0 前言 

随着新能源纯电动汽车的消费者不断增多，对整车 NVH 性能要求也越来越高。据统计，NVH 问题占 整车 1/3 的问题，国内各大主机厂在整车 NVH 研发上 都非常重视。新能源纯电动汽车相比传统汽车，行驶时没有传统燃油汽车发动机的掩蔽效应，电机噪声、 减速器齿轮啮合噪声、异响以及低频路噪等问题较容易被乘员感知到。

本文以某自主品牌在研纯电 SUV 为整改对象，通过 ODS、模态和振动噪声相关性分析，找到了车内产生低频路噪的原因，并通过在背门增加动力吸振器， 提升了整车 NVH 水平，具有较大实际意义。

1 路面噪声发生机理以及评价方法

1.1 路面噪声产生的机理

路噪是 NVH 性能开发一项重要指标，路噪主要由以下三种原因产生：

车辆行驶在凹凸不平路面导致的振动和冲击经过底盘悬架、副车架、车身传递到车内，表现频率为 20~180 Hz，由底盘悬架系统部件、车身钣金模态共振导致。

由轮胎空腔共振引起的振动噪声，频率表现为180 ～ 250 Hz。

车辆在路面行驶时轮胎表面与路面和空气摩擦产生的摩擦声，轮胎滚动扰动产生的气动噪声，轮胎花纹与地面不断接触产生的气泵噪声，表现频率为 600 ～ 3000 Hz 左右。

路噪传递路径分为结构和空气传递，结构传递主要由路面激励经过轮胎、悬架系统 / 副车架传递车身 再向车内辐射噪声。空气噪声传递主要由轮胎与地面相互作用产生，经过车身结构、孔洞和缝隙传递到车内。 如图 1 所示为路噪传递路径。

图1 路面噪声传递路径

1.2 路噪评价方法

整车路噪评价方法分为主观和客观测试数据评价。 主观评价评分采用 10 分制评价打分，评价路面为 粗糙沥青、光滑沥青和刻槽水泥等路面，以 40 km/h、 60 km/h 和 80 km/h 作为评价工况，分别对整车行驶状态下鼓噪声、轮胎空腔声、胎噪声进行主观评价，评价人员一般由经验丰富的专业人员评价打分，打分细则如表 1 所示。

客观数据评价是在车内乘员耳旁布置传声器，采用专业的测试设备评估车内乘员耳旁总声压级大小，并与竞品车进行对比，分析问题频段噪声大小差异，识别车内噪声峰值，幅值贡献量大小，为下一步解决问题提供数据依据。

2 某纯电 SUV 路噪问题诊断分析

2.1 问题描述

某在研纯电 SUV 40 km/h 低速行驶通过不平整路面及粗糙路面时，车内前排路噪声问题较大，存在低频压耳感，让人感到不适。该车原状态主观评价分数为 5 分，主要低频压耳声较明显，不可接受，需进一步整改优化问题。

2.2 客观数据采集

客观数据采集采用西门子 Simcenter SCADAS Mobile 40 通道数采前端，软件版本采用 Simcenter Test lab 2019.1 版本测试，传声器采用 BCP HT378B02 自由场传声器，测点布置根据该公司内部标准，布置在驾驶人外耳旁。测试工况为 40 km/h，测试路面选择粗糙沥青路，试验场地周围空旷无较大声源、建筑物， 风速小于 5 m/s。

从频谱数据上看，车内 34.5 Hz 附近存在较大噪声峰值，峰值最高幅值为 55 dB(A)，通过滤波回放及整车主观评价对比，确认车内低频压耳声为 34.5 Hz 附 近贡献。详细测试数据如图 2 所示。

图2 驾驶人外内耳噪声

2.3 ODS 分析

2.3.1 ODS 原理 

ODS（Operation Deflection Shape，工作变形量分析） 是指结构部件在实际工作中振动产生的变形量。ODS 能够反映结构在实际工况下对应的特定频率，各结构测点自由度之间的运动形态。使用 ODS 测试分析技术， 可以快速定位振动产生的声源，并能对振动噪声传递路径进行判断分析，为噪声振动相关性研究提供数据依据。在工程实际中，通常采用传导函数法作为 ODS 的测量模型。传导函数的定义公式如下：

式中，T_ij(ω) 为相对 ODS 值；X_i (ω) 为测点 i 处的振动 加速度值；X_j (ω) 为参考点 j 处的加速度的值。

根据该车实际部件外观轮廓，分别对前、后悬架，前、后副车架，地板、侧门、背门、顶棚、立柱和备 胎槽建立 ODS 模型，并连接起来，总共建立 183 个测 点，测试工况为 40 km/h 粗糙路面匀速行驶。详细测点及 ODS 测点模型如图 3 所示。

图3 ODS 测点模型

2.3.2 ODS 振型分析

通过计算整车 ODS 振型，发现前、后悬架以及背门 X/Z 向测点均存在 35 Hz 左右的振型，与悬架系统振型频率相同，存在耦合现象，且与车内压耳感频率 34.5 Hz 频 率较近，初步判断振动源从车轮经过前后悬架系统传递到车身，通过背门铰链激励背门，使背门被激励产生响应， 向车内辐射噪声。从车内噪声和背门外板噪声振动相关性分析，噪声峰值与车内噪声峰值贡献的频率一致，并且打开背门一级锁，主观上低频压耳声减弱很多，基本上达到可接受状态，初步判断背门的模态被激励起来的相关性较大。详细振型如图 4 和图 5 所示。

图4 前、后悬架背门 ODS 振型

图5 车内噪声与背门内板振动相关性对比

2.3.3 模态分析

通过以上 ODS 及振动噪声相关性分析，背门上的振动与车内噪声响应噪声频率一致，故对背门进行模态测试分析，根据背门的轮廓建立模态模型，总共建立 40 个测点，采用模态锤击法测试，从振型上看，背门存在 X 向 34. 6Hz 模态，与车内 34.5 Hz 附近噪声峰值一致。由此可知，车内低频压耳声主要由背门模态引起。详细模态振型如图 6 所示。

图6 背门 X 向模态振型

3 优化方案设计和验证

该车型底盘件为平台共用件，底盘结构传递路径优化很难实现，从背门结构钣金优化又涉及修改模具，成本较高，项目费用有限，调节背门缓冲块硬度改变背门刚度又涉及后期量产过坏路异响问题，一次性很难把控，经过项目组再三讨论，决定在背门上加动力吸振器优化该问题。

3.1 动力吸振器原理

如图 7 所示为动力吸振器原理模型，图中 K₁ 和 M₁ 分别为主系统刚度和质量，K₂ 和 M₂ 为动力吸振器系统刚度和质量。

图7 动力吸振器模型

动力吸振器是在主系统上增加弹簧质量系统，共振时动力吸振器产生和激励频率 180°的相位反力，整个激励力就会通过橡胶传递到吸振器上，从而减小系统某频率下的振动。振动系统的公式如下：

式中，x₁、x₂ 分别为主振系统和动力吸振器位移；k₁、k₂ 分别为主振系统和动力吸振器刚度；M₁、M₂ 分别为主 振系统和动力吸振器质量；C 为吸振器阻尼；F 为系统激励力。

当 F 为简谐激励时，F(t)=F₀e^jωt , 系统的响应可以表示为：

将响应表达式代入振动微分方程，可得主系统的幅频特性曲线：

式中，质量比 ，主系统固有频率 ， 单位 rad/s，动力吸振器固有频率 ，单位 rad/s; 吸振器阻尼比 ，主系统静变形为 ，强迫振动比 ，固有频率比 。

动力吸振器最优同调：

最佳阻尼比：

最优设计条件时最大振幅比：

从公式（7）可知，动力吸振器最优同调、最优阻尼都是由质量比决定的，质量比大小越大，动力吸振器吸振效果越好。

3.2 动力吸振器参数设计

动力吸振器质量为 2.4 kg，主振系统质量为 33 kg， 则质量比为：

最优同调频率比为：

吸振器刚度为：

吸振器最优阻尼比为：

增加吸振器模型如图 8 所示。

图8 有无吸振器对比模型

3.3 实车验证

考虑到背门空间限制以及吸振器安装的便利性，经过综合评估后决定将吸振器安装背门中间位置，如图 9 所示。

图9 动力吸振器安装位置

背门中上部位置增加动力吸振器后，车内 35 Hz 附近噪声峰值降低4.8 dB(A)，实车主观评价低频压耳声降低明显，处于可接受状态。详细数据如图 10 所示。

图10 背门加吸振器前排噪声对比

4 结语

针对某 SUV 纯电车在开发过程中后排存在低频压耳声问题，测试识别出问题频率为 35 Hz 附近峰值。 经 ODS 测试、模态测试分析方法诊断，识别出悬架 系统 ODS 振型频率与背门模态频率一致，存在共振现象。

研究团队提出在后背门加动力吸振器解决方案进行优化，对有阻尼吸振器理论分析，设计出合理的吸振器，优化后背门共振问题，最后经过实车试验验证，在背门中下部位增加吸振器，车内 35 Hz 峰值频率降低 4.8 dB(A)，整车主观上压耳感明显降低，状态可接受。

在背门上增加吸振器的工程应用方案，能有效地解决车辆在研发过程中振动噪声问题，对存在类似问题的其他车型提供工程化优化参考。

参考文献

[1] 曹树谦.张文德.萧龙翔.振动结构模态分析-理论、 实验与应用 [M]. 天津：天津大学出版社 , 2001.

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