后副車架襯套剛度，使得電驅(qū)在整車上的模態(tài)與尾門呼吸模態(tài)避頻，從而降低30 Hz聲壓，記作方案Inv02。

優(yōu)化前后的懸置及后副車架襯套動剛度值見表5。優(yōu)化后的電驅(qū)模態(tài)見表6。將這兩個方案的參數(shù)輸入到整車模型中，計算整車路噪，其響應(yīng)曲線如圖10所示。

表5 懸置及副車架襯套調(diào)整前后的動剛度/(N·mm-1)

表6 不同方案的電驅(qū)模態(tài)結(jié)果

Inv01通過降低電驅(qū)左右懸置Z向剛度，將電驅(qū)狀態(tài)一的側(cè)傾模態(tài)頻率調(diào)到39.5 Hz，解耦率達(dá)到88%，滿足吸振器的條件，圖10 中曲線也顯示前排路噪40 Hz 峰值降低了1.5 dB，后排路噪40 Hz 降低了5 dB，而電驅(qū)在整車上俯仰模態(tài)降低到26.2 Hz，避開了尾門呼吸模態(tài)，但是側(cè)傾模態(tài)為29.7 Hz，未與尾門模態(tài)避頻，故前后排30 Hz路噪峰值未降低；Inv02將后副車架前點Z向剛度調(diào)大，使得電驅(qū)在整車上的側(cè)傾模態(tài)升高到34.0 Hz，避開了尾門的呼吸模態(tài)近3 Hz，故Inv02 方案前后排30 Hz 路噪下降明顯。

圖10 驗證方案的路噪響應(yīng)對比曲線

3 方案驗證

根據(jù)Inv02的懸置及副車架襯套剛度，手工制作左右懸置Z向降低20%的襯套（襯套Z向打孔），后副車架前點襯套為樣件庫里的調(diào)校件，同樣在瑪吉斯試驗場，Glen eagle 路面，同一天測試換襯套前后的路噪響應(yīng)，結(jié)果如圖11所示。曲線顯示前后排30 Hz～40 Hz 路噪曲線降低4 dB～5 dB，基本滿足目標(biāo)要求，且主觀感受良好，驗證了方案有效性。

圖11 優(yōu)化方案試驗測試曲線對比

4 結(jié)語

利用有限元方法對路噪峰值進(jìn)行診斷分析，發(fā)現(xiàn)純電動汽車電驅(qū)動總成剛體模態(tài)會引起路噪問題。通過分層級TPA分析，并通過方案驗證，得到電驅(qū)模態(tài)對路噪影響的機(jī)理?？偨Y(jié)了考慮路噪性能電驅(qū)動總成剛體模態(tài)的設(shè)計原則：

(1)電驅(qū)動總成在整車狀態(tài)下的模態(tài)應(yīng)該與整車彎曲、扭轉(zhuǎn)模態(tài)、開閉件模態(tài)，大鈑金模態(tài)避開；

(2)對于二級隔振系統(tǒng)，電驅(qū)總成可以設(shè)計成吸振器作用，即將電驅(qū)的接地模態(tài)調(diào)到激勵力的峰值頻率處，可以有效地降低主系統(tǒng)振動，從而降低路噪。