引入控制變量的車身噪聲傳遞函數優化研究

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優化中消除某噪聲傳遞函數聲壓級峰值時易引發新的噪聲聲壓級峰值的問題，提出引入控制變量的車身噪聲傳遞函數優化方法。以某車型駕駛室為研究對象，構建優化模型，以駕駛室結構板件厚度為變量，利用所提出的算法對涉及的參數進行迭代優化。結果表明，該方法有效降低了目標頻帶內的噪聲傳遞函數聲壓級峰值。

主題詞：噪聲傳遞函數 控制變量 貢獻量

中圖分類號：U463.6；U461.6；TP391.9 文獻標志碼：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優化研究[J]. 汽車技術， 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。車身結構參數中，整備車身（Trimmed Body，TB）噪聲傳遞函數（Noise Transfer Function，NTF）是反映車身結構剛性、底盤安裝點的局部剛度、車身大板件的剛性以及與車內聲腔的耦合特性等的綜合性指標，影響整車車內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。

夏紅兵等[1]通過板件貢獻量與基于仿真工作變形分析（Operating Deflection Shapes，ODS）法確定振動較大的板件與傳遞路徑，并結合TB模態與聲腔模態對駕駛員右耳的NTF曲線進行優化，提出工程可行性方案。張志達等[2]利用子結構頻響函數綜合（Functions Based Sub-structuring，FBS）法完成整備車身振動噪聲傳遞函數優化，節約了計算時間，提高了工作效率。通過試驗驗證，前副車架結構優化后，加速噪聲聲壓級有效降低，解決了后排加速噪聲過大問題。陸森林等[3]通過連接點動剛度分析和聲學貢獻量分析找出導致關鍵路徑噪聲問題的原因，針對聲學貢獻量大的板件以及激勵源局部動剛度不足的部位分別提出了優化方案，經過仿真驗證優化后的后懸置Z向激勵引起的NTF得到了降低。王振華等[4]分析了不同設計參數對車身振動傳遞特性的影響。侯獻軍等[5]結合聲模態分析和板件貢獻分析進行了車身降噪研究。李京福等[6]利用傳遞路徑分析方法研究引起車內轟鳴的主要路徑，解決了駕駛室內轟鳴問題。廖毅等[7]基于工況傳遞路徑分析方法探究了整車路噪優化方法，解決了低頻路噪轟鳴問題。徐猛等[8]通過結構力識別技術評估了各結構部件對車內噪聲的貢獻。

上述NTF優化方法主要基于靈敏度分析、貢獻量分析、響應面法以及傳遞路徑分析等方法確定關鍵振動模態、敏感部位和影響NTF的關鍵因素，并對車身結構參數進行優化，有效處理了由單一激勵點引起的噪聲聲壓級峰值，但在處理全頻段NTF峰值過程中消除某噪聲聲壓級峰值時易引發新的噪聲峰值。

針對這一問題，本文基于有限元仿真技術，引入控制變量法，通過二次開發構建數學優化模型，開展聯合仿真優化車身厚度參數，以降低噪聲傳遞函數在20～200 Hz全低頻段的噪聲聲壓級峰值。

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

以車身實際連接關系為依據，將駕駛室有限元模型、開閉件模型、內飾及電子電氣部件的質量單元模型通過剛性或彈性元件連接，構建整備車身模型。某商用車駕駛室有限元模型如圖1所示。

該模型整體網格采用8 mm的二維殼單元（PSHELL）搭建。車內空氣空腔采用三維實體四面體單元搭建，大小為60 mm，如圖2所示。通過在Nastran軟件中進行聲固耦合參數設置，實現車身結構與車內聲腔的耦合頻率響應分析計算。

2.2 噪聲傳遞函數分析

在車身-底盤的接附點位置施加單位力激勵，通過設置車身結構模型與車內聲腔模型之間的耦合關系，實現車內空氣聲腔到人耳位置的噪聲響應。

車身與底盤的接附點設有懸置安裝點、懸架安裝點等，在這些安裝點位置，通過柔性襯套實現車身與底盤的連接和解耦。

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

3 優化模型分析

3.1 噪聲傳遞函數優化流程

車身噪聲傳遞函數涉及的頻率帶寬較廣，因此需要建立準確的優化模型，如圖4所示，優化流程如下：

a. 生成設計變量空間，根據變量厚度建立整備車身有限元模型；

b. 將模型提交至Nastran軟件完成頻率響應計算，求解器為SOL110；

c. 提取問題激勵點到車內駕駛員耳旁的NTF聲壓響應曲線，將駕駛員聲壓曲線轉化為聲壓級形式；

d. 設定NTF目標值Rmax；

e. 定義本文的控制變量β；

f. 組合重構NTF聲壓級S、目標值Rmax和控制變量β，建立優化約束函數F1=F（S，Rmax，β）；

g. 構建目標函數F2=1 000β，其中設權重因子為1 000以加速模型收斂；

h. 綜合變量設計空間、約束函數、目標函數，建立優化模型；

i. 提交計算，迭代判斷是否達到優化目標；

j. 滿足優化目標后結束優化過程，否則返回步驟a。

3.2 優化變量

根據設計空間的分析要求，選擇影響整車整體模態、底盤接附點剛度、車身大板件模態，等特性的部件，篩選40個鈑金厚度參數作為設計變量，部分參數如圖5所示。

根據實車質量和成本要求，結合該車型鈑金厚度參數據庫，對設計變量設定合理的厚度優化區間，如表1所示。

3.3 定義控制變量的范圍、目標線

為了有效地進行20～200 Hz全頻段的噪聲傳遞函數峰值優化，在優化數學模型中引入調節控制變量β（目標值60 dB的倍數）用于調節曲線全頻段峰值的標準線，定義β的取值范圍為（0.9～1.01）。本文商用車駕駛室NTF曲線聲壓級峰值目標為在20～200 Hz頻段內不超過60 dB。

3.4 定義優化模型

目標函數為F2=1 000β，優化模型中F2應盡可能小，故定義優化模型為min F2。

3.5 定義約束函數

約束函數主要以有限元仿真計算得到的車內噪聲傳遞函數為基礎，建立車身的厚度參數與車內人耳的噪聲曲線相關的函數關系：

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

式中：S為20～200 Hz頻段的噪聲傳遞函數聲壓級（Sound Pressure Level，SPL）；p為仿真計算得到的噪聲傳遞函數值；p0為仿真對數計算獲得的噪聲傳遞函數標準參考值，通常取p0=2×10-11 μPa。

綜合上述變量參數，建立數學優化模型的約束函數：

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

式中：T為NTF指標聲壓級。

通過比較S與目標值T的大小，以及β的取值范圍，得到約束指標為F1≤0。

4 引入控制變量的NTF優化

4.1 優化數學模型構建

綜合設計空間、目標函數、約束函數，建立優化數學模型：

[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，xmin=0.75x、xmax=1.25x分別為鈑金厚度參數的下限和上限。

4.2 優化迭代過程

完成整備車身有限元模型的搭建與數學優化模型的編程開發后，提交至計算軟件Nastran求解并迭代優化，設置迭代次數為6次，迭代過程中優化目標函數F2的變化情況如圖6所示。隨著迭代次數增加，F2逐漸減小，在第3次優化后，F2<1 000，則β＜1，表明車內NTF聲壓級低于目標值60 dB。隨著迭代計算的繼續，第4次～第6次迭代后F2取值基本穩定。

4.3 迭代優化結果對比

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

圖8所示為使用傳統基于工作陣型[1]及路徑貢獻量[2]等優化方法優化后的NTF曲線與優化前NTF曲線的對比結果，可以看出，使用傳統方法優化后45 Hz處的噪聲幅值滿足指標要求，但引起了70 Hz、115 Hz頻率處的聲壓級峰值超標，同時對于145 Hz附近頻帶的峰值超標情況沒有改善。

對比圖7和圖8可知，本文提出的噪聲傳遞函數優化方法可以有效降低20～200 Hz頻率段的噪聲聲壓級峰值，且有效避免了傳統方法優化后引發新的噪聲聲壓級峰值的問題。

5 工程驗證

根據汽車鈑金材料特定的工程標準，本文采用基于優化結果的理想鈑金厚度參數，并對其進行適當圓整處理，如表2所示。

使用圓整后的厚度參數更新整備車身的結構模型并重新提交至Nastran進行仿真計算，結果如圖9所示。

由圖9可以看出，相對優化前，優化后整個頻段聲壓級均接近目標值60 dB，基本滿足車型設計目標。通過對比圖7和圖9可以看出，使用圓整鈑金厚度參數得到的噪聲傳遞函數曲線在45 Hz、120 Hz頻率處聲壓級峰值略高于目標值，與理想厚度參數下的優化結果雖存在一定差異，但仍符合工程標準。

6 結束語

本文針對在整備車身噪聲優化過程中噪聲傳遞函數低頻段（20～200 Hz）出現的消除某噪聲聲壓級峰值時易引發新的噪聲聲壓級峰值的問題，提出了一種噪聲傳遞函數優化算法，以實際車型為載體，以整備車身的鈑金厚度參數為設計變量，以車內噪聲傳遞函數為響應參數，引入控制變量參數構建約束函數和目標函數，優化了駕駛室內的NTF曲線，實現了在45 Hz及145 Hz處的超標聲壓級峰值降至60 dB的目標，同時未引起其他頻率點的峰值超標。

參 考 文 獻

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（責任編輯 王 一）

修改稿收到日期為2023年6月20日。