鄒杰　單福奎　夏仁峰　張紅軍

摘 要：針對(duì)新能源五座SUV在試驗(yàn)階段路噪聲壓大、噪聲品質(zhì)差的問題，提出了新能源汽車路噪控制系統(tǒng)優(yōu)化方案。首先，通過對(duì)產(chǎn)生路噪的激勵(lì)進(jìn)行分析，鎖定優(yōu)化輪胎本體及降低底盤襯套剛度，驗(yàn)證該路噪問題的優(yōu)化方法；然后，將副車架由剛性連接改為襯套柔性連接，優(yōu)化路噪響應(yīng)，實(shí)現(xiàn)在粗糙路面60km/h工況下的路噪減小2.8dB（A）；最后，分析輪胎本體，找出輪胎空腔噪聲的影響因素，得到最優(yōu)參數(shù)。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明：通過試驗(yàn)測試對(duì)噪聲進(jìn)行優(yōu)化，達(dá)到了降噪效果，該方案對(duì)試驗(yàn)車的路噪性能開發(fā)具有一定參考意義。

關(guān)鍵詞：路噪 輪胎 底盤襯套 副車架

1 引言

隨著電動(dòng)汽車的普及，電機(jī)取代了發(fā)動(dòng)機(jī)，在汽車低速行駛時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的噪聲不復(fù)存在，高速情況下的路噪、胎噪成為了電動(dòng)汽車內(nèi)的主要噪聲來源[1][2]。近年來，隨著人們生活水平的不斷提高，以及汽車行業(yè)的快速發(fā)展，人們對(duì)車輛的舒適性要求越來越高，汽車NVH性能因其最易被感知，因此成為車輛舒適性評(píng)價(jià)中的重要指標(biāo)之一[3][4]。

NVH性能中的路噪響應(yīng)在汽車行駛過程中的所有工況均存在，因此路噪控制優(yōu)化意義重大，又因其客觀存在性，不能完全消除，因此在路噪設(shè)計(jì)的過程中，考慮的是優(yōu)先提升路噪聲品質(zhì)，然后降低聲壓級(jí)，使路噪達(dá)到較好的設(shè)計(jì)水平[5][6]。

本文結(jié)合某車型路噪控制的實(shí)際案例，闡述了路噪控制的機(jī)理，通過優(yōu)化輪胎本體及懸架襯套剛度，使粗糙路面60km/h工況下的后排噪聲降低了2.8dB，為解決車輛噪聲問題提供了思路及方法。

2 路噪聲來源分析

對(duì)電動(dòng)汽車路噪聲進(jìn)行優(yōu)化研究，首要目標(biāo)是找到路噪聲的來源，在此基礎(chǔ)上進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)[7][8]。在實(shí)驗(yàn)環(huán)境相同的前提下，某五座新能源SUV在粗糙路面勻速60km/h行駛時(shí)，明顯聽到車內(nèi)噪聲大，輪胎空腔聲明顯，嚴(yán)重影響新能源五座SUV的行駛品質(zhì)，初步確定噪聲來源。

為進(jìn)一步鎖定問題發(fā)生根源，采用LMS Test.lab測試系統(tǒng)對(duì)路噪聲進(jìn)行測試[9][10]，測試環(huán)境不變，測試位置為主駕右耳聲壓級(jí)（FFR）和右后排乘客左耳聲壓級(jí)（RRL），測試工況為粗糙路面60km/h，測試結(jié)果如圖1所示。

測試結(jié)果表明：該車型在粗糙路60km/h時(shí)，RRL聲壓級(jí)比同級(jí)別車噪聲效果差3.1dB（A），路噪性能不達(dá)標(biāo)，需對(duì)該新能源五座SUV路噪性能進(jìn)行優(yōu)化。

3 路噪聲成因分析

3.1 路噪聲傳遞路徑分析

根據(jù)傳遞路徑的不同，路噪聲通常被分為空氣傳播和結(jié)構(gòu)傳播。路噪聲是由輪胎接觸路面造成，一方面輪胎本身產(chǎn)生空氣輻射噪聲，經(jīng)車身聲學(xué)包裝衰減，傳遞到車內(nèi)；另一方面輪胎產(chǎn)生彈性變形，振動(dòng)通過輪輞、懸架系統(tǒng)和車身傳遞到車內(nèi)，形成結(jié)構(gòu)傳播聲；兩者疊加，形成路噪，具體路噪聲傳遞路徑如圖2所示。

3.2 輪胎本體分析

輪胎是路噪聲產(chǎn)生的源頭，輪胎NVH性能的優(yōu)劣直接影響整車路噪效果。對(duì)輪胎的研究結(jié)果顯示，輪胎的均勻性對(duì)輪胎振動(dòng)影響非常大，均勻性指標(biāo)如下：

（1）RFV（輪胎徑向力的變化量），簡稱徑向力波動(dòng)，其含義是受負(fù)荷輪胎在固定負(fù)荷半徑和恒定速度下，每轉(zhuǎn)1周自身反復(fù)出現(xiàn)的徑向力的最大波動(dòng)值。

（2）RFV1H輪胎徑向力波動(dòng)的一次諧波（基波）的最大波動(dòng)值。

（3）LFV（輪胎側(cè)向力的變化量），簡稱側(cè)向力波動(dòng)，其含義是受負(fù)荷輪胎在固定負(fù)荷半徑和恒定速度下，每轉(zhuǎn)1周自身反復(fù)出現(xiàn)的側(cè)向力最大波動(dòng)值。

（4）CON是輪胎的圓錐度效應(yīng)力， 簡稱錐度效應(yīng)，其含義是受負(fù)荷輪胎在旋轉(zhuǎn)時(shí)不因輪胎旋轉(zhuǎn)方向改變而改變方向的側(cè)向力偏移值。

（5）RRO是輪胎的徑向尺寸偏差，其含義是以輪胎的固定軸線為基準(zhǔn)，最大半徑與最小半徑的差值。

（6）LRO是輪胎的側(cè)向尺寸偏差，其含義是輪胎的胎側(cè)與垂直于固定軸線的中心平面之間最大與最小尺寸之間的差值。

3.3 懸架系統(tǒng)分析

路面振動(dòng)經(jīng)輪胎傳遞到底盤，底盤懸架系統(tǒng)對(duì)路噪振動(dòng)進(jìn)一步衰減。在研究襯套時(shí)，通常將底盤懸架系統(tǒng)簡化為剛體質(zhì)量（m），底盤襯套等效成一個(gè)隔振元件（k&c），該振動(dòng)系統(tǒng)在底盤激勵(lì)f（t）的作用下進(jìn)行振動(dòng)，力學(xué)模型如圖3所示。

由振動(dòng)力學(xué)可知，只有當(dāng)頻率比大于2時(shí)，系統(tǒng)的隔振效果才開始明顯，頻率比與隔振比關(guān)系具體如表1所示。

對(duì)襯套單體的隔振研究結(jié)果顯示：

（1）襯套隔振率與IPI/襯套剛度之比值正相關(guān)，與襯套剛度具體值、IPI具體值、質(zhì)量無關(guān)。

（2）隔振效率與IPI與襯套剛度比值正相關(guān)，IPI/襯套剛度≥5，能起到良好的隔振效果。

（3）隔振量較大的襯套依次為：后縱臂襯套、后減震器上襯套、前減震器上襯套、前擺臂大襯套。

4 路噪聲優(yōu)化分析

4.1 懸架系統(tǒng)優(yōu)化

4.1.1 前擺臂與后縱臂襯套優(yōu)化

將前擺臂襯套徑實(shí)心方向剛度由920N/mm降低至644N/mm，發(fā)現(xiàn)襯套剛度降低后，在粗糙路面60km/h行駛時(shí)，對(duì)RRL總聲壓級(jí)無明顯貢獻(xiàn)。但在粗糙路40km/h行駛時(shí)，對(duì)FFR總聲壓級(jí)有近1dB（A）的優(yōu)化，效果明顯，因該方案不增加成本，故在疲勞試驗(yàn)驗(yàn)證可行后，實(shí)施該方案。

鎖定前擺臂襯套剛度后，繼續(xù)對(duì)原車后縱臂襯套徑實(shí)心方向剛度由1196N/mm降低至838N/mm，發(fā)現(xiàn)襯套剛度降低后，在粗糙路面60km/h行駛時(shí)，對(duì)RRL總聲壓級(jí)有0.3dB（A）的優(yōu)化，如圖4所示。因該方案不增加成本，故在疲勞試驗(yàn)驗(yàn)證可行后，實(shí)施該方案。

4.1.2 副車架襯套優(yōu)化

原車型副車架和車身剛性連接，對(duì)路噪減振不利，在降低前擺臂襯套、后縱臂襯套的剛度后，對(duì)原車帶襯套的后副車架工裝樣件進(jìn)行驗(yàn)證，發(fā)現(xiàn)更換襯套連接副車架后，在粗糙路面60km/h行駛時(shí)，對(duì)RRL總聲壓級(jí)有2dB（A）的優(yōu)化，如圖5所示，主觀評(píng)價(jià)后排路噪花紋噪聲、輪胎空腔噪聲明顯降低，效果極佳。

4.2 輪胎本體優(yōu)化

對(duì)輪胎本體進(jìn)行優(yōu)化，提升輪胎均勻性如表2所示：

在試驗(yàn)場對(duì)優(yōu)化后的輪胎搭載整車后進(jìn)行驗(yàn)證，在粗糙路面60km/h行駛時(shí)，對(duì)RRL總聲壓級(jí)有0.5dB（A）的優(yōu)化，如圖6所示。

綜合上述分析，優(yōu)化輪胎本體，降低前擺臂襯套剛度，降低后擺臂襯套剛度，后副車架由剛性連接更改為襯套連接，能明顯改善路噪，方案實(shí)施后，該車型路噪水平接近競爭車水平，優(yōu)化后與對(duì)標(biāo)車RRL噪聲對(duì)比，如圖7所示。

5 結(jié)論

路噪問題是十分復(fù)雜的NVH問題，其綜合性較強(qiáng)。本研究中，通過優(yōu)化輪胎本體，降低前擺臂襯套剛度，降低后擺臂襯套剛度，后副車架由剛性連接更改為襯套連接，將粗糙路60km/h的勻速噪聲降低了2.8dB（A），輪胎空腔聲得到改善，減噪效果明顯。

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