NTF分析在提升整车NVH性能中的应用
本文针对商用车NVH测试中发现的噪声峰值问题，利用HyperWorks前后处理软件和NASTRAN求解器进行NTF对比计算分析，快速找出问题原因，并与试验部门一起进行试验验证，提供整改方案，为商用车NVH性能持续提升提供支持。 随着人们对商用车品质要求的日益提高，商用车NVH性能也逐渐引起用户和整车厂商的关注，所以进一步提升商用车NVH整体性能成为不断提高商用车品质的重要途径。影响整车NVH性能的因素主要有动力总成及其传动系统振动噪声、排气系统振动噪声、车身结构振动噪声、风激励噪声等。其中，怠速和加减速工况下车内噪声振动水平在一定程度上决定了用户对整车NVH性能的评价。 噪声传递函数NTF主要是指输入激励载荷与输出噪声之间的对应函数关系，用于评价结构对振动发声的灵敏度特性。NTF分析在整车NVH开发中已经有广泛应用，比如用于整车NVH目标设定与分解，通过试验测试进行各部件对噪声传递贡献量分析，通过试验分析特定频率各个面板贡献量等。随着计算机技术的不断进步，通过CAE方法进行整车NTF分析变得越来越快捷和准确，通过NTF分析计算进行车身板件贡献量分析和结构优化成为可能。 通过CAE手段进行整车NTF分析不仅仅在整车开发中得到应用，同时，在后期的NVH问题整改中也起着举足轻重的作用，相比试验手段CAE分析有效率高、成本低等优势。NTF分析主要通过在动力总成、底盘、排气系统等与车身接附点施加单位力激励，测试或计算得到车内声压响应。本文针对商用车NVH测试中发现的噪声峰值问题，进行传递路径分析，并根据传递路径针对驾驶室设计多种分析方案，利用HyperWorks前后处理软件和NASTRAN求解器进行NTF对比计算分析，快速找出问题原因，并与试验部门一起进行试验验证，提供整改方案，为商用车NVH性能持续提升提供支持。 TPA噪声传递路径分析是用来评估激励源到声压的噪声传递路径大小的工具，它基于一系列输入点到输出位置的声振传递函数矩阵，这些传递函数即NTF可以表示为： 其中，{P}表示特定位置的声压，[H(p/f)]表示从激励源到目标位置声压响应的声振传递函数，｛f｝表示施加在输入位置的激励力。从公式可以看出，车内目标位置声压响应大小不仅跟激励大小有关，而且跟声振传递函数有关，所以当激励力大小改变困难时，就要求对声振传递函数即NTF进行研究，从结构上找出解决问题的方法。 通过噪声传递路径CAE分析，可以在整车项目开发前期有效减少噪声峰值问题出现的风险；同时，在项目后期和车型上市后的性能提升中更能够快速提供优化整改思路。以下介绍通过CAE方法进行的NTF分析在整车项目后期NVH性能提升中的应用实例。 某驾驶室老结构在35-40Hz之间存在轰鸣声，因此需要对新设计的驾驶室进行噪声传递函数分析，以验证其NVH性能。 建立原驾驶室、带2.7kg配重块原驾驶室（无轰鸣）、新驾驶室、带2.7kg配重块新驾驶室的有限元模型，包括声腔模型、TB模型。模型无约束条件，加载点为车身侧车身与底盘搭接点，共六个加载点，分别在每个加载点Z向施加1N的单位激励，测量点为座椅头枕前声腔的节点，考察该点的频响曲线。 首先对原驾驶室和带2.7kg配重块原驾驶室进行噪声传递函数分析，找出影响驾驶室轰鸣的主要原因；然后对新驾驶室和带2.7kg配重块新驾驶室进行分析，考察各工况下的声压级曲线。 
分析模型为TB网格模型及声腔网格模型，其中TB模型网格尺寸10mm×10mm ；声腔网格模型中驾驶室声腔模型单元尺寸100mm× 100mm × 100mm；座椅网格单元尺寸为70mm× 70mm × 70mm。均采用PSOLID单元建模，声腔模型采用mat10材料。 整个系统为自由状态，在驾驶室与车架安装点处施加单位力（1N）的扫频激励，频率范围为20-120Hz。通过考虑车身振动与声腔耦合，使用模态频响法计算单位载荷下驾驶员和乘员耳侧声压变化曲线。 （1）原驾驶室存在轰鸣，在38Hz附近，左后、右后、右前、左前悬置点Z向激励下声压级均大于60dB，其中，左后悬置点Z向激励下声压级频率跨度较大。 
（2）带2.7kg配重块原驾驶室无轰鸣，左后、右后悬置点Z向激励下声压级大幅度降低，且低于60dB；右前、左前悬置点Z向激励下声压级仍大于60dB。 
因此，由（1）和（2）对比可知，后悬置点Z向激励对驾驶室轰鸣影响较大，右前、左前悬置点对驾驶室轰鸣基本无影响。 （3）对原驾驶室左后悬置点Z向激励下的噪声传递函数曲线（38Hz）进行模态贡献量分析可知：后围二阶、顶盖二阶模态（38.41Hz）为主要贡献模态，后围板为主要贡献面板。
图7原驾驶室38Hz时左后悬置点Z向模态贡献量及模态云图 （4）带2.7kg配重块原驾驶室无轰鸣，左右后悬置Z向激励时，驾驶室声压级均低于60dB，38.41Hz时的后围二阶、顶盖二阶模态消失。38Hz时，右前悬置Z向激励下声压级超过60dB，此时主要模态贡献量为38.53Hz，主要振型为风挡上横梁一阶，后围一阶；左前悬置Z向激励下声压级超过60dB，此时主要模态贡献量为36.91Hz，主要振型为风挡上横梁一阶，后围一阶，车门呼吸模态。 
图8加2.7kg配重块原驾驶室38Hz右前悬置点Z向模态贡献量及模态云图 
图9加2.7kg配重块原驾驶室38Hz左前悬置点Z向模态贡献量及模态云图 因此，由（3）和（4）对比可知，后围二阶、顶盖二阶模态（38.41Hz）为引起驾驶室轰鸣的主要振型，后围板为主要贡献面板。 （5）新驾驶室在悬置Z向激励下，38Hz处驾驶室声压级均低于60dB，因此新驾驶室在38Hz时出现轰鸣概率较小。
（6）在36Hz时，左中、左前、右前、右中悬置Z向激励下声压级超过60dB。此四种工况下主要模态贡献量为33.03Hz与35.61Hz。35.61Hz为风挡上横梁一阶，后围一阶，33.03Hz与声压级频率36Hz相差3Hz，且主要振型不是后围及顶盖二阶振型，因此，驾驶室在36Hz时轰鸣概率较小。
图16新驾驶室40Hz时右前悬置Z向激励下模态贡献量
（8）带2.7kg配重块新驾驶室噪声传递函数曲线相较于新驾驶室，右后悬置Z向激励下声压级大幅度上升，且超过60dB，主要模态贡献量为37.38Hz，主要振型为风挡上横梁一阶，其他悬置Z向激励下声压级也有提高，主要模态贡献量为35.60Hz，主要振型为风挡上横梁一阶，后围一阶。因此，带2.7kg配重块新驾驶室噪声性能不如新驾驶室。 
图17带2.7kg配重块新驾驶室噪声传递函数曲线图 通过NTF分析，能够在消耗较短时间和较经济成本的情况下，找出噪声问题原因，提出优化建议，同时结合试验，快速提升整车NVH性能。根据分析结果，采用不带质量块的新驾驶室结构。 【免责声明】本公 众 号所刊登的内容、资料等来自于个人总结、技术论坛、文献、软件帮助文档及网络等，对文中观点判断均保持中立，若您认为文中来源标注与事实不符，若有涉及版权等请告知，将及时修订删除，谢谢大家的关注！
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首次发布时间：2023-04-13
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