基于高維模型的客車發(fā)動機懸置系統(tǒng)NVH性能優(yōu)化

李偉平，尹文鋒，曾亮銘，楊玉清，毛光軍

（湖南大學(xué) 汽車車身先進制造國家重點實驗室，長沙 410082）

基于高維模型的客車發(fā)動機懸置系統(tǒng)NVH性能優(yōu)化

李偉平，尹文鋒，曾亮銘，楊玉清，毛光軍

（湖南大學(xué) 汽車車身先進制造國家重點實驗室，長沙 410082）

汽車NVH性能是衡量汽車乘坐舒適性的重要指標(biāo)，其噪聲聲壓級高低和振動幅值大小直接影響乘員的主觀感受。通過怠速時整車NVH測試，確定動力總成懸置系統(tǒng)對駕駛員座椅處NVH性能影響最大。選取動力總成四點懸置處剛度和阻尼作為設(shè)計變量，利用基于薄板樣條插值函數(shù)的高維模型（TPS-HDMR）構(gòu)建設(shè)計變量與目標(biāo)函數(shù)之間的近似模型。以駕駛員座椅處振動幅值為約束條件，采用遺傳算法對駕駛員右耳處聲壓級進行優(yōu)化，優(yōu)化結(jié)果表明客車NVH性能得到明顯提升，驗證了該方法的可行性。

振動與波；NVH測試試驗；懸置系統(tǒng)；薄板樣條插值函數(shù)；近似模型；遺傳算法

汽車車內(nèi)噪聲直接影響汽車乘坐舒適性，也是汽車質(zhì)量評價的標(biāo)準(zhǔn)之一。發(fā)動機動力總成系統(tǒng)是汽車振動噪聲來源的重要部分。為了降低發(fā)動機的振動，大量采用隔振、降噪的懸置元件，而懸置元件參數(shù)選取一直是發(fā)動機隔振研究的熱點問題[1]。

近年來對這方面問題有不少研究，楊明亮等提出利用響應(yīng)面法得到車內(nèi)噪聲與動力總成懸置系統(tǒng)特性參數(shù)定量關(guān)系的響應(yīng)面模型，進而建立動力總成懸置系統(tǒng)聲學(xué)優(yōu)化模型[2]；溫任林等建立15自由度的力學(xué)模型[3]，建立以汽車駕駛室振動能量最小和發(fā)動機懸置能量解耦為綜合目標(biāo)的多目標(biāo)優(yōu)化模型，對發(fā)動機懸置參數(shù)進行了優(yōu)化，優(yōu)化效果較好。

近年來為了提高計算效率，應(yīng)用響應(yīng)面法、Kriging插值等近似方法處理低維和非線性程度不高的問題取得了很好的效果。而對于復(fù)雜的非線性模型，隨著維數(shù)和非線性程度的增加，構(gòu)造近似模型所需的樣本點數(shù)量和計算花費呈指數(shù)增長，計算效率大大降低。高維模型可以將計算時間和效率隨維數(shù)或非線性程度呈指數(shù)級增長的隱函數(shù)，轉(zhuǎn)換成可以忽略高階耦合項的多項式函數(shù)，從而節(jié)省了計算時間，在處理非線性高維問題時優(yōu)勢明顯[4–6]。

本文針對某中型客車怠速噪聲過大的問題，進行客車NVH試驗與分析，找出原因。以發(fā)動機四點懸置處的剛度和阻尼為設(shè)計變量，駕駛員右耳處聲壓級與座椅處振動均方根值為目標(biāo)，建立基于TPSHDMR的高維近似模型。運用遺傳算法對其動力總成四點懸置處的彈性元件特性參數(shù)進行優(yōu)化和設(shè)計。

1 整車怠速時NVH試驗及分析

某型號客車在怠速轉(zhuǎn)速為700 r/min～800 r/min時，車體產(chǎn)生強烈的振動，車內(nèi)的噪聲較大，客車的乘坐舒適性降低。通過對整車進行NVH測試，分析振動產(chǎn)生原因。

1.1 客車NVH性能測試及測點布置

整車NVH性能測試測點布置：振動測點12處、噪音測點11處。如圖1、圖2所示。

圖1 實際振動測試點布置

圖2 實際噪聲測試點布置

1.2 客車NVH性能測試結(jié)果及分析

根據(jù)客車怠速時出現(xiàn)的振動問題，測量空調(diào)關(guān)閉條件下不同轉(zhuǎn)速n（600、700、800、900、1 000、1 100、1 200）下的振動和噪聲信號。通過信號采集分析來準(zhǔn)確了解整車的噪聲和振動特性，測試結(jié)果如圖3、圖4所示。

圖3 怠速時座椅處振動測試結(jié)果

圖4 整車內(nèi)部噪聲測試結(jié)果

從圖3、圖4分析可知，該型號客車的NVH性能在怠速轉(zhuǎn)速在700 r/min～800 r/min之間急劇變差，且達(dá)到峰值，與主觀評價相符合。

車輛怠速工況下，車輛噪聲源會出現(xiàn)明顯的階次現(xiàn)象，即發(fā)動機凸輪軸運動引起的與轉(zhuǎn)速相關(guān)的振動與噪聲，與發(fā)動機沖程數(shù)量和缸數(shù)相關(guān)。發(fā)動機振動的激勵頻率主要為發(fā)動機氣缸內(nèi)點火燃燒、曲軸輸出脈沖扭矩引起的激勵頻率，其大小為

式中n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速(r/min)；

i為缸數(shù)；τ為沖程系數(shù)；

f為發(fā)動機激勵頻率(Hz)。

該試驗客車的發(fā)動機為直列四缸四沖程柴油發(fā)動機，根據(jù)上式計算得750 r/min怠速工況下發(fā)動機振動激頻為12.5 Hz，則第2階為25 Hz，第4階、第6階以此類推。該車在怠速（750 r/min左右）工況下車內(nèi)振動1/3倍頻程分析和階次分析結(jié)果如圖5至圖7所示。

圖5 怠速時駕駛員座椅上1/3倍頻程振動圖

圖6 怠速時駕駛員座椅上振動階次圖

圖7 怠速時駕駛員座椅上振動階次跟蹤占比圖

由圖5、圖6、圖7分析可知，該工況下振動激勵主要來自發(fā)動機，數(shù)據(jù)分布整體呈現(xiàn)階次狀態(tài)，“高峰”為發(fā)動機各階振動頻率造成的。第2階（25 Hz）的影響最大，且占主導(dǎo)地位，其后隨著階次升高影響依次下降。在怠速（750 r/min）工況下，車內(nèi)噪聲振動在25 Hz附近處的幅值有明顯增大，對車內(nèi)NVH性能影響最大，進一步驗證了客車在轉(zhuǎn)速為700 r/min～800 r/min之間時會出現(xiàn)振動噪音較大的問題。

1.3 駕駛員座椅振動傳遞路徑分析

由于激勵力的測量受到動力總成空間的限制，試驗時在發(fā)動機四點懸置處和駕駛員座椅上布置振動加速度傳感器。分別測量發(fā)動機輸入的振動激勵和通過發(fā)動機懸置傳遞到座椅上的振動。最后計算得到發(fā)動機四點懸置與駕駛員座椅的振動傳遞函數(shù)表達(dá)式如下[7]

式中

i為發(fā)動機懸置點（i=1～4）；

Hi為第i個發(fā)動機懸置振動傳遞函數(shù)；

Ai,seat為第i個發(fā)動機懸置所對應(yīng)的主駕駛員座椅處加速度值；

Ai,mount為第i個發(fā)動機懸置處的加速度值。

根據(jù)測量計算，怠速（轉(zhuǎn)速為750 r/min左右）時發(fā)動機四點懸置與駕駛員座椅的振動傳遞函數(shù)曲線如圖8至圖11所示。

圖8 右前懸置處與駕駛員座椅振動傳遞函數(shù)

圖9 右后懸置處與駕駛員座椅振動傳遞函數(shù)

圖10 左前懸置處與駕駛員座椅振動傳遞函數(shù)

圖11 左后懸置處與駕駛員座椅振動傳遞函數(shù)

由圖8、圖9、圖10、圖11可知：在發(fā)動機二階激勵頻率段四點懸置激勵所致的發(fā)動機的振動的衰減效果變差，而在其他頻率段內(nèi)衰減效果相對較好。因此該客車在怠速狀況下車內(nèi)噪聲振動問題主要是由發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計匹配不合理引起的。為解決這一問題，本文優(yōu)化發(fā)動機懸置系統(tǒng)彈性元件特性參數(shù)，以提高客車整車的NVH性能。

2 客車聲-固耦合系統(tǒng)建模仿真

2.1 車身有限元模型的建立與驗證

本文利用HyperMesh建立車身各部件的有限元模型。模型相關(guān)參數(shù)如下：

網(wǎng)格大小為20 mm，材料密度為7.8 g/cm3，彈性模量為2.1×105Mpa，泊松比為0.3，整個車身模型有580 559個節(jié)點、575 636個殼單元和42 578個六面體單元。模型如圖12所示。

圖12 客車車身有限元模型

計算該車身在0～100 Hz之間的模態(tài)，并對車身進行模態(tài)試驗。計算模態(tài)和試驗?zāi)B(tài)的結(jié)果對比見表1。由表1可知，試驗?zāi)B(tài)和計算模態(tài)的頻率偏差在5%之內(nèi)，驗證了車身有限元模型準(zhǔn)確性。

2.2 聲-固耦合模型建立

建立車身內(nèi)部聲腔網(wǎng)格。根據(jù)每個聲波波長至少含有6個聲學(xué)單元的原則，結(jié)合本文的計算頻率（20 Hz～200 Hz），取聲學(xué)單元網(wǎng)格的長度為100 mm。聲固耦合模型見圖13，模型的相關(guān)參數(shù)如下：

圖13 客車內(nèi)部聲腔網(wǎng)格模型

單元總數(shù)量為180 560個（其中90%以上為四面體單元），節(jié)點總數(shù)為186 571個；空氣密度為1.29 kg/m3；體積模量為 141.6 kN/m2。

將客車聲振模型導(dǎo)入LMS.Virtual.Lab中進行聲振耦合分析，得到怠速工況下發(fā)動機懸置特性參數(shù)不同時的駕駛員右耳處聲壓值。

由于怠速狀態(tài)下，客車座椅導(dǎo)軌處的振動來自于發(fā)動機振動向車身傳遞的結(jié)構(gòu)振動激勵。本文利用LMS Test.Lab軟件直接測量發(fā)動機四點懸置處的激勵，將采集的時域信號進行A/D和FFT變換，轉(zhuǎn)化為頻域信號，最后將激勵的頻域信號加在發(fā)動機四點懸置處，在Hyper Works軟件中求出客車座椅處的振動響應(yīng)。

3 發(fā)動機懸置系統(tǒng)高維模型建立

3.1 設(shè)計變量選取

發(fā)動機懸置共有4個橡膠元件，其中2個連接發(fā)動機和發(fā)動機支架（副車架），另外2個連接發(fā)動機和車身。本文選取發(fā)動機4點懸置處橡膠元件剛度和阻尼為設(shè)計變量，駕駛員右耳處聲壓級和駕駛員座椅振動均方根值為目標(biāo)，建立懸置系統(tǒng)高維模型。8個設(shè)計變量如下：

x1、x5為發(fā)動機前部與發(fā)動機支架連接橡膠件的剛度和阻尼；

x2、x6為發(fā)動機后部與發(fā)動機支架連接橡膠件的剛度和阻尼；

x3、x7為發(fā)動機前部與車身連接橡膠件的剛度和阻尼；

x4、x8為發(fā)動機后部與車身連接橡膠件的剛度和阻尼；

各設(shè)計變量取值范圍如表2所示。

3.2 高維模型構(gòu)建

本文選擇TPS-HDMR方法來構(gòu)建客車懸置系統(tǒng)彈性元件特性參數(shù)與駕駛員右耳處聲壓級及駕駛員座椅振動均方根值的近似模型，其構(gòu)建優(yōu)化目標(biāo)響應(yīng)近似模型的具體步驟如下[8]：

(1)選取中心點X0=[x1,x2,…,x8]，計算該樣本點的發(fā)動機四點懸置彈性元件特性參數(shù)與駕駛員右耳處聲壓級響應(yīng)值f0。

（2）構(gòu)建每個設(shè)計變量xi的薄板樣條近似函數(shù)

（3）得到TPS近似模型

表1 車身試驗?zāi)B(tài)與計算模態(tài)的對比

表2 各優(yōu)化變量取值范圍

（4）判斷TPS近似模型精度：在設(shè)計變量空間內(nèi)，運用拉丁超立方實驗設(shè)計方法隨機選取5個采樣點。分別對真實模型和近似模型進行計算，并計算兩者的相對誤差。若相對誤差滿足給定精度要求（設(shè)定為5%），那么構(gòu)建近似模型成功，如果精度不滿足要求，則繼續(xù)執(zhí)行第5步。

（5）檢測每對設(shè)計變量xi、xj的相關(guān)性，構(gòu)造近似函數(shù)代入式(3)得到近似函數(shù)模型

再轉(zhuǎn)到第4步，進行精度判斷，如果滿足精度要求則程序停止。若依然不滿足精度要求，則繼續(xù)計算更高階的耦合項，直至滿足精度的要求。

（6）式(4)為構(gòu)建的客車發(fā)動機4點懸置處剛度、阻尼與駕駛員右耳處聲壓級的近似響應(yīng)函數(shù)，其與駕駛員座椅處振動幅值近似響應(yīng)函數(shù)的建立也是同理。

對每個設(shè)計變量在其取值范圍內(nèi)等間距取點，取點數(shù)量根據(jù)構(gòu)建近似模型時是否達(dá)到預(yù)先設(shè)定的精度（5%）決定。TPS-HDMR構(gòu)建近似模型過程中總共計算了48個樣本點得到滿足工程要求的近似模型。本文利用拉丁超立試驗設(shè)計方法選取的5個樣本點驗證TPS-HDMR近似模型的精度。由表3和表4可知，真實值與近似模型值的相對誤差小于5%，驗證了模型的正確性。

表3 怠速工況下發(fā)動機2階頻（25 Hz）時基于近似模型的駕駛員右耳處聲壓值響應(yīng)精度判斷（A計權(quán)）

表4 怠速工況下發(fā)動機2階頻（25 Hz）時基于近似模型的駕駛員座椅處振動值響應(yīng)精度判斷（Z方向，單位g）

4 懸置參數(shù)優(yōu)化

4.1 目標(biāo)函數(shù)的建立

在發(fā)動機懸置參數(shù)優(yōu)化設(shè)計中，以駕駛員座椅處振動加速度均方根為約束條件，以車內(nèi)駕駛員右耳處聲壓等級最小為目標(biāo)[9–10]，車內(nèi)噪聲單目標(biāo)優(yōu)化模型可以描述為

式中

Lp為怠速狀態(tài)下發(fā)動機2階頻（25 Hz）時客車駕駛員右耳處聲壓級(dB)；

aRMS為怠速狀態(tài)下發(fā)動機2階頻（25 Hz）時客車座椅處振動加速度均方根值(m/s2)；K為客車發(fā)動機四點懸置剛度的上下限值；C為客車發(fā)動機四點懸置阻尼的上下限值。

4.2 優(yōu)化過程及分析結(jié)果

將加入精英保持策略和遺傳算法結(jié)合起來，在客車駕駛員右耳處聲壓級和駕駛員座椅處振動加速度均方根值的TPS-HDMR近似模型的基礎(chǔ)上，求解客車發(fā)動機四點懸置參數(shù)優(yōu)化問題。優(yōu)化過程中種群數(shù)設(shè)置為100，經(jīng)過200次迭代，交叉概率0.9，變異概率0.1。優(yōu)化設(shè)計前后設(shè)計變量如表5所示。

表5 發(fā)動機四點懸置剛度阻尼優(yōu)化前后數(shù)據(jù)對比

把優(yōu)化結(jié)果代入有限元模型，計算得客車怠速工況下駕駛員右耳處聲壓級和駕駛員座椅處的振動幅值，優(yōu)化前后結(jié)果對比如圖14和圖15所示。

圖14 怠速工況下駕駛員右耳處1/3倍頻程聲壓級對比

圖15 怠速工況下駕駛員座椅處振動幅值時域?qū)Ρ?/p>

根據(jù)圖14、圖15可知，優(yōu)化前后駕駛員右耳處聲壓級和駕駛員座椅處振動幅值均有較明顯降低。由表5知，發(fā)動機2階頻（25 Hz）時，聲壓級降低將近5.0 dB，降低率約為11.6%，而振動幅值降低0.015 g，降低率約為9.4%。

5 結(jié)語

在發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計時，應(yīng)選取恰當(dāng)?shù)膽抑脛偠群瓦m當(dāng)?shù)淖枘崾箲抑孟到y(tǒng)的固有頻率避開整車各子系統(tǒng)的固有頻率以免發(fā)生共振。本文首先通過試驗確定客車怠速時噪聲主要來自發(fā)動機。接著對客車進行聲-固耦合系統(tǒng)建模仿真。以發(fā)動機懸置參數(shù)為設(shè)計變量，用TPS-HDMR構(gòu)建了設(shè)計變量與目標(biāo)函數(shù)之間的近似模型，以代替優(yōu)化計算時調(diào)用的真實有限元模型。對發(fā)動機懸置參數(shù)進行優(yōu)化，并對比了優(yōu)化前后客車內(nèi)部駕駛員右耳處聲壓級和座椅處振動幅值，結(jié)果表明客車NVH性能有了明顯的提升，證明所采用的方法具有一定的理論和工程實際意義。

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NVH Performance Optimization of Bus Engine Mounting Systems Based on High Dimensional Model Representation

LI Wei-ping,YIN Wen-feng,ZENG Liang-ming,YANG Yu-qing,MAO Guang-jun
（State Key Laboratory ofAdvanced Design and Manufacture for Vehicle Bodyies,Hunan University,Changsha 410082,China）

Vehicle NVH performance is an important indicator to measure the vehicle’s ride comfort.The noise level and vibration amplitude of vehicles directly affect the passengers’subjective feelings.In this study,through NVH test of vehicles in idle condition,it is found that the engine mounting system has the greatest influence on the NVH performance at the driver’s seat.Then,the stiffness and damping at the four points of the powertrain suspension system are selected as the design variables,the high-dimensional model based on thin plate spline interpolation(TPS-HDMR)is built as an approximate model to align the design variables with the objective function.With the help of genetic algorithms,the sound pressure level at the driver’s right ear is optimized with the vibration amplitude in the driver’s seat as a constraint condition.The results show that the NVH performance of the vehicle is significantly improved and the feasibility of this method is verified.

vibration and wave;NVH test;mounting system;thin plate spline interpolation;approximate model;genetic algorithm

TB535

A

10.3969/j.issn.1006-1355.2017.06.012

1006-1355(2017)06-0061-06

2017-03-17

湖南省自然科學(xué)基金資助項目（2015JJ2029）

李偉平（1971-），男，湖南省邵陽市人，博士，副教授，主要研究方向為汽車NVH及優(yōu)化、汽車動力學(xué)。

尹文鋒，男，碩士研究生。E-mail:15111493676@163.com