温国庆，李艳斌，殷麒麟

(长安汽车工程研究院， 重庆 401120)

采用传递路径分析的纯电动车减速器啸叫噪声优化

温国庆，李艳斌，殷麒麟

(长安汽车工程研究院， 重庆 401120)

对纯电动车在加速过程中的车内减速器啸叫噪声进行了分析，经试验发现该啸叫噪声主要是由后悬置支架刚度不足引起的。将试验与有限元分析相结合，从振动传递路径方面着手，提出了后悬置支架的优化方案，提高了后悬置系统的隔振性能。试验验证结果表明：该方案对改善车内减速器啸叫噪声效果明显。

纯电动车；啸叫噪声；结构传递路径

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

随着近几年新能源汽车产业的迅速发展，特别是纯电动车销量的不断增加，汽车厂商和客户对纯电动汽车整车性能的要求越来越高，而 NVH性能是客户能够第一时间感知到的整车品质特征之一，汽车厂商需要重点关注[1-5]。对于纯电动车，在去除了发动机噪声的遮蔽效应后，其他部件的噪声会变得更加明显，需要对其控制提出更高的要求。

减速器是动力系统的主要噪声源，目前主要从以下几种途径解决存在的问题[6-11]：在控制噪声源方面，主要是提高减速器齿轮加工精度，修型；在传递路径方面，主要是改善减振隔振性能，提高车身各安装点的刚度特性。

某款车搭载的减速器直接借用其他车型，如果从源头降低减速器噪声，既不经济且时间周期较长，故本文主要从传递路径方面着手，对该车减速器啸叫噪声进行优化分析及整改，并取得了较好的效果。

1 减速器啸叫噪声产生及传递机理

1.1 啸叫产生机理

齿轮啸叫噪声是一种动态啮合力激励产生的稳态噪声，是由受载齿轮啮合过程中的传递误差引起并通过频率的调谐产生的一种噪声，其发生过程可描述如下：减速器在转矩传递过程中，其结构由于受载而发生变形，齿轮副啮合过程中不可避免地存在着传递误差波动，而传递误差作为一种动态激励源直接导致齿轮在受载接触时产生接触力的波动，这种系统内力的波动会激起内部结构振动，再通过轴、轴承和腔体进行传递。啸叫产生及传递过程如图1所示。

图1 齿轮啸叫产生过程

1.2 传递路径分析

对于一个线性系统，设其输入激励为x(t)，输出响应为y(t)，则其输入与输出间的关系称为系统的传递函数H(f)，在频域上该系统可表示为

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

(1)

其中：X(f)为x(t)通过傅里叶变换所得；Y(f)为y(t)通过傅里叶变换所得。

简单而言，传递路径分析原理就是获得系统的传递函数，从而在系统受到激励时计算系统产生的响应。

2 试验分析及优化

2.1 问题描述

对该试验车进行主观评价，发现在D挡全油门工况和半油门工况下、10～50 km/h车速区间均存在明显的减速器啸叫噪声，其中半油门工况时尤为明显，主观评价为不可接受。

对加速工况进行实车测试，车内噪声主要表现为主减速器齿轮的10阶噪声(35～50 km/h车速区间)和挡位齿轮的22阶噪声(15～30 km/h车速区间)，主要在400～800 Hz频率段，如图2所示。提取10阶、22阶次切片，阶次声压级最大值达50 dB(A)，高出目标10 dB(A),如图3所示。

图2 10～50 km/h车速驾驶员耳旁噪声频谱

图3 减速器齿轮阶次声压级

2.2 结构声传递路径分析

齿轮啸叫噪声主要通过悬置系统、悬架系统、电子压缩机管路等路径传递到车身，引起车身壁板振动而向车内辐射噪声。

对于该纯电动车，减速器通过左悬置和后悬置与副车架连接，因此将悬置系统作为重点排查路径。图4为0～50 km/h半油门加速工况下，左、右、后悬置车身侧在整车X、Y、Z方向的振动，其中后悬置Y向在400～1 000 Hz范围内存在较宽的共振频率带，且减速器齿轮副的10阶特征和22阶特征明显，初步分析后悬置Y向为减速器啸叫的主要传递路径。

图4 悬置系统车身侧振动频谱

2.3 悬置隔振量分析

隔振系统的隔振效果取决于隔振器的刚度。隔振器两边各有一个支架，一个与动力装置相连，另一个与车身或者车架相连接。“支架-隔振器-支架”组成了振动的传递通道。支架有一定的刚度，就好像是一个硬弹簧。隔振系统的刚度不仅包含隔振器的刚度，而且还取决于支架的刚度。这三者串联起来的总刚度则是隔振系统的刚度。图5表示一个“支架-隔振器-支架”的弹簧串联模型。

图5 支架-隔振器-支架弹簧串联模型

系统总刚度的计算公式如下：

(2)

式中：KE是动力装置支架的刚度；K1是隔振器的刚度；KV是车身侧支架的刚度。

如果这2个支架都非常硬，即刚度趋向于无穷大，即KE→∞和Kv→∞，那么就有K≈K1，即隔振系统的刚度就是隔振器的刚度。

当支架的刚度比较低时，例如，隔振器的刚度设计为K1=200 N/mm，2个支架的刚度设计为KE=KV=400 N/mm，即支架比隔振器刚度提高1倍，根据公式(2)计算，隔振系统的刚度K=100 N/mm，即系统实际的刚度比期望的刚度低50%，这样就达不到设计的隔振效果。支架刚度不足会引起局部结构的共振，导致结构噪声被传递到车内。为了达到良好的隔振效果，一般要求支架的动刚度不低于10 000 N/mm。

通过对后悬置主动侧、被动侧支架Y向进行原点动刚度测试，发现被动侧支架动刚度偏低。如表1所示，在400～800 Hz频率段平均值只有 3 200 N/mm，远低于目标要求，导致在该频率段后悬置车身侧出现对应频率区间的共振带，与车内问题频率段相对应。

表1 后悬置主、被动侧支架Y向原点动刚度

被动侧支架原点动刚度过低导致后悬置软垫Y向隔振量偏低(如图6所示)，平均隔振量为 10 dB，对动力系统传来的振动衰减作用变差，啸叫噪声直接传入车内。

图6 后悬置Y向振动隔振量

2.4 优化方案及效果验证

利用CAE分析手段对后悬置被动侧支架进行优化分析，对后悬置Y向结构进行局部加强。

具体优化方案为：① 在支架与副车架之间增加3 mm厚加强筋；② 增加支架与副车架的焊接面积。优化前后结构对比如图7所示。

图7 后悬置被动侧支架优化前后结构对比

优化后效果如下：

1) 优化后动刚度提升至20 000 N/mm以上， 400～800 Hz区间内动刚度提升明显，达到目标要求，见表2。

表2 优化前后被动侧支架Y向原点动刚度对比

2) 对实车进行加速工况的客观测试，后悬置Y向振动中400～800 Hz共振带消失，8阶、10阶振动阶次特征明显减弱，如图8所示。

图8 优化前后后悬置Y向振动频谱对比

3) 车内10阶和22阶齿轮啸叫噪声明显减弱，阶次声压级基本达到目标要求，如图9所示。减速器啸叫主观评价改善明显。

图9 优化前后车内噪声对比

3 结论

1) 悬置系统的隔振性能不但与软垫自身刚度相关，而且受两侧支架的动刚度的影响较大。

2) 悬置支架在50～1 000 Hz内时，原点动刚度平均设计值不得低于10 000 N/mm。

3) 运用结构传递路径分析方法，并且与CAE分析手段相结合解决动力系统啸叫问题，能达到快速、高效、低成本的效果，是整车解决相关问题的重要手段。

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(责任编辑刘 舸)

OptimizationofElectricalVehicle’sGearboxWhineNoiseBasedonTransferPathAnalysis

WEN Guoqing, LI Yanbin, YIN Qilin

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

2016-11-18

温国庆(1987—)，男，主要从事汽车NVH性能研究，E-mail:wenguoqingzhao@163.com。

温国庆，李艳斌，殷麒麟.采用传递路径分析的纯电动车减速器啸叫噪声优化[J].重庆理工大学学报(自然科学)，2017(9):53-57.

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

U463.212

A

1674-8425(2017)09-0053-05