王維松 李默華 靳豹

（長城汽車股份有限公司保定技術(shù)研發(fā)分公司，保定 071000）

1 前言

汽車NVH 性能直接影響乘坐舒適性，因此備受消費者和汽車廠商的關(guān)注。車內(nèi)噪聲主要分為動力總成噪聲、路噪和風(fēng)噪，相比于傳統(tǒng)內(nèi)燃機車，電動汽車由于沒有動力總成噪聲的掩蔽作用，其路噪在中低頻噪聲中顯得尤為突出[1]。

國內(nèi)整車制造商均對路噪問題的優(yōu)化進行了相關(guān)研究。車勇等[2]通過對車身及其板件進行動態(tài)結(jié)構(gòu)特性分析，識別出了車內(nèi)結(jié)構(gòu)路噪的主要振動源和影響途徑。趙偉豐等[3]建立時域弱耦合傳遞路徑分析模型，進行傳遞路徑貢獻量分析，通過優(yōu)化襯套隔振性能及抑制車身板件振幅降低了車內(nèi)路噪。劉鵬等[4]利用CAE 方法對路噪問題產(chǎn)生原因進行分析鎖定，提出車身結(jié)構(gòu)和底盤襯套的優(yōu)化方案，并進行了驗證分析。姚斌輝[5]基于車身及懸架的接附點建立傳遞路徑分析（Transfer Path Analysis，TPA）模型，對各路徑貢獻量進行分析，確定了主要結(jié)構(gòu)傳遞路徑。劉偉等[6]利用TPA 方法對整車路噪問題進行分析，并利用仿真分析確定優(yōu)化方案，使車內(nèi)噪聲明顯降低。

本文針對某純電動車型，對噪聲源、傳遞路徑和車身響應(yīng)進行分析，結(jié)合底盤和車身板件的動態(tài)結(jié)構(gòu)特性，利用試驗與仿真相結(jié)合的方法，識別出影響車內(nèi)路噪的主要因素，通過優(yōu)化車身板件結(jié)構(gòu)、降低板件振動能量降低傳遞到車內(nèi)的路噪。

2 問題描述

某純電動車型在粗糙路面以40 km/h 的速度勻速行駛時，車內(nèi)噪聲較大，且存在明顯的轟鳴聲。在不同路面條件下進行對比評價發(fā)現(xiàn)，汽車在粗糙路面行駛時轟鳴聲最明顯；在不同擋位條件下進行對比評價發(fā)現(xiàn)，在汽車加速或減速、帶擋滑行或空擋滑行時，車內(nèi)轟鳴聲變化較小。因此判斷該噪聲問題主要由路面激勵引起，與動力系統(tǒng)相關(guān)性較小，初步判斷為路噪問題。

通過測試設(shè)備對車輛進行數(shù)據(jù)采集，并進行頻譜分析，結(jié)果如圖1所示。通過濾波分析，結(jié)合主觀評價及噪聲回放，明確80 Hz、120 Hz、210 Hz左右峰值為車內(nèi)噪聲過大的主要原因。

圖1 某純電動車型路噪頻譜

3 路噪產(chǎn)生機理

根據(jù)發(fā)生機理，可將車內(nèi)路噪傳遞方式分為結(jié)構(gòu)噪聲傳遞和空氣噪聲傳遞，如圖2所示。

圖2 路噪產(chǎn)生機理

路噪通過結(jié)構(gòu)傳遞的頻率范圍為20～400 Hz，輪胎與路面接觸面局部壓縮和釋放產(chǎn)生垂向力，局部滾擠和釋放產(chǎn)生縱向力，激勵力通過輪胎和輪輞傳到輪轂軸承和轉(zhuǎn)向節(jié)、懸架、車身，車身板件與空腔相互耦合產(chǎn)生低頻噪聲。路噪通過空氣傳遞的頻率范圍為400～5 000 Hz，輪胎與路面相互作用，通過壓縮和釋放空氣、輪胎與路面摩擦產(chǎn)生高頻噪聲。

本文研究對象的路噪頻率在80 Hz、120 Hz、210 Hz左右，為結(jié)構(gòu)噪聲，屬于低頻噪聲。

4 路噪問題排查及驗證

通過“源-路徑-響應(yīng)”的排查思路進行分析，如圖3 所示。路面激勵通過輪胎振動傳遞到輪輞、輪轂軸承、懸架、副車架、扭力梁，最后激振力傳遞到車身，車身板件與車內(nèi)聲腔會產(chǎn)生耦合現(xiàn)象，產(chǎn)生車內(nèi)低頻噪聲問題。

圖3 結(jié)構(gòu)路噪傳遞路徑

4.1 輪胎性能排查及驗證

車輛行駛過程中，路面激勵首先經(jīng)過輪胎傳遞，受輪胎自身的結(jié)構(gòu)特性影響，激勵力通過輪胎自身變形，對激勵力的衰減起到首要作用。

更換輪胎規(guī)格驗證車內(nèi)路噪是否與輪胎自身特性有關(guān)。將輪胎規(guī)格由215 50R18 更換為225 55R18，新胎胎面與胎壁尺寸加大，提升輪胎的隔振性能，同時為提升輪胎舒適性，降低胎面剛度，車內(nèi)噪聲對比結(jié)果如圖4 所示。由于胎面剛度降低，輪胎具有更好的隔振性能，全頻段中80～400 Hz低頻噪聲范圍改善明顯。

圖4 不同輪胎規(guī)格試驗結(jié)果對比

4.2 后扭力梁排查及驗證

該車型主觀評價車內(nèi)后排噪聲明顯較前排高，故對后扭力梁進行排查。

對后扭力梁進行模態(tài)測試，結(jié)果如圖5所示，后扭力梁在噪聲頻率為80 Hz 左右時存在振動模態(tài)，后扭力梁模態(tài)頻率與路噪峰值頻率存在對應(yīng)關(guān)系。由此可初步判斷，激勵力通過輪胎傳遞到輪轂軸承，由輪轂軸承傳遞到后扭力梁時，激勵力與后扭力梁模態(tài)耦合，會加大后扭力梁垂直方向的振動，對激勵振動起到放大作用。

圖5 后扭力梁模態(tài)測試結(jié)果

在后扭力梁前側(cè)增加80 Hz 吸振器，如圖6 所示，通過吸振改變后扭力梁振動。進行振動測試，扭力梁振動加速度和車內(nèi)噪聲聲壓級如圖7、圖8所示，后扭力梁在噪聲頻率為80 Hz 左右時振動變化明顯，振動幅值降低，車內(nèi)噪聲在頻率為80 Hz 左右時聲壓級峰值下降明顯，由49 dB(A)降低為41 dB(A)，主觀評價車內(nèi)噪聲明顯改善。

圖6 后扭力梁增加80 Hz吸振器方案

圖7 后扭梁加吸振器方案扭梁振動結(jié)果對比

圖8 后扭梁加吸振器方案車內(nèi)噪聲對比

4.3 車身板件排查及驗證

通過仿真對車身板件進行振動響應(yīng)分析，經(jīng)過板件振動識別對比，后側(cè)圍鈑金薄弱，后側(cè)圍振動頻率與車內(nèi)噪聲頻率吻合，車身后側(cè)圍在78～90 Hz、120～250 Hz 頻率區(qū)間存在明顯振動峰值，如圖9 所示。

圖9 車身后側(cè)圍鈑金振動

對車內(nèi)聲腔進行模態(tài)分析，車內(nèi)聲腔模型如圖10所示。

圖10 車內(nèi)聲腔模型

仿真分析獲得的車內(nèi)聲腔模態(tài)分布情況如表1所示，車內(nèi)聲腔在低頻范圍存在模態(tài)較多，使得聲腔在85 Hz、129 Hz、167 Hz、220 Hz 頻率下的模態(tài)與后側(cè)圍78～90 Hz、120～250 Hz 頻率段存在聲振耦合的可能，因此需對后側(cè)圍結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，降低聲振耦合能量。

表1 聲腔模態(tài)分析結(jié)果

在側(cè)圍外板與C 柱和D 柱之間增加支撐結(jié)構(gòu)，如圖11所示，通過支撐作用提升側(cè)圍外板的局部剛度，由此降低側(cè)圍外板的模態(tài)密度及振動幅值。仿真結(jié)果如圖12所示，后側(cè)圍鈑金振動在整個頻率段的振動幅值均明顯降低；車內(nèi)噪聲在78～90 Hz、120～250 Hz頻率段均有明顯改善，如圖13所示。

圖11 驗證方案

圖12 后側(cè)圍鈑金振動

圖13 后側(cè)圍到車內(nèi)傳遞函數(shù)對比

5 方案確認(rèn)及驗證

通過以上排查及驗證可知：輪胎性能對該車型路噪影響較大；后扭力梁增加80 Hz 吸振器，車內(nèi)噪聲在80 Hz 左右改善明顯；車身后側(cè)圍大板件與車內(nèi)聲腔產(chǎn)生聲振耦合，通過對后側(cè)圍外板增加支撐結(jié)構(gòu)，車內(nèi)噪聲明顯改善，且該方案易于實施及驗證。

在C 柱加強板與側(cè)圍外板之間增加支撐支架，支架結(jié)構(gòu)與C柱加強板卡接，由發(fā)泡膠粘接，支架結(jié)構(gòu)與側(cè)圍外板通過發(fā)泡膠粘接，由此對側(cè)圍外板起到支撐加強作用，如圖14所示。

圖14 后側(cè)圍支撐方案

將優(yōu)化方案在實車上進行驗證，在粗糙路面以40 km/h的速度勻速行駛進行車內(nèi)噪聲測試，結(jié)果如圖15所示。由圖15可以看出，在78～90 Hz、120 Hz、200～220 Hz 頻率區(qū)間車內(nèi)噪聲降低明顯，主觀評價車內(nèi)路噪改善效果較好。

圖15 優(yōu)化后車內(nèi)噪聲對比

6 結(jié)束語

本文通過對某純電動車型路噪問題進行分析與方案優(yōu)化，可以得到以下結(jié)論：

a. 在車內(nèi)路噪問題排查中，利用“源-路徑-響應(yīng)”的排查思路，對不同傳遞路徑進行驗證分析，可以準(zhǔn)確地了解不同傳遞路徑的影響，進而確定有效的優(yōu)化方案。

b.輪胎選型對路噪影響較大，需結(jié)合成本進行綜合考慮；非獨立懸架扭力梁是底盤中重要的傳遞路徑，前期設(shè)計階段需考慮避開路噪關(guān)鍵頻率段。

c. 前期設(shè)計階段需控制車身關(guān)鍵大板件模態(tài)和振動幅值，避免大板件與車內(nèi)聲腔耦合，放大車內(nèi)噪聲。