輪輞的動剛度對汽車路噪的影響

孟慶栢，岳東鵬

（天津職業(yè)技術(shù)師范大學汽車與交通學院，天津300222）

路噪在汽車噪聲中是常見問題，也是各大汽車廠商不斷優(yōu)化的重點。對于轎車，結(jié)構(gòu)傳播噪聲主要頻率范圍一般是幾十赫茲至幾百赫茲，甚至更高[1]。路面材料的不同對汽車路噪影響很大[2]，本文對此不再探討，只探討車輛本身的原因。輪輞側(cè)向動剛度是形容輪輞側(cè)向抵抗形變的能力，側(cè)向剛度越大，抵抗變形能力越強。在車輪傳遞特性中，輪輞側(cè)向動剛度是其重要指標之一，輪輞的側(cè)向動剛度的大小在輪胎的隔振性能中起到?jīng)Q定性的作用，并且在結(jié)構(gòu)噪聲的傳遞路徑上有明顯的影響，進而影響到整車噪聲[3]。李劍喬[4]運用軟件的模態(tài)分析模塊，得到整車的固有頻率和振型仿真模擬，通過對結(jié)果的分析，了解輪輞結(jié)構(gòu)的固有頻率的改變能夠有效避開各種激勵頻率，避免產(chǎn)生共振導致輪輞失效。過學迅等[5]對汽車車內(nèi)發(fā)出噪聲的原理、規(guī)則和傳統(tǒng)解決方法進行了敘述。本文以某型電動汽車為參考，對其道路噪聲進行優(yōu)化。原車采用五輻鏤空輪轂，以60 km/h車速行駛在光滑路面時，明顯感受到車內(nèi)道路噪聲。對原車輪轂進行摸底試驗，所得結(jié)果沒有達標，并且主觀評價較差，所以從根源處對其進行優(yōu)化，對原車輪輞進行重新設(shè)計，將其改為鏤空面積少的輪輞[6]，然后對其進行仿真分析，模態(tài)敲擊驗證，最后進行道路測試和模態(tài)仿真對比，以驗證側(cè)向動剛度高的輪輞能否有效地減少車內(nèi)噪聲。

1 噪聲測試

1.1 電動汽車路噪測試

汽車的噪聲、振動和聲振粗糙度NVH（noise、vibration、harshness）是衡量汽車制造質(zhì)量的一個綜合性指標。研究車輛的NVH是否達標，首先要對車輛進行路噪摸底測試。通常情況下，研究車內(nèi)噪聲是否達標，需要收集車內(nèi)噪聲并將收集到的噪聲進行A計權(quán)處理，通過數(shù)據(jù)和專家的主觀評價來判斷車內(nèi)噪聲是否達標。在音頻測量中，A計權(quán)在數(shù)學圖像中表現(xiàn)為標準的權(quán)重曲線，人耳的響應特性通常通過A計權(quán)來描述，其英文為A-Weighted。在A計權(quán)中通常用聲壓電平來描述，稱為A計權(quán)dB電平，其單位用dB（A）表示。A計權(quán)是噪聲的單值評價指標，在聲音測試中被廣泛采用，可以通過聲級計測量得到。

本研究對電動汽車進行傳感器布置，在車輛左前車輪軸頭處布置振動傳感器，車內(nèi)對主駕駛布置內(nèi)耳麥克風，右后排乘客布置內(nèi)耳麥克風。評審專家坐在車輛后排右側(cè)來對車內(nèi)噪聲進行評判。測試軟件為testlab，前端為LMS，對車輛進行60 km/h的光滑路進行路試，得到如圖1所示的樣車主駕駛內(nèi)耳頻率聲壓級曲線，以及圖2所示的左前輪軸頭振動頻率加速度曲線。

圖1 原狀態(tài)主駕駛內(nèi)耳頻率聲壓級曲線

圖2 原狀態(tài)左前輪軸頭振動頻率加速度曲線

通過軟件分析數(shù)據(jù)得出，軸頭位置z向振動為1.39 m/s2，車內(nèi)主駕駛內(nèi)耳噪聲達到42.40 dB（A），專業(yè)評審員對乘坐舒適感的評價分數(shù)為5分（總分10分），車內(nèi)噪聲明顯，故需要對路噪進行優(yōu)化。

1.2 原車輪輞模態(tài)測試

從路噪的產(chǎn)生過程對噪聲源頭進行問題排查，路噪是車輛運動時路面的激勵導致的結(jié)構(gòu)噪聲，首先作用到輪胎上，然后通過車輪上的輪輞傳遞到輪輻，進而通過懸架傳遞到車內(nèi)[8]。輪輻和輪輞之間的傳遞特性是整條傳遞路徑的重要一環(huán)，車輪側(cè)向動剛度是描述車輪側(cè)向抵抗形變的能力，側(cè)向剛度越大，抗變形能力越強。車輪側(cè)向剛度可以作為車輪傳遞特性重要指標之一，其大小能有效決定輪胎的隔振性能，同時影響結(jié)構(gòu)噪聲傳遞路徑，進而影響到整車噪聲，所以需對車輛原狀態(tài)輪輞進行動剛度測試。

參照GMW14876-2014標準[9]，輪輞中心布置2個振動傳感器，運用testlab軟件里的impact Testing模塊和LMS前端對該車原狀態(tài)輪輞進行動剛度測試。在輪緣和輪心的位置布置振動傳感器如圖3所示，對輪心進行力錘敲擊。

圖3 振動傳感器的布置

輪轂側(cè)邊方向的最大模態(tài)頻率為375 Hz。由文獻中推導的車輪側(cè)向動剛度表達式為

式中：M為車輪總質(zhì)量；f1為輪心位置原點頻響曲線共振峰頻率；f2為反共振峰頻率。

原狀態(tài)輪輞側(cè)向動剛度測試數(shù)據(jù)分析結(jié)果如圖4所示。

多目標模擬退火(Multi-object simulated Annealing, MOSA)算法作為一種適合解決大規(guī)模組合優(yōu)化問題的啟發(fā)式算法，能快速有效地得到近似最優(yōu)解或滿意解，在調(diào)度優(yōu)化方面得到了廣泛應用[14]。面向廣義能耗的調(diào)度優(yōu)化是一個多約束、多變量、高維度的NP-hard問題，本文針對面向廣義能耗的柔性作業(yè)車間調(diào)度優(yōu)化問題的特點，對算法的關(guān)鍵步驟進行了設(shè)計，MOSA算法流程如圖1所示。

圖4 原狀態(tài)輪輞側(cè)向動剛度測試數(shù)據(jù)圖

經(jīng)計算，動剛度為47.43 kN/mm，但實際要求輪轂的側(cè)向動剛度不小于50 kN/mm，此輪轂不達標，需要對其進行優(yōu)化。

2 輪輞優(yōu)化仿真試驗

針對輪輞進行優(yōu)化，目的是提高輪輞的動剛度，將鏤空面積大的五輻輪轂優(yōu)化成鏤空面積小的三輻輪轂[10-11]。

利用Solidworks對三輻輪轂建立三維有限元模型，制造方法為低壓鑄造，汽車輪轂材料為7050-T7451，設(shè)置其彈性模量為70 GPa，泊松比為0.33，密度為2 700 kg/m3[12]。優(yōu)化前后的輪轂如圖5所示，將優(yōu)化后的輪轂進行簡化建模，簡化后的模型如圖6所示。

圖5 輪轂

圖6 優(yōu)化后的輪轂模型

在Solidworks的Simulation模塊對模型進行側(cè)向動剛度仿真，將輪輞的5個螺栓孔完全固定，在輪輞的輪心邊緣處施加單位振動激勵，仿真結(jié)果得出該輪輞的側(cè)向動剛度為67.1 kN/mm，超出預期效果。

3 優(yōu)化前后的輪輞模態(tài)分析

3.1 模態(tài)分析理論

模態(tài)分析亦稱為自由振動分析，主要適用于判斷結(jié)構(gòu)和各種機械零配件的自由振動性質(zhì)（固有頻率及振型），受到不變載荷的作用而產(chǎn)生應力的作用下，結(jié)構(gòu)會直接影響固有的頻率，尤其適用于固有的頻率在某1個或2個尺度上很薄弱的結(jié)構(gòu)，因此在某些條件下執(zhí)行模態(tài)分析可能會遇到的問題[13]。而汽車輪轂是連接制動系統(tǒng)和傳動系統(tǒng)的重要零部件，同時在汽車上產(chǎn)生的振動也會連接部件傳遞到輪轂上，所以在對輪輞進行設(shè)計時，對其進行預應力模態(tài)分析是很重要的一個環(huán)節(jié)，用來判斷其固有頻率是否與其他部件的固有頻率重合，以免發(fā)生共振現(xiàn)象，使輪轂失效，從而被破壞[14]。靜力結(jié)構(gòu)分析作為預應力分析的首要環(huán)節(jié)，需要在分析之初進行分析，其計算式為

得出應力剛度矩陣，在計算結(jié)構(gòu)分析中得以應用（[σ0]→[S]），進而得出新的模態(tài)方程

式（3）即為存在預應力的模態(tài)分析公式，由此得出振動頻率ωi和模態(tài)φi。

3.2 模態(tài)分析與計算

測試結(jié)構(gòu)動態(tài)特性時經(jīng)常運用模態(tài)分析方法，將測試的結(jié)果進行分析，然后對結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化。為了使結(jié)構(gòu)件不與其他部件發(fā)生共振現(xiàn)象導致其損壞失效[15]，在汽車輪轂的實踐和使用中，輪轂是通過螺栓固定在法蘭盤上，故要對所有的螺紋孔都進行完整的位移和約束。在對輪轂進行預應力模態(tài)分析時，為了充分考慮到輪轂受到載荷作用下對結(jié)構(gòu)剛度的影響，在ABAQUS有限元靜力學分析中添加頻率分析，即可準確地計算出汽車輪轂的各階振動、頻率和最大變形量。

3.3 結(jié)果分析

計算模態(tài)振型前五階，得到相應振型圖如圖7—圖11所示。相對應的固有頻率如表1所示。從圖7—11可知，一階振型為上、下振動，二階振型為左右振動，三、四階振型主要為扭振，五階振型為前后振動。

表1 優(yōu)化前后輪轂在不同階次的固有頻率

圖7 優(yōu)化前后輪輞一階模態(tài)振型圖

圖11 優(yōu)化前后輪輞五階模態(tài)振型圖

圖8 優(yōu)化前后輪輞二階模態(tài)振型圖

圖9 優(yōu)化前后輪輞三階模態(tài)振型圖

圖10 優(yōu)化前后輪輞四階模態(tài)振型圖

對比優(yōu)化前后輪輞的振型可知，隨著輪輞動剛度的提高，對應階次的固有頻率也隨之提高。優(yōu)化后的輪輞每階振動頻率高于原狀態(tài)輪輞。路噪的頻率范圍主要集中在20～300 Hz，原狀態(tài)輪輞前四階段頻率均在300 Hz內(nèi)，優(yōu)化后只有前三階的固有頻率在300 Hz以內(nèi)，減少了輪輞在行駛過程中產(chǎn)生共振的幾率。

4 優(yōu)化后輪轂的測試

4.1 剛度測試

運用testlab軟件中impact Testing模塊和LMS前端對該車三輻輪轂進行動剛度測試。在輪緣和輪心的位置布置振動傳感器如圖12所示。對輪心進行力錘敲擊，測試結(jié)果如圖13所示。

圖12 輪轂背面?zhèn)鞲衅鞑贾?/p>

圖13 優(yōu)化后的輪輞側(cè)向動剛度測試數(shù)據(jù)

從圖13可以看出，在輪轂的側(cè)邊方向其最大模態(tài)頻率為445 Hz。通過公式計算得出動剛度為56.76 kN/mm，結(jié)果達到設(shè)計要求。

4.2 道路測試

將該車換上優(yōu)化后的輪輞進行60 km/h光滑路測試。對時域測試數(shù)據(jù)進行傅里葉變換，并進行A計權(quán)。得到如圖14所示的該車優(yōu)化后主駕駛內(nèi)耳頻率聲壓級曲線，以及圖15所示的左前輪軸頭振動頻率加速度曲線。駕駛員內(nèi)耳噪聲為41.70 dB（A），左軸頭振動為1.21 m/s2。相較五輻輪轂軸頭處的振動降低0.18 m/s2，降低了12.9%，并且車內(nèi)噪聲減小了0.7 dB（A），降低了1.7%。通過數(shù)據(jù)的對比分析，證實了優(yōu)化方案的可行性。

圖14 優(yōu)化后主駕駛內(nèi)耳頻率聲壓級曲線

圖15 左前輪軸頭振動頻率加速度曲線

5 結(jié)論

本文通過仿真輪輞的模態(tài)分析和測試輪輞的動剛度對輪輞進行優(yōu)化，得出結(jié)論如下：

（1）以某電動汽車的鋁合金輪轂為研究對象，利用Solidworks進行三維建模，并導入ABAQUS中進行模態(tài)分析，求解出優(yōu)化前和優(yōu)化后的前五階模態(tài)振型圖，驗證了優(yōu)化后的輪輞在路噪頻段內(nèi)減少了共振。

（2）在0～300 Hz頻段內(nèi)，車輪的側(cè)向動剛度越大，車內(nèi)噪聲改善越明顯。

（3）車輪輞側(cè)向動剛度仿真與實際測量結(jié)果基本保持一致，可以證明仿真輪輞側(cè)向動剛度的可靠性。

（4）在0～300 Hz頻段內(nèi)，根據(jù)輪輞的模態(tài)振型可以推斷出輪輞側(cè)向動剛度的大小以及對車內(nèi)噪聲的影響。