輪輞側(cè)向剛度對車內(nèi)噪聲的影響

劉嘉楷，田國紅，年 猛，欒 海，華 翔

（遼寧工業(yè)大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院，遼寧 錦州 121000）

近年來，能源與環(huán)境問題不斷出現(xiàn)，促使電動汽車逐漸替代燃油汽車在市場中的主導(dǎo)地位。其噪聲、振動與聲振粗糙度（Noise, Vibration and Harshness, NVH）性能相較于燃油汽車有一定變化，由于缺少了發(fā)動機(jī)的掩蔽效應(yīng)，電動汽車的路噪問題格外明顯。路噪主要由結(jié)構(gòu)噪聲和空氣噪聲組成[1]，結(jié)構(gòu)噪聲指輪胎經(jīng)過路面激勵通過軸頭和懸架系統(tǒng)傳遞至車身后，在車內(nèi)產(chǎn)生的振動和響應(yīng)。對于轎車，結(jié)構(gòu)傳播噪聲主要頻率范圍一般是幾十Hz到幾百Hz不等，甚至更高[2]。汽車在粗糙路面和光滑路面行駛時的車內(nèi)噪聲差異主要集中在50～800 Hz頻段，1 000 Hz以上差別非常小。郭昌勇等對車輪側(cè)向剛度原理進(jìn)行了闡述，將仿真與測試相結(jié)合，研究了車輪側(cè)向剛度對整車路噪的影響[3]。李訓(xùn)猛等通過得到噪聲傳遞函數(shù)的方式定位到影響車內(nèi)噪聲的路徑，并對其進(jìn)行優(yōu)化，使其NVH性能達(dá)標(biāo)[4]。

本文從實(shí)際項(xiàng)目出發(fā)，對某基礎(chǔ)車型路噪問題進(jìn)行診斷。通過項(xiàng)目車和對標(biāo)車噪聲傳遞函數(shù)（Noise Transfer Function, NTF）、頻響函數(shù)（Frequency Response Function, FRF）、模態(tài)、路試的測試對比精準(zhǔn)定位出影響車內(nèi)噪聲的源頭是輪轂的剛度過低導(dǎo)致在某些頻段與路徑上的部件耦合，并且擺臂處存在能量放大的問題。所以在此基礎(chǔ)上對原車輪輞改進(jìn)，并且對擺臂進(jìn)行優(yōu)化，然后對其進(jìn)行新舊對比驗(yàn)證，以此來驗(yàn)證輪輞側(cè)向剛度的大小對車內(nèi)噪聲的影響。

1 噪聲測試

1.1 路噪測試

在汽車NVH試驗(yàn)中，路噪測試是首要測試。它能從數(shù)據(jù)和主觀評價中直接反映出車輛 NVH性能是否達(dá)標(biāo)。本次試驗(yàn)在粗糙路面進(jìn)行，駕駛模式全程以純電模式測試，在汽車的懸架安裝點(diǎn)、軸頭、擺臂等處布置三項(xiàng)傳感器用以測得路面激勵對其響應(yīng)。在駕駛員右耳布置麥克風(fēng)用以收集在路面激勵下車內(nèi)噪聲的信號。使用西門子LMS前端進(jìn)行信號采集，通過TestLab軟件進(jìn)行信號處理。測試工況為項(xiàng)目車與對標(biāo)車在粗糙路面下40 km/h和60 km/h的噪聲情況。測試出如圖1和圖2所示的40 km/h和60 km/h時車內(nèi)噪聲聲壓級曲線。

圖1 40 km/h車內(nèi)噪聲聲壓級曲線

圖2 60 km/h車內(nèi)噪聲聲壓級曲線

但是與目標(biāo)車的峰值基本吻合，而在200 Hz和360 Hz車內(nèi)噪聲存在明顯峰值，為44 dB(A)、42 dB(A)。對比40 km/h和60 km/h粗糙路面車內(nèi)噪聲頻譜，其主要貢獻(xiàn)頻率未發(fā)生偏移。故后續(xù)多以60 km/h的測試作為分析對象。

從路噪測試中還可以得到軸頭加速度振動的頻譜圖，如圖3所示。將車內(nèi)噪聲頻譜和軸頭加速度振動頻譜進(jìn)行比較，發(fā)現(xiàn)兩者有很強(qiáng)的對應(yīng)關(guān)系。并且軸頭處存在200 Hz和360 Hz左右的激勵力，且試驗(yàn)員對車內(nèi)噪聲評價為噪聲明顯，所以需要對其進(jìn)行優(yōu)化。

圖3 軸頭加速度振動的頻譜圖

1.2 NTF測試

NTF是指在激勵點(diǎn)施加激勵力后在人耳處得到的隨頻率變化的聲壓值，用于評價結(jié)構(gòu)對振動發(fā)聲的靈敏性特性[5]。噪聲傳遞函數(shù)是體現(xiàn)車內(nèi)噪聲的指標(biāo)之一，其幅值的大小直接代表了車內(nèi)噪聲聲壓級的大小。其數(shù)學(xué)表達(dá)式為

式中，P為車內(nèi)噪聲聲壓級，Pa；F為激勵力，N；NTF為噪聲傳遞函數(shù)。

由于問題從路噪中發(fā)現(xiàn)，所以從路噪的傳遞路徑中開始檢查。根據(jù)源—路徑—響應(yīng)的原理形成路噪的傳遞結(jié)構(gòu)：路面—輪胎—輪輞—懸架—車內(nèi)。本文從路徑入手，對輪胎胎面、輪轂、軸頭、擺臂等位置進(jìn)行NTF測試。測試得到如圖4所示的輪胎和胎面到車內(nèi)駕駛員內(nèi)耳的噪聲傳遞函數(shù)，如圖所示，輪胎胎面到車內(nèi)NTF顯示200 Hz不明顯，360 Hz處有明顯的放大效果。輪轂到車內(nèi)NTF如圖5所示，對于200 Hz輪轂Z向更加敏感，輪轂Y向?qū)τ?60 Hz更加敏感。

圖4 輪胎和胎面到車內(nèi)噪聲傳遞函數(shù)

圖5 輪轂到車內(nèi)噪聲傳遞函數(shù)

從輪胎胎面和輪轂的 NTF測試中可以判斷200 Hz出現(xiàn)的噪聲屬于輪胎激勵力過大問題，而360 Hz噪聲是由于部分傳遞路徑放大而產(chǎn)生的。因此，為了精確找到出現(xiàn)問題的結(jié)構(gòu)，下面將和對標(biāo)車的懸架結(jié)構(gòu)NTF進(jìn)行對比，如圖6所示。

圖6 懸架結(jié)構(gòu)NTF對比圖

經(jīng)過對比，可以清晰看出項(xiàng)目車在200 Hz和360 Hz的傳遞函數(shù)的峰值高于對標(biāo)車，并且直擺臂和彎擺臂在這兩個頻率中存在較大響應(yīng)。由此可以判斷200 Hz的噪聲是直擺臂的結(jié)構(gòu)問題導(dǎo)致能量放大，360 Hz是彎擺臂的結(jié)構(gòu)問題導(dǎo)致能量放大，故需要進(jìn)行優(yōu)化。

2 懸架結(jié)構(gòu)優(yōu)化

懸架結(jié)構(gòu)優(yōu)化的目的是提高懸架結(jié)構(gòu)的動剛度。動剛度是結(jié)構(gòu)產(chǎn)生單位振幅所需要的動態(tài)力，表征了結(jié)構(gòu)在動態(tài)載荷下抵抗變形的能力。動剛度并不是一個常數(shù)，根據(jù)頻率的改變而變化，是頻率的函數(shù)[6]。其計(jì)算為

式中，F(xiàn)為安裝點(diǎn)所受載荷；K為安裝點(diǎn)動剛度；a為加速度；ω為圓頻率；f為頻率；x為位移。

由于考慮到直擺臂和彎擺臂自身的剛度可能不夠，針對這一點(diǎn)，從質(zhì)量和結(jié)構(gòu)上入手對其進(jìn)行優(yōu)化。為了進(jìn)行對比試驗(yàn)對右輪直擺臂增加一定質(zhì)量和對彎擺臂增加加強(qiáng)梁后與原狀態(tài)對比的NTF頻譜圖如圖7、圖8所示。

圖7 直擺臂優(yōu)化后NTF對比圖

圖8 彎擺臂優(yōu)化前后NTF對比圖

對比前后噪聲傳遞函數(shù)可知，優(yōu)化后200 Hz和360 Hz處噪聲均有明顯降低。但是在對比實(shí)驗(yàn)中，測試員對實(shí)車驗(yàn)證車內(nèi)乘坐舒適感評價為良，所以將路試的輪胎激勵進(jìn)行對比如圖9所示，結(jié)構(gòu)修改后的右輪振動明顯比原狀態(tài)左輪振動大。

圖9 輪胎激勵頻譜對比圖

輪轂?zāi)芰烤哒f明簧下質(zhì)量的增加對于路噪影響很大。下面對右輪輪胎進(jìn)行優(yōu)化。

3 輪輞模態(tài)分析

3.1 模態(tài)分析理論

模態(tài)分析是一種處理過程，是根據(jù)結(jié)構(gòu)的固有屬性如頻率、阻尼、模態(tài)振型將結(jié)構(gòu)具體呈現(xiàn)出來的過程。它可以確定結(jié)構(gòu)的固有屬性，并且當(dāng)有外力激勵結(jié)構(gòu)時，可以了解外力如何影響結(jié)構(gòu)。對于機(jī)械零件而言，通過模態(tài)分析所得到這些數(shù)據(jù)可以直接判斷其結(jié)構(gòu)中的薄弱點(diǎn)。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，汽車內(nèi)部所產(chǎn)生的振動也會通過懸架結(jié)構(gòu)傳遞回輪轂，所以在路噪的分析過程中對輪輞進(jìn)行分析和優(yōu)化設(shè)計(jì)是整個過程中非常重要的一環(huán)。而要對其進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，首先應(yīng)該了解其固有屬性，進(jìn)行模態(tài)分析。

3.2 模態(tài)測試

本次測試模擬“自由-約束”邊界條件。設(shè)置5個響應(yīng)點(diǎn)位置，均勻分布于輪胎胎面沿周長中心線上，選擇胎面和輪輞中心作為激勵點(diǎn)，圖10為處理完成的模態(tài)圖形。

圖10 輪胎模態(tài)圖

為了與上面的路噪測試和噪聲傳遞函數(shù)對應(yīng)得更加準(zhǔn)確，直接找到200 Hz和360 Hz的模態(tài)結(jié)果進(jìn)行展示。200 Hz模態(tài)結(jié)果如圖11所示，360 Hz模態(tài)結(jié)果如圖12所示。

圖11 200 Hz模態(tài)結(jié)果

圖12 360 Hz模態(tài)結(jié)果

可知在兩個頻率下，200 Hz輪輞呈現(xiàn)出彎曲模態(tài)。由此可見，上述的200 Hz模態(tài)對于車內(nèi)噪聲應(yīng)該有所貢獻(xiàn)。

3.3 原輪輞側(cè)向剛度測試

將輪胎總成自由懸掛，輪輞中心兩側(cè)各布置一個及速度傳感器，用力錘敲擊輪輞中心點(diǎn)。利用Testlab軟件進(jìn)行測試輪心原點(diǎn)的頻響函數(shù)如圖13所示。

圖13 原輪轂頻響函數(shù)

帶胎皮的輪輞側(cè)向剛度計(jì)算公式為

式中，f1為輪輞側(cè)向一階模態(tài)頻率；f2為輪輞側(cè)向一階反共振峰頻率；f3為輪胎側(cè)向一階模態(tài)頻率；f4為輪胎側(cè)向一階反共振峰頻率；M為輪胎質(zhì)量。

經(jīng)測量輪胎總質(zhì)量為28.3 kg。計(jì)算后，輪轂側(cè)向動剛度為37.85 kN/mm，由于簧下質(zhì)量對路噪具有一定的影響，所以從質(zhì)量和結(jié)構(gòu)上對輪轂進(jìn)行優(yōu)化。

4 輪輞優(yōu)化

4.1 新輪輞側(cè)向剛度測試

針對輪輞優(yōu)化，為了使其質(zhì)量降低的同時側(cè)向動剛度還有一定的提升，必須進(jìn)行更加合理的結(jié)構(gòu)優(yōu)化，將原有的五輪輻輪輞更換為更密集的十輪輻輪輞，并將輪輻的厚度降低。輪輻左側(cè)降低5 mm，輪輻右側(cè)降低10 mm。優(yōu)化前后輪轂如圖14所示。

圖14 新舊輪轂圖

新輪轂質(zhì)量為27.9 kg，經(jīng)測試得到的輪心原點(diǎn)的頻響函數(shù)如圖15所示。

圖15 新輪轂頻響函數(shù)

經(jīng)計(jì)算輪轂側(cè)向動剛度為53 kN/mm，較原輪輞的側(cè)向動剛度有一定的提升。

4.2 路試驗(yàn)證

將項(xiàng)目車的四個輪轂全部更換成新輪轂，并將四個輪胎上的直擺臂和彎擺臂全部更新后在60 km/h的狀態(tài)下進(jìn)行測試。測試得到項(xiàng)目車優(yōu)化后主駕駛右耳的聲壓級曲線圖，如圖16所示，將其與優(yōu)化前的數(shù)據(jù)進(jìn)行對比，可以清晰地看出優(yōu)化后的車內(nèi)噪聲均值為56.3 dB(A)，較優(yōu)化前車內(nèi)噪聲均值61.9 dB(A)降低5.6 dB(A)。并且從圖17可以看出200 Hz和360 Hz處分別為39 dB(A)和31 dB(A)，降低了5 dB(A)和11 dB(A)。證明此優(yōu)化方案可行。由于該方案優(yōu)化效果顯著，已經(jīng)達(dá)到預(yù)期效果且測試員對車內(nèi)乘坐舒適感評價為優(yōu)，所以無需進(jìn)行其他優(yōu)化。

圖16 整體優(yōu)化后噪聲均值對比

圖17 整體優(yōu)化后聲壓級對比

5 結(jié)論

本文通過測試和對比分析的方式，對懸架和輪輞進(jìn)行優(yōu)化，獲得結(jié)論如下：

1）以道路測試和 NTF測試可以精準(zhǔn)找到噪聲貢獻(xiàn)量大的頻率并定位到實(shí)際結(jié)構(gòu)中；

2）在0～400 Hz頻段內(nèi)，輪輞的側(cè)向剛度對路噪的影響較大，呈現(xiàn)此消彼長的態(tài)勢；

3）新舊方案對比過后測試結(jié)果均有明顯優(yōu)化，說明本文研究的可靠性；

4）為路噪分析提供新的思路，從輪輞的側(cè)向動剛度入手可以事半功倍。