采用傳遞路徑分析的純電動車減速器嘯叫噪聲優化

溫國慶，李艷斌，殷麒麟

(長安汽車工程研究院， 重慶 401120)

采用傳遞路徑分析的純電動車減速器嘯叫噪聲優化

溫國慶，李艷斌，殷麒麟

(長安汽車工程研究院， 重慶 401120)

對純電動車在加速過程中的車內減速器嘯叫噪聲進行了分析，經試驗發現該嘯叫噪聲主要是由后懸置支架剛度不足引起的。將試驗與有限元分析相結合，從振動傳遞路徑方面著手，提出了后懸置支架的優化方案，提高了后懸置系統的隔振性能。試驗驗證結果表明：該方案對改善車內減速器嘯叫噪聲效果明顯。

純電動車；嘯叫噪聲；結構傳遞路徑

Abstract: This paper analyzes the interior whine noise which is produced by the electrical vehicle’s gearbox at acceleration conditions, and the main reason is that the rear mount bracket stiffness is too low. Basing on the test analysis and the finite element analysis, the author has traced the main structure borne transfer paths, and optimized the rear mount bracket which improves the isolation performance of the rear mount system. And the test has proved that the optimization is benefit to the interior whine noise.

Keywords: electrical vehicle; whine noise; structure borne transfer path

隨著近幾年新能源汽車產業的迅速發展，特別是純電動車銷量的不斷增加，汽車廠商和客戶對純電動汽車整車性能的要求越來越高，而 NVH性能是客戶能夠第一時間感知到的整車品質特征之一，汽車廠商需要重點關注[1-5]。對于純電動車，在去除了發動機噪聲的遮蔽效應后，其他部件的噪聲會變得更加明顯，需要對其控制提出更高的要求。

減速器是動力系統的主要噪聲源，目前主要從以下幾種途徑解決存在的問題[6-11]：在控制噪聲源方面，主要是提高減速器齒輪加工精度，修型；在傳遞路徑方面，主要是改善減振隔振性能，提高車身各安裝點的剛度特性。

某款車搭載的減速器直接借用其他車型，如果從源頭降低減速器噪聲，既不經濟且時間周期較長，故本文主要從傳遞路徑方面著手，對該車減速器嘯叫噪聲進行優化分析及整改，并取得了較好的效果。

1 減速器嘯叫噪聲產生及傳遞機理

1.1 嘯叫產生機理

齒輪嘯叫噪聲是一種動態嚙合力激勵產生的穩態噪聲，是由受載齒輪嚙合過程中的傳遞誤差引起并通過頻率的調諧產生的一種噪聲，其發生過程可描述如下：減速器在轉矩傳遞過程中，其結構由于受載而發生變形，齒輪副嚙合過程中不可避免地存在著傳遞誤差波動，而傳遞誤差作為一種動態激勵源直接導致齒輪在受載接觸時產生接觸力的波動，這種系統內力的波動會激起內部結構振動，再通過軸、軸承和腔體進行傳遞。嘯叫產生及傳遞過程如圖1所示。

圖1 齒輪嘯叫產生過程

1.2 傳遞路徑分析

對于一個線性系統，設其輸入激勵為x(t)，輸出響應為y(t)，則其輸入與輸出間的關系稱為系統的傳遞函數H(f)，在頻域上該系統可表示為

Y(f)=H(f)X(f)

(1)

其中：X(f)為x(t)通過傅里葉變換所得；Y(f)為y(t)通過傅里葉變換所得。

簡單而言，傳遞路徑分析原理就是獲得系統的傳遞函數，從而在系統受到激勵時計算系統產生的響應。

2 試驗分析及優化

2.1 問題描述

對該試驗車進行主觀評價，發現在D擋全油門工況和半油門工況下、10～50 km/h車速區間均存在明顯的減速器嘯叫噪聲，其中半油門工況時尤為明顯，主觀評價為不可接受。

對加速工況進行實車測試，車內噪聲主要表現為主減速器齒輪的10階噪聲(35～50 km/h車速區間)和擋位齒輪的22階噪聲(15～30 km/h車速區間)，主要在400～800 Hz頻率段，如圖2所示。提取10階、22階次切片，階次聲壓級最大值達50 dB(A)，高出目標10 dB(A),如圖3所示。

圖2 10～50 km/h車速駕駛員耳旁噪聲頻譜

圖3 減速器齒輪階次聲壓級

2.2 結構聲傳遞路徑分析

齒輪嘯叫噪聲主要通過懸置系統、懸架系統、電子壓縮機管路等路徑傳遞到車身，引起車身壁板振動而向車內輻射噪聲。

對于該純電動車，減速器通過左懸置和后懸置與副車架連接，因此將懸置系統作為重點排查路徑。圖4為0～50 km/h半油門加速工況下，左、右、后懸置車身側在整車X、Y、Z方向的振動，其中后懸置Y向在400～1 000 Hz范圍內存在較寬的共振頻率帶，且減速器齒輪副的10階特征和22階特征明顯，初步分析后懸置Y向為減速器嘯叫的主要傳遞路徑。

圖4 懸置系統車身側振動頻譜

2.3 懸置隔振量分析

隔振系統的隔振效果取決于隔振器的剛度。隔振器兩邊各有一個支架，一個與動力裝置相連，另一個與車身或者車架相連接。“支架-隔振器-支架”組成了振動的傳遞通道。支架有一定的剛度，就好像是一個硬彈簧。隔振系統的剛度不僅包含隔振器的剛度，而且還取決于支架的剛度。這三者串聯起來的總剛度則是隔振系統的剛度。圖5表示一個“支架-隔振器-支架”的彈簧串聯模型。

圖5 支架-隔振器-支架彈簧串聯模型

系統總剛度的計算公式如下：

(2)

式中：KE是動力裝置支架的剛度；K1是隔振器的剛度；KV是車身側支架的剛度。

如果這2個支架都非常硬，即剛度趨向于無窮大，即KE→∞和Kv→∞，那么就有K≈K1，即隔振系統的剛度就是隔振器的剛度。

當支架的剛度比較低時，例如，隔振器的剛度設計為K1=200 N/mm，2個支架的剛度設計為KE=KV=400 N/mm，即支架比隔振器剛度提高1倍，根據公式(2)計算，隔振系統的剛度K=100 N/mm，即系統實際的剛度比期望的剛度低50%，這樣就達不到設計的隔振效果。支架剛度不足會引起局部結構的共振，導致結構噪聲被傳遞到車內。為了達到良好的隔振效果，一般要求支架的動剛度不低于10 000 N/mm。

通過對后懸置主動側、被動側支架Y向進行原點動剛度測試，發現被動側支架動剛度偏低。如表1所示，在400～800 Hz頻率段平均值只有 3 200 N/mm，遠低于目標要求，導致在該頻率段后懸置車身側出現對應頻率區間的共振帶，與車內問題頻率段相對應。

表1 后懸置主、被動側支架Y向原點動剛度

被動側支架原點動剛度過低導致后懸置軟墊Y向隔振量偏低(如圖6所示)，平均隔振量為 10 dB，對動力系統傳來的振動衰減作用變差，嘯叫噪聲直接傳入車內。

圖6 后懸置Y向振動隔振量

2.4 優化方案及效果驗證

利用CAE分析手段對后懸置被動側支架進行優化分析，對后懸置Y向結構進行局部加強。

具體優化方案為：① 在支架與副車架之間增加3 mm厚加強筋；② 增加支架與副車架的焊接面積。優化前后結構對比如圖7所示。

圖7 后懸置被動側支架優化前后結構對比

優化后效果如下：

1) 優化后動剛度提升至20 000 N/mm以上， 400～800 Hz區間內動剛度提升明顯，達到目標要求，見表2。

表2 優化前后被動側支架Y向原點動剛度對比

2) 對實車進行加速工況的客觀測試，后懸置Y向振動中400～800 Hz共振帶消失，8階、10階振動階次特征明顯減弱，如圖8所示。

圖8 優化前后后懸置Y向振動頻譜對比

3) 車內10階和22階齒輪嘯叫噪聲明顯減弱，階次聲壓級基本達到目標要求，如圖9所示。減速器嘯叫主觀評價改善明顯。

圖9 優化前后車內噪聲對比

3 結論

1) 懸置系統的隔振性能不但與軟墊自身剛度相關，而且受兩側支架的動剛度的影響較大。

2) 懸置支架在50～1 000 Hz內時，原點動剛度平均設計值不得低于10 000 N/mm。

3) 運用結構傳遞路徑分析方法，并且與CAE分析手段相結合解決動力系統嘯叫問題，能達到快速、高效、低成本的效果，是整車解決相關問題的重要手段。

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(責任編輯劉 舸)

OptimizationofElectricalVehicle’sGearboxWhineNoiseBasedonTransferPathAnalysis

WEN Guoqing, LI Yanbin, YIN Qilin

(Changan Automotive Engineering Research Institute, Chongqing 401120, China)

2016-11-18

溫國慶(1987—)，男，主要從事汽車NVH性能研究，E-mail:wenguoqingzhao@163.com。

溫國慶，李艷斌，殷麒麟.采用傳遞路徑分析的純電動車減速器嘯叫噪聲優化[J].重慶理工大學學報(自然科學)，2017(9):53-57.

formatWEN Guoqing, LI Yanbin, YIN Qilin.Optimization of Electrical Vehicle’s Gearbox Whine Noise Based on Transfer Path Analysis[J].Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science)，2017(9):53-57.

10.3969/j.issn.1674-8425(z).2017.09.008

U463.212

A

1674-8425(2017)09-0053-05