10.16638/jki.1671-7988.2019.13.004
基于传递路径分析的纯电动车驾驶室内
啸叫问题优化
汪跃中，谭雨点，丁润江，朱亮
（奇瑞新能源汽车股份有限公司，安徽芜湖241000）
摘要：针对某纯电动车全油门加速行驶车内产生的啸叫问题，经主观评价及试验诊断分析后，排查出电机转速为5000rpm-6000rpm时车内出现啸叫噪声；通过传递路径分析阐述了减速器啸叫噪声的产生的背景，并进行试验测试、阶次分析、CAE仿真等研究分析方法排查出整车加速过程中车内啸叫声激励源来自减速器内轴2级传动齿轮的阶次噪声；结合开发车型设计情况，并在保证性能的情况下，提出减速器2级齿轮修形优化的方案；对实施优化后方案后的车辆进行试验验证和主观评价，结果表明驾驶室声压级峰值降低了  4.99dB，解决驾驶室内啸叫问题，提高乘坐舒适性。
关键词：纯电动车；啸叫噪声；阶次分析
中图分类号：U463.81 文献标识码：A 文章编号：1671-7988(2019)13-12-04
Optimization of Blade Electric Vehicle Cab Screaming Problem Based on
Transfer Path Analysis
Wang Yuezhong, Tan Yudian, Ding Runjiang, Zhu Liang
（Chery New Energy Automotive Technology Co., Ltd., Anhui Wuhu 241000）
Abstract: Aiming at the screaming problem in a pure electric vehicle with full throttle acceleration, after subjective evaluation and test diagnosis analysis, the screaming noise in the vehicle at the motor speed of 5000rpm-6000rpm was found out. The background of the screaming noise of the reducer was expounded through transmission path analysis, and the research and analysis methods such as test, order analysis and CAE simulation were carried out to find out the whole process.
In the process of acceleration, the internal whistling excitation source comes from the order noise of the two-stage transmission gear of the reducer inner axle; combined with the development of vehicle type design, and under the condition of guaranteeing performance, the optimization scheme of the two-stage gear modification of the reducer is put forward; after the implementation of the optimized s
cheme, the vehicle is tested, verified and subjectively evaluated. The results show that the peak sound pressure level of the cab is reduced by 4.99dB to solve driving problems. The roaring problem in the driving room can improve the ride comfort.
Keywords: blade electric vehicle; screaming noise; order analysis
CLC NO.: U463.81 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2019)13-12-04
沃尔沃ex30引言
作者简介：汪跃中，就职于奇瑞新能源汽车股份有限公司。
随着新能源汽车行业的快速崛起，人们对新能源汽车的
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汪跃中 等：基于传递路径分析的纯电动车驾驶室内啸叫问题优化
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要求不再仅仅局限其动力性、经济性、安全性等方面，对于新能源汽车的NVH 特性要求也颇为严格。对于纯电动汽车而言，在去除发动机噪声的遮蔽效应后，其他声源件的噪声也变得更加明显，对其控制提出的要求也更高。纯电动汽车由于电机及减速器输出高阶激励，整车行驶过程中噪声频谱成分以200-2000Hz 中高频为主，并且在高速时路噪和风噪更为明显。人耳对1000-2000Hz 频率噪声异常敏感，纯电动车有时噪声声压级不大，但电磁力和齿轮结合产生的高频尖锐噪声使人无法接受，因此纯电动车对声品质的要求更高。康强[1]以某电动车电驱动总成啸叫声为研究对象，通过瑞利互逆行原理试验得出动总到车内的空气声传递函数，并通过理论与实际对比，低阶减速器噪声由空气传播和结构传播共同贡献，高阶的减速器和电机噪声完全由空气传播贡献。温国庆[2]对纯电动加速过程中车内减速器啸叫噪声进行分析，经试验发现啸叫噪声由后悬置支架刚度不足引起，通过提出悬置支架优化方案，提高后悬置隔振性能，改善车内减速器啸叫噪声。还有一些[3-4]主要对啸叫噪声分别从电机、减速器及声学包等方面提出改进措施，消除了啸叫噪声，车内声品质大幅提高。
本文以某自主品牌纯电动汽车为研究对象，在整车全油门（WOT ）加速工况过程中，当电机转速为5500rpm-6000rpm 时，驾驶室内会啸叫声，并伴随较强的压耳感，引起车内驾驶员明显不适及烦躁感。因此，本文针对该问题展开分析研究。
1 车内啸叫噪声主观评价与分析
1.1 车内噪声主观评价和试验诊断
买新车提车注意事项以某品牌新开发的纯电动乘用车为研究对象，通过专业主观评价师对驾驶室内噪声诊断表明，整车在WOT 加速工况下，当电机转速在5500rpm-6000rpm 时，驾驶室内出现啸叫噪声，室内乘员双耳有明显压迫感，乘坐舒适性较差。
图1  驾驶员右耳噪声瀑布图
根据主观评价结果，对驾驶室内噪声进行实车测试和数据分析，对整车全油门加速过程中进行试验测试，得到驾驶室噪声测试结果如图1所示，当电机转速在5500rpm-6000rpm 时，驾驶室出现的阶次噪声主要有8.68阶、17.90阶、25.96阶。该试验车辆电机及减速器总成参数如表1、2所示，由动力总成参数可知出现的阶次噪声均为减速器内部的激励，因
此需对减速器内部激励对啸叫问题进行排查。
表1  电机参数
表2  减速器参数
1.2 传递路径分析
对于一个线性传递系统，假设激励源产生i 个激励力，第i 个激励力通过第j 条传递路径到车内的传递函数为H ij (ω)。对的激励源i 通过传递途径j 会产生一个噪声响应量p ij ，该噪声分量可以表示为：
（1）
其中：H ij (ω)为传递函数；F i  (ω)为激励力的频谱。 车内噪声相应收到激励作用，通过全部的传递路径传递到整车车内声压分量为：
（2）
车内噪声收到激励作用进行传递声压成分之和为：
（3）
综上分析可知：控制激励源的大小或者优化噪声传递路径都可以降低车内噪声响应。 1.3 减速器啸叫噪声产生原因
根据试验诊断分析可知啸叫问题源于减速器内部产生，减速器啸叫噪声主要是由于齿轮箱体弹性系统在动态激励载荷作用下的响应。减速器齿轮系统的动态激励分为内部激励和外部激励，内部激励是由于齿轮副在啮合过程产生的动态载荷，主要由时变啮合刚度、传递误差和啮入啮出冲击等因素引起，
这是齿轮啸叫噪声产生的主要原因。外部激励主要由电机转矩波动、转子不平衡等产生的动态冲击。啸叫产生
及传递过程如图2所示。
图2  减速器啸叫产生原因
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14 2 啸叫噪声原因分析
通过对减速器啸叫噪声产生原因分析后，可知驾驶啸叫产生多个阶次噪声，在减速器齿轮不是理想的渐开线形状、制造安装精度等因素下，当外部激励恒定输入过程中，减速器内部齿轮转速发生波动，在啮合过程产生动态冲击，部分振动经过箱体辐射结构噪声，部分振动通过悬置传到车身。齿轮啮合噪声频率ƒ=（N ×n ）/60，N 为齿数，n 为齿轮转速。齿轮啮合基频ƒ，2ƒ和3ƒ等谐频处容易出现较大振动，当这些振动过大引起齿轮啸叫噪声。因此，需对减速器振动传递路径进行分析排查。 2.1 减速器啸叫的阶次分析
asl为了排查减速器产生啸叫问题的具体原因，在减速器上方布置传感器，对减速器近场噪声及壳体振动进行试验测试，按照上述的测试标准进行相同工况的整车WOT 加速试验，减速器近场噪声和壳体振动测试结果如图3、4所示。由图3可知减速器近场噪声出现1级传动齿轮33阶次噪声、2级传动齿轮8.68阶次基频噪声及其谐频噪声、48阶次电机噪声。由图4可知电机转速5500rpm-6000rpm 时，出现8.68阶次基频振动及其谐频振动。根据减速器进场噪声测试结果与驾驶室内对比分析可知，初步判断引起减速器啸叫源是由于2阶传动齿轮引起。
图3  减速器近场声压级瀑布图
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图4  减速器壳体振动瀑布图
2.2 减速器箱体模态分析
为了检验减速器2阶传动齿轮产生啸叫的激励频率是否会通过传动机构与壳体产生共振，对减速器壳体进行模态分析，通过给减速器壳体施加集中质量代替原有动力总成结构，对其进行自由模态分析，前6阶为刚体自由模态，其一阶模态频率如图5所示。根据前文分析激励频率为785.6-868Hz 与减速器一阶模态没有重叠，没有共振现象。
图5  减速器壳体模态分析
2.3 悬置隔振分析
减速器2阶传动齿轮产生啸叫源一部分经过空气辐射到驾驶室，一部分产生振动能量经悬置系统传递到车身，并传递到驾驶室内。如果悬置系统设计不合理，导致传递过程产生异常振动，因此，对悬置系统隔振率进行试验，根据上述在悬置系统传递主、被动安装传感器进行试验，其测试结果如图6所示，在转速5000rpm-6000rpm 范围内，动力总成悬置系统三个方向隔振效果较好，振动传递率均小于10%，满足设计要求。因此，可排除动力总成悬置系统隔振效果不好引起的驾驶室啸叫噪声。
图6  悬置主被动振动加速度
3 减速器啸叫问题优化与验证
根据上述分析可知，减速器啸叫问题是由于减速器2级减速齿轮产生8.68阶次噪声及其谐频辐射噪声。
电机的输入激励频率已经固定，因此需要对减速器2级齿轮机构进行修形。
3.1 减速器内部齿轮修形优化
齿廓与齿向修形是齿轮修形两种主要方式，齿廓修形主要是降低啮合过程降低啮合冲击减少噪音，而齿向修形主要
降低齿面载荷分布系数减少偏载提高承载能力。本文具体参数由减速器供应商进行对其齿轮机构进行修形，主要是2阶齿轮机构产生阶次噪声，因此对其主要进行齿廓修形，齿廓弹性变形量的计算公式为：
（4） 式中：ωt 为单位齿面载荷，N/mm ；ωt =Ft ⁄ b ；F t 为齿轮分度圆上切向力，N ；b 为齿轮有效宽度，mm ；C r 为齿轮啮合刚度，N/mm ·μm 。                  （下转第19页）
谢世滨：解析纯电动汽车的动力电池包轻量化
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参考文献
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（上接第14页）
3.2 驾驶室啸叫问题改善效果验证
最新油价调整预测图7  优化前后驾驶室右耳声压级
图8  修形后8.68阶振动加速度阶次切片图
将改进后的减速器进行装车测试，试验环境和试验工况与之前保持一致，且优化后的减速器还是搭载在之前测试的整车进行试验，将干扰因素将至最低。测试得到的2级传动齿轮修形后驾驶室声压级及8.68阶振动阶次切片图如图7、图8所示。由图7可知，驾驶室内声压级在电机转速5500rpm- 6000rpm 出现峰值明显下降，声压级由68.67dB(A)降为63.68
dB(A)。降了4.99dB(A)。图8所示，引起主要啸叫声8.68阶次振动经过齿轮修形后出现大幅度下降，峰值下降0.71g 。同时，主观评价也表明，改进后驾驶室无啸叫噪声，不适感也基本消失，极大提高了驾驶舒适性。
4 结论
本文基于传递路径分析方法对整车加速过程中啸叫产生原因进行详细的分析，并通过仿真与试验相结合的方法，确定为减速器2级传动齿轮问题，对其进行齿形优化后进行验证，解决啸叫问题，极大提高乘坐舒适性。
参考文献
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