引入控制變量的車身噪聲傳遞函數(shù)優(yōu)化研究

鄭成龍 常林 王楷焱 宮英偉 張新敏

【摘要】為解決車輛整備車身噪聲傳遞函數(shù)優(yōu)化中消除某噪聲傳遞函數(shù)聲壓級(jí)峰值時(shí)易引發(fā)新的噪聲聲壓級(jí)峰值的問題，提出引入控制變量的車身噪聲傳遞函數(shù)優(yōu)化方法。以某車型駕駛室為研究對(duì)象，構(gòu)建優(yōu)化模型，以駕駛室結(jié)構(gòu)板件厚度為變量，利用所提出的算法對(duì)涉及的參數(shù)進(jìn)行迭代優(yōu)化。結(jié)果表明，該方法有效降低了目標(biāo)頻帶內(nèi)的噪聲傳遞函數(shù)聲壓級(jí)峰值。

主題詞：噪聲傳遞函數(shù) 控制變量 貢獻(xiàn)量

中圖分類號(hào)：U463.6；U461.6；TP391.9 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A DOI： 10.19620/j.cnki.1000-3703.20230170

Optimization Study of the Vehicle Body NTF with the Introduction of A Third Variable

Zheng Chenglong1， Chang Lin2， Wang Kaiyan3， Gong Yingwei1， Zhang Xinmin1

（1. Beijing Vocational College of Transport， Beijing 100010; 2. RIOH Automobile Testing Technology Co.， Ltd.， Beijing 100088; 3. Shenyang Ligong University， Shenyang 110159）

【Abstract】To address the issue that eliminating a peak value of sound pressure level in the noise transfer function during the optimization of vehicle body noise transfer function for vehicle preparation can easily lead to new peak values of noise sound pressure level， an optimization method for vehicle body noise transfer function with the introduction of control variables is proposed. Taking the cab of a certain model as the research object， an optimization model is constructed， with the thickness of the structural panels in the cab as the variable. The proposed algorithm is used to iteratively optimize the relevant parameters. The results show that this method effectively reduces the peak value of sound pressure level in the noise transfer function within the target frequency band.

Key words： Noise transmission function， Control variable， Contribution

【引用格式】 鄭成龍， 常林， 王楷焱， 等. 引入控制變量的車身噪聲傳遞函數(shù)優(yōu)化研究[J]. 汽車技術(shù)， 2024（5）： 58-62.

ZHENG C L， CHANG L， WANG K Y， et al. Optimization Study of the Vehicle Body NTF with the Introduction of A Third Variable[J]. Automobile Technology， 2024（5）： 58-62.

1 前言

車輛的NVH性能直接影響乘坐舒適性和駕駛體驗(yàn)。車身結(jié)構(gòu)參數(shù)中，整備車身（Trimmed Body，TB）噪聲傳遞函數(shù)（Noise Transfer Function，NTF）是反映車身結(jié)構(gòu)剛性、底盤安裝點(diǎn)的局部剛度、車身大板件的剛性以及與車內(nèi)聲腔的耦合特性等的綜合性指標(biāo)，影響整車車內(nèi)低頻段的轟鳴噪聲水平，因此NTF水平成為影響車身噪聲特性的主要參考指標(biāo)。

夏紅兵等[1]通過板件貢獻(xiàn)量與基于仿真工作變形分析（Operating Deflection Shapes，ODS）法確定振動(dòng)較大的板件與傳遞路徑，并結(jié)合TB模態(tài)與聲腔模態(tài)對(duì)駕駛員右耳的NTF曲線進(jìn)行優(yōu)化，提出工程可行性方案。張志達(dá)等[2]利用子結(jié)構(gòu)頻響函數(shù)綜合（Functions Based Sub-structuring，F(xiàn)BS）法完成整備車身振動(dòng)噪聲傳遞函數(shù)優(yōu)化，節(jié)約了計(jì)算時(shí)間，提高了工作效率。通過試驗(yàn)驗(yàn)證，前副車架結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，加速噪聲聲壓級(jí)有效降低，解決了后排加速噪聲過大問題。陸森林等[3]通過連接點(diǎn)動(dòng)剛度分析和聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析找出導(dǎo)致關(guān)鍵路徑噪聲問題的原因，針對(duì)聲學(xué)貢獻(xiàn)量大的板件以及激勵(lì)源局部動(dòng)剛度不足的部位分別提出了優(yōu)化方案，經(jīng)過仿真驗(yàn)證優(yōu)化后的后懸置Z向激勵(lì)引起的NTF得到了降低。王振華等[4]分析了不同設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)車身振動(dòng)傳遞特性的影響。侯獻(xiàn)軍等[5]結(jié)合聲模態(tài)分析和板件貢獻(xiàn)分析進(jìn)行了車身降噪研究。李京福等[6]利用傳遞路徑分析方法研究引起車內(nèi)轟鳴的主要路徑，解決了駕駛室內(nèi)轟鳴問題。廖毅等[7]基于工況傳遞路徑分析方法探究了整車路噪優(yōu)化方法，解決了低頻路噪轟鳴問題。徐猛等[8]通過結(jié)構(gòu)力識(shí)別技術(shù)評(píng)估了各結(jié)構(gòu)部件對(duì)車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)。

上述NTF優(yōu)化方法主要基于靈敏度分析、貢獻(xiàn)量分析、響應(yīng)面法以及傳遞路徑分析等方法確定關(guān)鍵振動(dòng)模態(tài)、敏感部位和影響NTF的關(guān)鍵因素，并對(duì)車身結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，有效處理了由單一激勵(lì)點(diǎn)引起的噪聲聲壓級(jí)峰值，但在處理全頻段NTF峰值過程中消除某噪聲聲壓級(jí)峰值時(shí)易引發(fā)新的噪聲峰值。

針對(duì)這一問題，本文基于有限元仿真技術(shù)，引入控制變量法，通過二次開發(fā)構(gòu)建數(shù)學(xué)優(yōu)化模型，開展聯(lián)合仿真優(yōu)化車身厚度參數(shù)，以降低噪聲傳遞函數(shù)在20～200 Hz全低頻段的噪聲聲壓級(jí)峰值。

2 有限元模型的建立及NTF分析

2.1 整備車身聲-固耦合模型建立

以車身實(shí)際連接關(guān)系為依據(jù)，將駕駛室有限元模型、開閉件模型、內(nèi)飾及電子電氣部件的質(zhì)量單元模型通過剛性或彈性元件連接，構(gòu)建整備車身模型。某商用車駕駛室有限元模型如圖1所示。

該模型整體網(wǎng)格采用8 mm的二維殼單元（PSHELL）搭建。車內(nèi)空氣空腔采用三維實(shí)體四面體單元搭建，大小為60 mm，如圖2所示。通過在Nastran軟件中進(jìn)行聲固耦合參數(shù)設(shè)置，實(shí)現(xiàn)車身結(jié)構(gòu)與車內(nèi)聲腔的耦合頻率響應(yīng)分析計(jì)算。

2.2 噪聲傳遞函數(shù)分析

在車身-底盤的接附點(diǎn)位置施加單位力激勵(lì)，通過設(shè)置車身結(jié)構(gòu)模型與車內(nèi)聲腔模型之間的耦合關(guān)系，實(shí)現(xiàn)車內(nèi)空氣聲腔到人耳位置的噪聲響應(yīng)。

車身與底盤的接附點(diǎn)設(shè)有懸置安裝點(diǎn)、懸架安裝點(diǎn)等，在這些安裝點(diǎn)位置，通過柔性襯套實(shí)現(xiàn)車身與底盤的連接和解耦。

圖3所示為右懸置安裝點(diǎn)到車內(nèi)駕駛員耳旁的噪聲傳遞函數(shù)頻響曲線，噪聲聲壓級(jí)分別在以45 Hz和140 Hz為中心頻率的頻段超過商用車駕駛室NTF的行業(yè)參考指標(biāo)（60 dB）[9]，噪聲傳遞路徑為動(dòng)力總成右懸置安裝點(diǎn)-車身結(jié)構(gòu)-空氣聲腔-駕駛員耳旁。

3 優(yōu)化模型分析

3.1 噪聲傳遞函數(shù)優(yōu)化流程

車身噪聲傳遞函數(shù)涉及的頻率帶寬較廣，因此需要建立準(zhǔn)確的優(yōu)化模型，如圖4所示，優(yōu)化流程如下：

a. 生成設(shè)計(jì)變量空間，根據(jù)變量厚度建立整備車身有限元模型；

b. 將模型提交至Nastran軟件完成頻率響應(yīng)計(jì)算，求解器為SOL110；

c. 提取問題激勵(lì)點(diǎn)到車內(nèi)駕駛員耳旁的NTF聲壓響應(yīng)曲線，將駕駛員聲壓曲線轉(zhuǎn)化為聲壓級(jí)形式；

d. 設(shè)定NTF目標(biāo)值Rmax；

e. 定義本文的控制變量β；

f. 組合重構(gòu)NTF聲壓級(jí)S、目標(biāo)值Rmax和控制變量β，建立優(yōu)化約束函數(shù)F1=F（S，Rmax，β）；

g. 構(gòu)建目標(biāo)函數(shù)F2=1 000β，其中設(shè)權(quán)重因子為1 000以加速模型收斂；

h. 綜合變量設(shè)計(jì)空間、約束函數(shù)、目標(biāo)函數(shù)，建立優(yōu)化模型；

i. 提交計(jì)算，迭代判斷是否達(dá)到優(yōu)化目標(biāo)；

j. 滿足優(yōu)化目標(biāo)后結(jié)束優(yōu)化過程，否則返回步驟a。

3.2 優(yōu)化變量

根據(jù)設(shè)計(jì)空間的分析要求，選擇影響整車整體模態(tài)、底盤接附點(diǎn)剛度、車身大板件模態(tài)，等特性的部件，篩選40個(gè)鈑金厚度參數(shù)作為設(shè)計(jì)變量，部分參數(shù)如圖5所示。

根據(jù)實(shí)車質(zhì)量和成本要求，結(jié)合該車型鈑金厚度參數(shù)據(jù)庫(kù)，對(duì)設(shè)計(jì)變量設(shè)定合理的厚度優(yōu)化區(qū)間，如表1所示。

3.3 定義控制變量的范圍、目標(biāo)線

為了有效地進(jìn)行20～200 Hz全頻段的噪聲傳遞函數(shù)峰值優(yōu)化，在優(yōu)化數(shù)學(xué)模型中引入調(diào)節(jié)控制變量β（目標(biāo)值60 dB的倍數(shù)）用于調(diào)節(jié)曲線全頻段峰值的標(biāo)準(zhǔn)線，定義β的取值范圍為（0.9～1.01）。本文商用車駕駛室NTF曲線聲壓級(jí)峰值目標(biāo)為在20～200 Hz頻段內(nèi)不超過60 dB。

3.4 定義優(yōu)化模型

目標(biāo)函數(shù)為F2=1 000β，優(yōu)化模型中F2應(yīng)盡可能小，故定義優(yōu)化模型為min F2。

3.5 定義約束函數(shù)

約束函數(shù)主要以有限元仿真計(jì)算得到的車內(nèi)噪聲傳遞函數(shù)為基礎(chǔ)，建立車身的厚度參數(shù)與車內(nèi)人耳的噪聲曲線相關(guān)的函數(shù)關(guān)系：

S=20 lg（p/p0） ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?（1）

式中：S為20～200 Hz頻段的噪聲傳遞函數(shù)聲壓級(jí)（Sound Pressure Level，SPL）；p為仿真計(jì)算得到的噪聲傳遞函數(shù)值；p0為仿真對(duì)數(shù)計(jì)算獲得的噪聲傳遞函數(shù)標(biāo)準(zhǔn)參考值，通常取p0=2×10-11 μPa。

綜合上述變量參數(shù)，建立數(shù)學(xué)優(yōu)化模型的約束函數(shù)：

F1=S/T-β ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? （2）

式中：T為NTF指標(biāo)聲壓級(jí)。

通過比較S與目標(biāo)值T的大小，以及β的取值范圍，得到約束指標(biāo)為F1≤0。

4 引入控制變量的NTF優(yōu)化

4.1 優(yōu)化數(shù)學(xué)模型構(gòu)建

綜合設(shè)計(jì)空間、目標(biāo)函數(shù)、約束函數(shù)，建立優(yōu)化數(shù)學(xué)模型：

[min F2： F2=1 000β ? ? ? ? ? Cons F1≤0： F1=ST-β ? ? ? ? ? ? ? ?Des：x，β：x∈xmin，xmax， β∈（0.9，1.01）] ? ? ? （3）

式中：x為鈑金厚度參數(shù)，xmin=0.75x、xmax=1.25x分別為鈑金厚度參數(shù)的下限和上限。

4.2 優(yōu)化迭代過程

完成整備車身有限元模型的搭建與數(shù)學(xué)優(yōu)化模型的編程開發(fā)后，提交至計(jì)算軟件Nastran求解并迭代優(yōu)化，設(shè)置迭代次數(shù)為6次，迭代過程中優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)F2的變化情況如圖6所示。隨著迭代次數(shù)增加，F(xiàn)2逐漸減小，在第3次優(yōu)化后，F(xiàn)2<1 000，則β＜1，表明車內(nèi)NTF聲壓級(jí)低于目標(biāo)值60 dB。隨著迭代計(jì)算的繼續(xù)，第4次～第6次迭代后F2取值基本穩(wěn)定。

4.3 迭代優(yōu)化結(jié)果對(duì)比

圖7為第6次迭代后駕駛員耳部NTF曲線與優(yōu)化前NTF曲線的對(duì)比結(jié)果。由圖7可知，優(yōu)化后中心頻率為45 Hz和145 Hz的頻段噪聲聲壓級(jí)峰值明顯降低，滿足低于60 dB的要求。

圖8所示為使用傳統(tǒng)基于工作陣型[1]及路徑貢獻(xiàn)量[2]等優(yōu)化方法優(yōu)化后的NTF曲線與優(yōu)化前NTF曲線的對(duì)比結(jié)果，可以看出，使用傳統(tǒng)方法優(yōu)化后45 Hz處的噪聲幅值滿足指標(biāo)要求，但引起了70 Hz、115 Hz頻率處的聲壓級(jí)峰值超標(biāo)，同時(shí)對(duì)于145 Hz附近頻帶的峰值超標(biāo)情況沒有改善。

對(duì)比圖7和圖8可知，本文提出的噪聲傳遞函數(shù)優(yōu)化方法可以有效降低20～200 Hz頻率段的噪聲聲壓級(jí)峰值，且有效避免了傳統(tǒng)方法優(yōu)化后引發(fā)新的噪聲聲壓級(jí)峰值的問題。

5 工程驗(yàn)證

根據(jù)汽車鈑金材料特定的工程標(biāo)準(zhǔn)，本文采用基于優(yōu)化結(jié)果的理想鈑金厚度參數(shù)，并對(duì)其進(jìn)行適當(dāng)圓整處理，如表2所示。

使用圓整后的厚度參數(shù)更新整備車身的結(jié)構(gòu)模型并重新提交至Nastran進(jìn)行仿真計(jì)算，結(jié)果如圖9所示。

由圖9可以看出，相對(duì)優(yōu)化前，優(yōu)化后整個(gè)頻段聲壓級(jí)均接近目標(biāo)值60 dB，基本滿足車型設(shè)計(jì)目標(biāo)。通過對(duì)比圖7和圖9可以看出，使用圓整鈑金厚度參數(shù)得到的噪聲傳遞函數(shù)曲線在45 Hz、120 Hz頻率處聲壓級(jí)峰值略高于目標(biāo)值，與理想厚度參數(shù)下的優(yōu)化結(jié)果雖存在一定差異，但仍符合工程標(biāo)準(zhǔn)。

6 結(jié)束語(yǔ)

本文針對(duì)在整備車身噪聲優(yōu)化過程中噪聲傳遞函數(shù)低頻段（20～200 Hz）出現(xiàn)的消除某噪聲聲壓級(jí)峰值時(shí)易引發(fā)新的噪聲聲壓級(jí)峰值的問題，提出了一種噪聲傳遞函數(shù)優(yōu)化算法，以實(shí)際車型為載體，以整備車身的鈑金厚度參數(shù)為設(shè)計(jì)變量，以車內(nèi)噪聲傳遞函數(shù)為響應(yīng)參數(shù)，引入控制變量參數(shù)構(gòu)建約束函數(shù)和目標(biāo)函數(shù)，優(yōu)化了駕駛室內(nèi)的NTF曲線，實(shí)現(xiàn)了在45 Hz及145 Hz處的超標(biāo)聲壓級(jí)峰值降至60 dB的目標(biāo)，同時(shí)未引起其他頻率點(diǎn)的峰值超標(biāo)。

參 考 文 獻(xiàn)

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（責(zé)任編輯 王 一）

修改稿收到日期為2023年6月20日。