純電動汽車車身泄壓閥引起的低頻渦聲耦合問題識別分析

沈 龍 張 軍 黃應來 李 欣 宋 瓊

(1 浙江智馬達智能科技有限公司 寧波 315336)

(2 吉利汽車研究院寧波有限公司 寧波 315336)

0 引言

國家對新能源汽車發展的持續投入，刺激了新能源汽車行業的蓬勃發展，使中國在短短數年內成為全球第一大新能源汽車市場。純電動汽車有動力強勁的特點，高速工況使用頻繁，且駕乘人員對純電動汽車NVH 性能有著較高的心理預期，高速行駛工況下如果車內存在低頻噪聲問題就容易被顧客投訴，將極大地降低駕乘人員的用車體驗。這不僅對品牌形象造成負面影響，還會帶來高額的售后維護成本。因此，分析低頻噪聲產生機理，針對關鍵影響因素進行前期規避，具有重要的工程意義。

20世紀50年代，因飛機起落架艙及彈藥艙在飛機起降時產生了強烈的嘯叫聲問題，推動了空腔自激振蕩機理分析和振蕩壓力預測等研究的逐漸興起。國內外學者對空腔自激振蕩的現象及機理進行了深入的研究，Rossiter[1]根據渦的運動形式提出了一個聲音的反饋回路模型，對大量實驗參數進行研究，總結出了一個用于預估振蕩頻率的半經驗公式。Heller[2]在不同馬赫數來流下對不同長深比的空腔噪聲進行研究，確定渦的回饋速度為當地聲速，并對半經驗公式進行了修正。Michalke[3]通過對流體運動方程的求解，分析了空腔開口的基本參數和流場特性，為建立空腔共振頻率的預測方法提供了較為清晰的物理圖像。羅柏華等[4]的實驗研究結果表明空腔深度對振蕩頻率影響不大，對模態的幅值有明顯影響，空腔越深，最大振蕩峰值越大。李偉等[5]研究了在汽車空調制冷系統中由制冷劑流動引起的流激噪聲問題，并通過半經驗公式進行了頻率預測與避頻處理來解決問題。劉楊等[6]結合自激振蕩原理，解決了在發動機進氣窄縫式消聲器中的空腔自激振蕩問題，并通過修正經驗公式來確認了自激振蕩頻率。此外，也有較多文獻針對天窗風振和側窗風振[7-9]進行了深入的研究。

本文介紹了高速工況下某電動汽車車身泄壓閥引起車內低頻噪聲問題的案例，通過對道路試驗數據、風洞試驗數據、靜置試驗數據、自激振蕩理論和共振理論的分析，找到了低頻噪聲的關鍵影響因素并提出了可行的工程化方案，有效解決了泄壓閥引起的車內低頻噪聲問題。該案例問題的分析和經驗總結，有助于為后續電動汽車高速工況NVH 設計提供借鑒和指導。

1 問題特征識別

某四驅純電動SUV 開發過程中，出現高速行駛時車內低頻轟鳴噪聲問題。經過主觀評價，問題現象如下：(1) 空調置于外循環狀態，在光滑平直路面上行駛，當車速上升至130 km/h 時，在車輛后排位置能夠聽到明顯的低頻噪聲；(2) 隨著車速繼續上升，后排低頻噪聲幅值明顯增加，當車速為140 km/h 時噪聲達到最大；(3) 空調置于內循環狀態，各車速均無明顯的低頻噪聲。隨著高速公路里程總和的不斷增長和純電動汽車動力的不斷提升，高速工況使用愈發頻繁，這大大增加了低頻噪聲問題發生的概率，降低了乘坐舒適性，可能會引起市場抱怨。

該車前后搭載了兩臺永磁同步電機，前后電機下方均設計了平整的下護板。前電機下護板與前保險杠和動力電池前端平齊連通，后電機下護板與動力電池后端和后保險杠平齊連通。因避讓后懸架運動包絡，后底護板與后保險杠之間存在較大的缺口。泄壓閥左右對稱布置于車身末端兩側，開口朝向車輛正后方。這種車輛底部平順的結構帶來了較好的風阻表現，但也為氣流順利進入后保險杠并流經泄壓閥表面創造了條件。

1.1 道路試驗測試分析

結合主觀評價結果，為了進一步分析此問題的特征，如圖1 所示，分別在駕駛員左耳、副駕駛員右耳、左后乘客左耳、右后乘客右耳布置傳聲器，汽車在光滑平直路面上，空調置于外循環狀態，以140 km/h 車速勻速行駛，測試車內各位置噪聲數據。

圖1 傳聲器布置示意圖Fig.1 Microphone layout diagram

車內噪聲測試結果如圖2 所示。通過對各位置噪聲的頻域特征分析及聲頻回放和濾波回放的對比辨識，可以得出：(1) 車內低頻噪聲存在明顯的位置特征，前排不明顯而后排明顯。車內后排左右位置位置噪聲特征一致，均存在55 Hz 低頻噪聲峰值特征。前排左右位置噪聲特征一致，均無低頻噪聲峰值特征。(2) 車內后排噪聲頻譜呈現出以18 Hz 為基頻，37 Hz、55 Hz、73 Hz 為倍頻的諧階次特征。(3) 車內后排噪聲峰值以55 Hz為中心頻率，幅值達57 dB(A)，此為整車抱怨問題的客觀測試特征。

圖2 140 km/h 車內各位置噪聲頻譜圖Fig.2 Noise spectrum of each position at 140 km/h

車輛高速行駛時受到的激勵主要來自于三個方面：第一是動力傳動系統的旋轉激勵；第二是路面激勵；第三是高速氣流激勵。問題發生與空調外循環狀態強相關，高速行駛空調置于外循環狀態時泄壓閥處于開啟狀態，存在高速氣流激勵泄壓閥引起低頻噪聲問題的可能性。

1.2 風洞試驗測試分析

為了鎖定高速低頻噪聲問題的激勵源，在聲學風洞中進行激勵源分離試驗驗證。分別在駕駛員、副駕駛員、左后乘客、右后乘客位置布置人工頭，測試0°偏航角，來流速度140 km/h，空調置于外循環狀態下的車內噪聲數據。

測試結果如圖3 所示。因風洞只有穩定來流激勵，相比于道路試驗低頻成分激勵偏少，如再使用A 計權將低頻部分的幅值降低，會導致對低頻數據分析的失真，故對風洞數據采取不計權分析。通過噪聲回放辨識及各位置噪聲頻域特征分析可得到以下結論：(1) 風洞試驗結果與道路試驗結果一致，后排左右位置噪聲頻譜一致，存在明顯的18 Hz、55 Hz 倍頻特征。前排左右位置噪聲頻譜一致，沒有低頻噪聲特征。(2) 風洞試驗中，高速氣流單獨激勵可以復現低頻噪聲問題，說明該問題產生與路面激勵和動力傳動系統旋轉激勵無關，屬于氣動噪聲類型。

圖3 140 km/h 風洞試驗車內各位置噪聲頻譜圖Fig.3 Noise spectrum of each position at 140 km/h at wind tunnel

2 潛在機理分析

2.1 激勵源特征分析

為了分析高速低頻噪聲問題發生的潛在原因和影響因素，結合道路試驗、風洞試驗分析結論，設計底護板間隙封閉、左側泄壓閥封閉、右側泄壓閥封閉、兩個泄壓閥封閉的4個驗證方案，進行排查對比工作。泄壓閥封閉狀態如圖4所示，并在兩個泄壓閥近場布置傳聲器，以分析泄壓閥位置的聲源特征。

圖4 泄壓閥封閉示意圖Fig.4 Decompression air vent closed schematic diagram

整車以140 km/h 車速勻速行駛時，分別測試各方案車內右后乘客右耳噪聲，并進行主觀評價。測試結果如圖5 所示。主要排查工作的結論如下：(1) 兩個泄壓閥封閉后，主觀評價問題消失，客觀測試后排噪聲18 Hz峰值降低12 dB(A)，55 Hz峰值降低了12 dB(A)，確認問題由泄壓閥引起，18 Hz峰值與55 Hz峰值呈現出正相關性；(2) 只進行左側或右側泄壓閥封閉，后排噪聲55 Hz 峰值下降8 dB(A)，只封閉一個泄壓閥問題峰值有所下降，但問題特征仍然存在，即每個泄壓閥均單獨對低頻噪聲問題產生貢獻；(3) 封閉底護板與后保險杠縫隙，問題頻率峰值下降5 dB(A)，由于縫隙不能完全封閉，故問題不能完全消失。

圖5 各驗證方案車內噪聲頻譜圖Fig.5 Interior noise spectrum of each verification scheme

泄壓閥近場噪聲測試結果如圖6 所示，左右泄壓閥近場噪聲均出現了明顯的18 Hz 峰值特征，并伴隨有37 Hz、55 Hz 為倍頻的諧階次峰值特征，此為泄壓閥處因氣流產生的激勵源特征。

圖6 泄壓閥近場噪聲頻譜圖Fig.6 Near-field noise spectrum of decompression air vent

根據以上道路試驗方案排查結果，初步推測低頻噪聲產生機理為氣流流經泄壓閥產生18 Hz 激勵源，該激勵源諧階次與車內某頻率為55 Hz 的模態耦合放大，形成了車內55 Hz低頻噪聲問題。

2.2 靜置試驗分析

為驗證道路試驗排查推測，設計如圖7 所示的靜置試驗裝置，使用體積聲源模擬泄壓閥處激勵，同步測試車內噪聲響應，研究泄壓閥處激勵頻率與車內噪聲響應頻率的關系。

圖7 靜置試驗示意圖Fig.7 Diagram of standing test

靜置試驗裝置由消聲室、整車、體積聲源、車內傳聲器和數采設備構成。試驗時將整車靜置于消聲室，泄壓閥閥片開啟，體積聲源布置在泄壓閥開口處進行聲載荷激勵，并分別在車內駕駛員左耳、副駕駛員右耳、左后乘客左耳、右后乘客右耳布置傳聲器，通過數采設備記錄數據，同步進行主觀評價。

首先使用體積聲源進行慢速掃頻激勵，在車內進行主觀評價，當掃頻激勵在18 Hz 附近時車內出現了明顯的低頻噪聲。然后使用體積聲源進行18 Hz為基頻的定頻激勵，并同步測試車內噪聲，計算聲聲傳遞函數，測試結果如圖8 所示，聲聲傳遞函數曲線出現了明顯的18 Hz 和55 Hz 峰值。確認泄壓閥處18 Hz 聲載荷激勵能夠引起車內18 Hz 和55 Hz的噪聲響應。

圖8 靜置試驗車內聲聲傳函Fig.8 Acoustic transfer function in static test

2.3 車內空腔模態分析

將車內空腔簡化，建立實體模型，進行二維網格劃分，然后生成三維網格進行車內空腔模態的有限元仿真分析。車內聲腔縱向一階模態頻率及振型仿真結果如圖9 所示。車內低頻噪聲存在前排無后排有的位置特征，與車內空腔縱向模態節線位于前排人耳位置吻合。

圖9 車內聲腔縱向一階模態Fig.9 Longitudinal first-order mode of vehicle interior acoustic cavity

仿真分析模態值58 Hz 與實車問題頻率存在3 Hz 差異，仿真差異主要來源是幾何建模的簡化不夠精準、材料屬性定義不夠準確、邊界條件定義存在差異等?？紤]實車問題是以55 Hz為中心頻率，故仿真結果可以參考。

通過道路試驗排查確認泄壓閥導致了高速低頻噪聲問題，并確定泄壓閥處存在18 Hz 激勵；通過靜置試驗確認了泄壓閥處18 Hz 激勵引起了車內55 Hz 低頻噪聲響應；通過仿真分析確認了車內空腔縱向一階模態頻率與問題噪聲頻率接近。

以上分析可以進一步推測高速低頻噪聲問題潛在機理為：氣流流經泄壓閥空腔引起渦的脫落，脫落渦的頻率與下游渦爆破聲波耦合，產生頻率為18 Hz 的自激振蕩現象，泄壓閥內腔為深腔，導致自激振蕩頻率出現多個諧階次特征，其三階與車內縱向一階聲腔模態耦合共振，導致車內存在明顯的55 Hz低頻噪聲。

3 渦聲耦合與共振理論分析

結合道路試驗排查、靜置試驗、仿真分析得出的高速低頻噪聲問題潛在機理，將整車外循環狀態下的車內空腔和泄壓閥系統簡化成開口空腔模型。高速行駛時，氣流流經該模型并產生自激振蕩現象，自激振蕩頻率或其諧階次頻率與車內聲腔模態耦合共振引起低頻噪聲問題。

3.1 渦聲耦合的自激振蕩

如圖10 所示的長為L、深為H、寬為B的空腔，Rossiter 從渦運動的角度提出了一個聲反饋模型，空腔口流動的剪切層是由空腔前邊緣周期性脫落的渦組成，并向下游流動，脫落的渦流動到空腔后緣并與之發生碰撞相互作用后，產生的壓力波反向向上游傳播，當壓力波傳遞到空腔前緣時會激發新的渦脫落。當空腔前緣脫落渦與反饋聲波組成的回路滿足一定相位關系，空腔前緣的渦就會不斷被激勵發生周期性脫落，從而導致出現渦聲耦合的自激振蕩現象。

圖10 渦聲耦合自激振蕩回路Fig.10 Vortex-acoustic coupling self-excited oscillation circuit

振蕩的周期為渦從空腔前緣脫落到運動至空腔后緣發生碰撞與碰撞后壓力波傳遞至前緣的時間之和。朱幼君[10]通過實驗將預測自激振蕩頻率的半經驗公式修正為

式(1)中，Uc是自由來流速度，Mac是來流馬赫數，1/k是由實驗確定的常數，n為正整數，L為空腔長度。

本文選擇高精度的便攜式單點熱敏風速儀，對公共道路上高速行駛車輛的泄壓閥位置進行了局部氣流速度的測量。熱敏式風速儀的工作原理是將一根通過電流加熱的金屬絲置于被測量氣流之中，由于金屬絲散熱量與氣流流速直接相關，就可以將金屬絲溫度變化量轉換成可測的電信號，從而精準地測量出氣流流速。經過實車測量的數據統計，泄壓閥附近的氣流流速在6.3～6.9 m/s之間，屬于超低馬赫數范圍，可適用于半經驗公式(1)。實車流速測量偏差的原因與熱敏式風速儀測點的位置、角度和行車穩定性等因素相關。根據文獻[10]，常數1/k為1.75，由于泄壓閥長度L為0.18 m，可推算出自激振蕩頻率在15.9～17.4 Hz 之間，這比實車測試的車內噪聲峰值頻率偏小了0.6～2.1 Hz。

3.2 渦聲耦合與共振

渦聲耦合共振屬于空腔駐波模態控制的振蕩現象，特別是深腔結構特別容易引起這種現象，高馬赫數下的淺腔也會出現該現象。關于矩形空腔內的聲學模態可以通過剛性壁質點的速度為零這一邊界條件得出空腔內聲波的圓頻率為[11]

由式(2)可以看出，空腔內的聲學模態特征只與空腔的結構尺寸相關。因此，只要渦聲耦合自激振蕩頻率或其諧階次頻率與空腔聲學模態頻率接近或相等時，就可能會發生車內的低頻渦聲耦合共振現象，并在車內空腔模態頻率上引起聲壓響應峰值。

4 工程化改進措施及驗證

對于部分純電動汽車而言，往往在較為短小的車身尺寸上追求大軸距，自然會出現前后懸尺寸變短的考慮，導致布置在車輛兩側的泄壓閥只能布置到車輛正后方，增加了低頻渦聲耦合的發生概率。如果調整泄壓閥位置，需要進行大量開發驗證工作，周期長，成本高。所以考慮泄壓閥本身結構優化，探討能否快速解決該車型低頻噪聲問題就有較大的工程意義。

結合道路試驗排查分析結果，將工程化方案設計為接近泄壓閥封閉狀態即可解決高速低頻噪聲問題，但泄壓閥又必須保證泄壓功能。設計如圖11所示的泄壓閥罩來解決高速低頻聲問題。泄壓閥罩總體呈現出U型槽結構，壁厚2 mm，采用注塑工藝一體成型。其內輪廓長度和寬度與泄壓閥外輪廓長度和寬度相同，其內輪廓深度比泄壓閥閥片展開運動包絡面深5 mm。泄壓閥罩通過卡接方式安裝在泄壓閥外側，泄壓閥罩左右對稱分布4 對卡扣提供主要卡接力及X向與Y向定位，上方一個卡扣與下方兩根筋配合進行Z向定位。在其上下部及正面局部設計排氣孔，以滿足開關門力、開關門聲品質和空調對通風的要求，正面大部分為封閉結構，用來阻擋氣流流經泄壓閥，從而達到破壞渦聲耦合的形成條件。

圖11 泄壓閥罩工程化方案示意圖Fig.11 Decompression air vent cover engineering scheme diagram

工程化方案實施后，主觀評價結果為：高速工況下車內低頻噪聲消失?？陀^測試結果如圖12 所示，18 Hz渦聲耦合自激振蕩峰值降低11 dB(A)，與車內空腔55 Hz 縱向一階模態共振頻率峰值降低13 dB(A)。主觀評價與客觀測試結果均顯示泄壓閥罩工程化方案可以有效解決高速工況下泄壓閥引起的低頻噪聲問題。

圖12 工程化方案道路試驗效果Fig.12 Road test effect of engineering scheme

5 結論

隨著純電動汽車從低速化向高速化的趨勢發展，市場用戶將越來越關注和重視車輛高速行駛工況的NVH 問題，對于車身泄壓閥引起的車內低頻噪聲問題，行業內還缺少廣泛深入的分析研究。本文以某純電動SUV車型在130 km/h以上車速行駛工況的后排低頻轟鳴聲問題為案例背景，系統性地進行了整車道路測試與風洞試驗的診斷識別分析，闡述了基于渦聲耦合理論的潛在機理假設，提出可工程實施的泄壓閥設計優化方案，并通過實車道路試驗驗證了該措施方案的有效性，這對純電動汽車的氣動噪聲性能開發有一定的借鑒參考價值。

此外，由于車身泄壓閥處于車內外的交匯接口位置，其附近空間的流場特性比較復雜，需要從渦聲耦合自激振蕩的理論方法、高置信度的計算流體動力學仿真分析和風洞道路試驗等方面，開展進一步的理論試驗研究，并在車型項目開發前期合理地優化設計泄壓閥的位置和結構等參數，避免高速行駛下車內的低頻氣動噪聲問題。