隨著人們對商用車品質(zhì)要求的日益提高，商用車NVH性能也逐漸引起用戶和整車廠商的關(guān)注，所以進(jìn)一步提升商用車NVH整體性能成為不斷提高商用車品質(zhì)的重要途徑。影響整車NVH性能的因素主要有動(dòng)力總成及其傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)噪聲、排氣系統(tǒng)振動(dòng)噪聲、車身結(jié)構(gòu)振動(dòng)噪聲、風(fēng)激勵(lì)噪聲等。其中，怠速和加減速工況下車內(nèi)噪聲振動(dòng)水平在一定程度上決定了用戶對整車NVH性能的評價(jià)。

    噪聲傳遞函數(shù)NTF主要是指輸入激勵(lì)載荷與輸出噪聲之間的對應(yīng)函數(shù)關(guān)系，用于評價(jià)結(jié)構(gòu)對振動(dòng)發(fā)聲的靈敏度特性。NTF分析在整車NVH開發(fā)中已經(jīng)有廣泛應(yīng)用，比如用于整車NVH目標(biāo)設(shè)定與分解，通過試驗(yàn)測試進(jìn)行各部件對噪聲傳遞貢獻(xiàn)量分析，通過試驗(yàn)分析特定頻率各個(gè)面板貢獻(xiàn)量等。隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的不斷進(jìn)步，通過CAE方法進(jìn)行整車NTF分析變得越來越快捷和準(zhǔn)確，通過NTF分析計(jì)算進(jìn)行車身板件貢獻(xiàn)量分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化成為可能。

    通過CAE手段進(jìn)行整車NTF分析不僅僅在整車開發(fā)中得到應(yīng)用，同時(shí)，在后期的NVH問題整改中也起著舉足輕重的作用，相比試驗(yàn)手段CAE分析有效率高、成本低等優(yōu)勢。NTF分析主要通過在動(dòng)力總成、底盤、排氣系統(tǒng)等與車身接附點(diǎn)施加單位力激勵(lì)，測試或計(jì)算得到車內(nèi)聲壓響應(yīng)。本文針對商用車NVH測試中發(fā)現(xiàn)的噪聲峰值問題，進(jìn)行傳遞路徑分析，并根據(jù)傳遞路徑針對駕駛室設(shè)計(jì)多種分析方案，利用HyperWorks前后處理軟件和NASTRAN求解器進(jìn)行NTF對比計(jì)算分析，快速找出問題原因，并與試驗(yàn)部門一起進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，提供整改方案，為商用車NVH性能持續(xù)提升提供支持。

    1.NTF原理

    圖1 噪聲傳遞函數(shù)示意圖

    TPA噪聲傳遞路徑分析是用來評估激勵(lì)源到聲壓的噪聲傳遞路徑大小的工具，它基于一系列輸入點(diǎn)到輸出位置的聲振傳遞函數(shù)矩陣，這些傳遞函數(shù)即NTF可以表示為：

    其中，{P}表示特定位置的聲壓， [H(p/f)]表示從激勵(lì)源到目標(biāo)位置聲壓響應(yīng)的聲振傳遞函數(shù)，｛f｝表示施加在輸入位置的激勵(lì)力。從公式可以看出，車內(nèi)目標(biāo)位置聲壓響應(yīng)大小不僅跟激勵(lì)大小有關(guān)，而且跟聲振傳遞函數(shù)有關(guān)，所以當(dāng)激勵(lì)力大小改變困難時(shí)，就要求對聲振傳遞函數(shù)即NTF進(jìn)行研究，從結(jié)構(gòu)上找出解決問題的方法。

    2.NTF應(yīng)用

    通過噪聲傳遞路徑CAE分析，可以在整車項(xiàng)目開發(fā)前期有效減少噪聲峰值問題出現(xiàn)的風(fēng)險(xiǎn)；同時(shí)，在項(xiàng)目后期和車型上市后的性能提升中更能夠快速提供優(yōu)化整改思路。以下介紹通過CAE方法進(jìn)行的NTF分析在整車項(xiàng)目后期NVH性能提升中的應(yīng)用實(shí)例。

    某駕駛室老結(jié)構(gòu)在35-40Hz之間存在轟鳴聲，因此需要對新設(shè)計(jì)的駕駛室進(jìn)行噪聲傳遞函數(shù)分析，以驗(yàn)證其NVH性能。

    3.分析模型

    建立原駕駛室、帶2.7kg配重塊原駕駛室（無轟鳴）、新駕駛室、帶2.7kg配重塊新駕駛室的有限元模型，包括聲腔模型、TB模型。模型無約束條件，加載點(diǎn)為車身側(cè)車身與底盤搭接點(diǎn)，共六個(gè)加載點(diǎn)，分別在每個(gè)加載點(diǎn)Z向施加1N的單位激勵(lì)，測量點(diǎn)為座椅頭枕前聲腔的節(jié)點(diǎn)，考察該點(diǎn)的頻響曲線。

    首先對原駕駛室和帶2.7kg配重塊原駕駛室進(jìn)行噪聲傳遞函數(shù)分析，找出影響駕駛室轟鳴的主要原因；然后對新駕駛室和帶2.7kg配重塊新駕駛室進(jìn)行分析，考察各工況下的聲壓級曲線。

    圖3 TB有限元模型

    圖4 聲腔有限元模型

    分析模型為TB網(wǎng)格模型及聲腔網(wǎng)格模型，其中TB模型網(wǎng)格尺寸10mm× 10mm ；聲腔網(wǎng)格模型中駕駛室聲腔模型單元尺寸100mm × 100mm × 100mm；座椅網(wǎng)格單元尺寸為70mm × 70mm × 70mm。均采用PSOLID單元建模，聲腔模型采用mat10材料。

    整個(gè)系統(tǒng)為自由狀態(tài)，在駕駛室與車架安裝點(diǎn)處施加單位力（1N）的掃頻激勵(lì)，頻率范圍為20-120Hz。通過考慮車身振動(dòng)與聲腔耦合，使用模態(tài)頻響法計(jì)算單位載荷下駕駛員和乘員耳側(cè)聲壓變化曲線。

    4.分析結(jié)果

    由噪聲傳遞函數(shù)分析、模態(tài)貢獻(xiàn)量分析結(jié)果得出：

    （1）原駕駛室存在轟鳴，在38Hz附近，左后、右后、右前、左前懸置點(diǎn)Z向激勵(lì)下聲壓級均大于60dB，其中，左后懸置點(diǎn)Z向激勵(lì)下聲壓級頻率跨度較大。

    圖5 原駕駛室噪聲傳遞函數(shù)曲線圖

    （2）帶2.7kg配重塊原駕駛室無轟鳴，左后、右后懸置點(diǎn)Z向激勵(lì)下聲壓級大幅度降低，且低于60dB；右前、左前懸置點(diǎn)Z向激勵(lì)下聲壓級仍大于60dB。

    圖6 帶2.7kg配重塊原駕駛室噪聲傳遞函數(shù)曲線圖

    因此，由（1）和（2）對比可知，后懸置點(diǎn)Z向激勵(lì)對駕駛室轟鳴影響較大，右前、左前懸置點(diǎn)對駕駛室轟鳴基本無影響。

    （3）對原駕駛室左后懸置點(diǎn)Z向激勵(lì)下的噪聲傳遞函數(shù)曲線（38Hz）進(jìn)行模態(tài)貢獻(xiàn)量分析可知：后圍二階、頂蓋二階模態(tài)（38.41Hz）為主要貢獻(xiàn)模態(tài)，后圍板為主要貢獻(xiàn)面板。

    圖7 原駕駛室38Hz時(shí)左后懸置點(diǎn)Z向模態(tài)貢獻(xiàn)量及模態(tài)云圖

    （4）帶2.7kg配重塊原駕駛室無轟鳴，左右后懸置Z向激勵(lì)時(shí)，駕駛室聲壓級均低于60dB，38.41Hz時(shí)的后圍二階、頂蓋二階模態(tài)消失。38Hz時(shí)，右前懸置Z向激勵(lì)下聲壓級超過60dB，此時(shí)主要模態(tài)貢獻(xiàn)量為38.53Hz，主要振型為風(fēng)擋上橫梁一階，后圍一階；左前懸置Z向激勵(lì)下聲壓級超過60dB，此時(shí)主要模態(tài)貢獻(xiàn)量為36.91Hz ，主要振型為風(fēng)擋上橫梁一階，后圍一階，車門呼吸模態(tài)。

    圖8 加2.7kg配重塊原駕駛室38Hz右前懸置點(diǎn)Z向模態(tài)貢獻(xiàn)量及模態(tài)云圖

    圖9 加2.7kg配重塊原駕駛室38Hz左前懸置點(diǎn)Z向模態(tài)貢獻(xiàn)量及模態(tài)云圖

    因此，由（3）和（4）對比可知 ，后圍二階、頂蓋二階模態(tài)（38.41Hz）為引起駕駛室轟鳴的主要振型，后圍板為主要貢獻(xiàn)面板。

    5）新駕駛室在懸置Z向激勵(lì)下，38Hz處駕駛室聲壓級均低于60dB，因此新駕駛室在38Hz時(shí)出現(xiàn)轟鳴概率較小。

    圖10 新駕駛室噪聲傳遞函數(shù)曲線圖

    （6）在36Hz時(shí)，左中、左前、右前、右中懸置Z向激勵(lì)下聲壓級超過60dB。此四種工況下主要模態(tài)貢獻(xiàn)量為33.03Hz與35.61Hz。35.61Hz為風(fēng)擋上橫梁一階，后圍一階，33.03Hz與聲壓級頻率36Hz相差3Hz，且主要振型不是后圍及頂蓋二階振型，因此，駕駛室在36Hz時(shí)轟鳴概率較小。

    圖11 新駕駛室36Hz時(shí)左中懸置Z向模態(tài)貢獻(xiàn)量

    圖12 新駕駛室36Hz時(shí)左前懸置Z向模態(tài)貢獻(xiàn)量

    圖13 新駕駛室36Hz時(shí)右前懸置Z向模態(tài)貢獻(xiàn)量

    圖14 新駕駛室33.03Hz模態(tài)云圖

    圖15 新駕駛室35.61Hz模態(tài)云圖

    圖16 新駕駛室40Hz時(shí)右前懸置Z向激勵(lì)下模態(tài)貢獻(xiàn)量

    （8）帶2.7kg配重塊新駕駛室噪聲傳遞函數(shù)曲線相較于新駕駛室，右后懸置Z向激勵(lì)下聲壓級大幅度上升，且超過60dB，主要模態(tài)貢獻(xiàn)量為37.38Hz，主要振型為風(fēng)擋上橫梁一階，其他懸置Z向激勵(lì)下聲壓級也有提高，主要模態(tài)貢獻(xiàn)量為35.60Hz，主要振型為風(fēng)擋上橫梁一階，后圍一階。因此，帶2.7kg配重塊新駕駛室噪聲性能不如新駕駛室。

    圖17 帶2.7kg配重塊新駕駛室噪聲傳遞函數(shù)曲線圖

    5.結(jié)論

    通過NTF分析，能夠在消耗較短時(shí)間和較經(jīng)濟(jì)成本的情況下，找出噪聲問題原因，提出優(yōu)化建議，同時(shí)結(jié)合試驗(yàn)，快速提升整車NVH性能。根據(jù)分析結(jié)果，采用不帶質(zhì)量塊的新駕駛室結(jié)構(gòu)。

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本文標(biāo)題：NTF分析在提升整車NVH性能中的應(yīng)用

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