電動汽車整車NVH虛擬開發(fā)

孫 赫

（上汽大眾汽車有限公司，上海 310000）

1 引言

隨著經(jīng)濟與社會發(fā)展，居民生活水平不斷提高，私家車擁有量呈上升趨勢，燃油汽車的增多導致了汽車尾氣污染和能源的短缺，能源的快速消耗問題和汽車尾氣導致的環(huán)境污染問題日益突顯，世界各個國家對新能源汽車的發(fā)展更加重視。針對這種情況我國制定了一系列措施來鼓勵和推廣新能源汽車，例如購買新能源汽車時減免購置稅、新能源汽車不限行不限號、建設充電站等措施，針對汽車企業(yè)采用雙積分政策、新能源汽車補貼政策[1]。

新能源汽車按能源類型分為混合動力汽車（Hybrid Electric Vehicle，HEV） 和 純 電 動 汽 車（Electric Vehicle，EV），本文所說的新能汽車主要為純電動汽車。由于純電動汽車驅(qū)動源由電機總成代替了內(nèi)燃機總成，原有內(nèi)燃機總成的“掩蔽效應”也隨之消失，背景噪聲的減小使純電動車產(chǎn)生的中高頻噪聲更加突出，并且人耳對中高噪聲更加敏感。這也使純電動汽車在 NVH（Noise，Viloration，Harshness，噪聲、振動和聲振粗糙度） 方面面臨更大的挑戰(zhàn)[2]。

汽車 NVH 技術是汽車研發(fā)的核心技術之一。乘員在汽車中一切聽覺和觸覺感受都屬于汽車 NVH 的研究范圍[2]。傳統(tǒng)燃油車輛中，車輛低速行駛時主要噪聲源是動力總成噪聲、路面噪聲，其中動力總成噪聲包括發(fā)動機噪聲、進排氣噪聲和發(fā)動機附件噪聲，由于動力總成噪聲聲壓級較高、頻率較寬，掩蓋了其他噪聲源所發(fā)出的噪聲，是車內(nèi)主要噪聲源；車輛在高速行駛時，車內(nèi)主要噪聲變成了風噪。純電動汽車采用電機驅(qū)動，沒有了動力總成噪聲及其掩蔽效應，車內(nèi)聲壓級較低。所以電動汽車會更關注路面噪聲和振動舒適性[3]。

2 電動汽車整車路噪虛擬開發(fā)

2.1 路噪開發(fā)流程

按照傳遞路徑不同，路噪可分為結構傳遞聲與空氣傳遞聲，路噪結構傳遞聲典型傳遞路徑：路面激勵通過輪胎傳遞到輪心，輪心傳入懸架，再通過懸架傳遞到車身。其中懸架與車身界面有多條傳遞路徑。經(jīng)過多年的發(fā)展，基于隨機載荷來計算傳遞路徑的方法，在虛擬仿真階段就可以通過TPA路徑分析和計算，在車輛開發(fā)早期就快速準確地進行道路噪聲的評估預判。

道路噪聲仿真分析的理論如下：

通常將路面對參考面的高度差稱為路面不平度，作為車輛激勵的輸入，主要是通過功密度譜函數(shù)的形式輸入到輪胎接地處。根據(jù)隨機振動理論：

定義相干載可以通過相干載荷作為二次載荷，得出響應

即為各個路徑的貢獻量[4]。

道路噪聲仿真計算步驟：

1）通過3D掃描和數(shù)據(jù)二次處理得到路面不平度信號的功率譜密度函數(shù) ；

2）建立數(shù)字輪胎，輸出Nastran DMIG參數(shù)；

3）建立包含聲固耦合車身模型，底盤模型的整車模型，并將路面不平度功率譜密度以強制位移的形式輸入在輪胎印記上。在駕駛員和成員外耳處布置聲學響應點，計算該響應點的聲壓級。計算中使用Nastran SOL111分析模塊。同時還可進行面板貢獻量分析，傳遞途徑分析和運行模態(tài)分析等。

2.2 某電動汽車路噪模型建立

采用ANSA有限元前處理軟件劃分網(wǎng)格，模型包括內(nèi)飾車身、懸架和電池包等。焊接單元采用CWELD單元形式。輪胎采用模態(tài)輪胎模型，并在輪胎模型底部施加位移路譜激勵。某電動汽車CAE整車NVH計算模型如圖1所示。

圖1 某電動汽車CAE整車NVH計算模型

2.3 虛擬開發(fā)結果分析

1）案例一：在某車型前期聲學虛擬開發(fā)過程中，通過在模型中施加路面激勵模擬路面噪聲時發(fā)現(xiàn)后排右側(cè)乘客外側(cè)耳點聲壓在80Hz附近存在較高的峰值且遠超目標值，可能存在聲學抱怨風險。為了改善這一問題，針對該峰值進行分析。

分析模型中包含輪胎、底盤及TB模型，因此考慮通過TPA的方法識別出該頻率下（80Hz）的主要傳遞路徑，TPA分析結果如圖2所示。

圖2 TPA分析結果

識別出主要的傳遞路徑為后橋與車身接附點，選取其中某一條典型的傳遞路徑（后副車架左前安裝點Z向）進行NTF（Noise Transfer Function，噪聲傳遞函數(shù)）計算與分析，基于節(jié)點貢獻量方法，找出主要貢獻區(qū)域在前風擋玻璃和后風擋玻璃區(qū)域，節(jié)點貢獻量云圖如圖3所示。

圖3 節(jié)點貢獻量云圖

一般而言，玻璃在設計定型后不方便再進行修改，因此，考慮通過優(yōu)化風窗的上下橫梁來實現(xiàn)降低NTF峰值的目的。將前風窗下橫梁、前風窗上橫梁、后風窗上橫梁及后風窗下橫梁的截面形狀作為設計變量，應用拓撲優(yōu)化方法進行優(yōu)化。風窗橫梁示意如圖4所示，圖中紅色區(qū)域為變形區(qū)域，將板件沿著紅色區(qū)域法向的位移作為設計變量。

圖4 風窗橫梁示意圖

以NTF曲線在80Hz處峰值最低為目標，迭代優(yōu)化計算，最終求解出上述四個橫梁的最佳截面形狀，如圖5所示。

圖5 風窗橫梁界面優(yōu)化示意圖

根據(jù)截面優(yōu)化的結果調(diào)整模型橫梁的形狀，仿真分析NTF和整車工況，如圖6所示?？梢钥闯?，經(jīng)截面形狀優(yōu)化后，NTF峰值下降約5dB（A），整車路面噪聲后排耳點聲壓峰值下降約2.5dB（A）。

圖6 風窗橫梁界面優(yōu)化效果圖

2）案例二：在某電動車前期聲學虛擬開發(fā)過程中，通過計算內(nèi)飾車身NTF，發(fā)現(xiàn)在40Hz頻率附近NTF的峰值較高，存在出現(xiàn)路面轟鳴音的風險。為分析產(chǎn)生此風險的原因，采用節(jié)點貢獻量分析法識別40Hz頻率車身板件輻射的區(qū)域。節(jié)點貢獻量云圖如圖7所示，可以看出，對NTF在40Hz峰值貢獻較大的聲輻射區(qū)域主要在尾門位置。

圖7 某電動車節(jié)點貢獻云圖

為了改善這一問題，考慮優(yōu)化尾門的結構。經(jīng)過大量嘗試，發(fā)現(xiàn)修改密封條剛度、修改緩沖塊剛度以及更換尾門鎖扣形式（解耦鎖扣更換為非解耦鎖扣）均無明顯的效果。最終，決定采用安裝動力吸振器的方法來降低NTF在40Hz處的峰值。動力吸振器的安裝位置在尾門內(nèi)部的中間部位，質(zhì)量為1kg。

在模型中建立動力吸振器模型，仿真其對整車NTF的影響。以后減振器塔座Y向激勵為例，獲取主駕駛員外側(cè)耳點的聲壓，比較安裝動力吸振器前后NTF曲線的變化，如圖8所示，可以看出，安裝動力吸振器后，40Hz處峰值降低約3dB，且降低至限值線55dB以下。

圖8 某電動車后蓋動力吸振器優(yōu)化效果

3 振動舒適性虛擬開發(fā)

3.1 振動舒適性工況

整車振動舒適性波浪路面工況評估的是車輛行駛在波浪路面時的振動舒適水平，而振動舒適水平具體通過整車運行模態(tài)和座椅、轉(zhuǎn)向盤等關鍵部件的振動加速度體現(xiàn)，整車運行模態(tài)包括上下跳動、前后擺動、左右擺動、扭轉(zhuǎn)及彎曲。其基本技術路線與道路噪聲評估相似，通過建立裝飾車身和底盤的整車聲學NVH數(shù)字模型，在輪胎接地處輸入實測波浪路面路譜信號，其隨機振動原理與道路噪聲相同，為了避免局部剛度的影響，在車身上選取10個硬點作為振動加速度信號響應點，通過描述五個運動振型的形函數(shù)對10個響應點進行計算，得到各個響應點針對五個運動振型不同的參與系數(shù)，最終基于10個點振動加速度信號得到各個振型的幅頻曲線。座椅等關鍵部件的振動加速度計算只需在相應位置增加信號響應點即可。車身運動振型及10個評價點示意圖如圖9所示。

圖9 車身運動振型及10個評價點示意圖

假設整車的振動可用如下多項式來表示：

則整車運行的五階振型描述為

彎曲：

式中，lx為車身一半長度，ly為車身一半寬度。將多項式寫成矩陣形式：

通過矩陣轉(zhuǎn)換得到：

式中，M為各測點的Z向位移，A為每個振型的分量。

3.2 振動舒適性虛擬開發(fā)結果分析

某車的振動平順性計算結果如圖10所示，根據(jù)多款車型與競爭車的振動平順性測量結果，可以根據(jù)經(jīng)驗水平設定不同級別車輛的振動平順性水平限值，以此作為后續(xù)車型的開發(fā)依據(jù)。五個運動振型中與車身舒適性最相關的為扭轉(zhuǎn)振型，幅頻曲線中幅值越低，代表車身等效扭轉(zhuǎn)靜剛度越高。

圖10 振動舒適性仿真結果示意圖

以小波浪路面不平度為激勵信號不僅可以評價整車振動平順性，評級整車的等效扭轉(zhuǎn)靜剛度，也可以評價在此激勵下的關鍵部件振動情況，如座椅。計算得到的20~60km/h加速某車型的座椅靠背振動加速度信號試驗和仿真對比，實驗結果與仿真結果可比性高，所以可以應用這個工況預判座椅在顛簸路面的振動情況。

3.3 振動舒適性方案優(yōu)化

若振動舒適性曲線中的全局扭轉(zhuǎn)超限制，需要通過提升整車舒適性剛度或者裝飾車身的扭轉(zhuǎn)模態(tài)來改善，例如某電動車整體振動舒適性超限，通過分析，其在測車身后部和后圍板處優(yōu)化鈑金結構可以顯著提升舒適性剛度，進而滿足振動舒適性的要求，如圖11所示為車身后部增加局部加強件，以提高后部扭轉(zhuǎn)模態(tài)，進而優(yōu)化舒適性剛度提升，其質(zhì)量提升1.7kg，舒適性剛度可以提升1 800N·m/（°）；通過后圍板厚度優(yōu)化提高后部扭轉(zhuǎn)模態(tài)，進而優(yōu)化舒適性剛度提升，其質(zhì)量提升0.9kg，舒適性剛度可以提升680N·m/（°），如 圖12所示。

圖12 后圍板優(yōu)化

優(yōu)化后效果如圖13所示，其振動舒適性振幅下降10%，性能提升10%，伴隨著NVH性能的提升，整車重量也有增加，其對輕量化、油耗等也有影響，在分析此類問題時，要結合整車重量、NVH及輕量化等綜合考慮。

圖13 優(yōu)化效果

以小波浪路面不平度為激勵信號計算第二排座椅的振動情況，如圖14a）所示為某車型的第二排座椅振動情況，其中實線為左側(cè)座椅，虛線為中間座椅（結構上與大座椅合并）可以看出在18Hz，Y向的振動加速度明顯大于X向和Z向，并明顯超出目標值，可以預判其有座椅抖動的風險，針對這一潛在風險，在座椅靠背處增加動態(tài)吸振器的方法予以優(yōu)化，在考慮重量和性能平衡的基礎上，在左右大小座椅各增加兩個0.7kg，18Hz的動態(tài)吸振器，可以有效降低18Hz附近的二排座椅振動幅值，優(yōu)化效果在30%以上，如圖14b）所示。

圖14 二排座椅優(yōu)化前后對

4 總結

本文以提升電動汽車整車NVH性能為目的，從整車道路噪聲和振動舒適性兩個維度予以分析和優(yōu)化。整車道路噪聲方面，通過傳遞路徑分析定位某電動車后橋與車身接附點傳遞貢獻量最大，并選取其中一條典型工況作為目標值做優(yōu)化，最終定義風窗上下四個橫梁拓撲優(yōu)化其橫截面，同時也會結合降低車身傳遞敏感性，考慮在后蓋增加動態(tài)吸振器 以達到優(yōu)化目的。在振動舒適性方面，通過提升整車舒適性剛度以及座椅增加動態(tài)吸振器等方法，給予優(yōu)化。最終實現(xiàn)電動車整車NVH性能的綜合提升。