隨著人們對商用車品質要求的日益提高，商用車NVH性能也逐漸引起用戶和整車廠商的關注，所以進一步提升商用車NVH整體性能成為不斷提高商用車品質的重要途徑。影響整車NVH性能的因素主要有動力總成及其傳動系統振動噪聲、排氣系統振動噪聲、車身結構振動噪聲、風激勵噪聲等。其中，怠速和加減速工況下車內噪聲振動水平在一定程度上決定了用戶對整車NVH性能的評價。
噪聲傳遞函數NTF主要是指輸入激勵載荷與輸出噪聲之間的對應函數關系，用于評價結構對振動發聲的靈敏度特性。NTF分析在整車NVH開發中已經有廣泛應用，比如用于整車NVH目標設定與分解，通過試驗測試進行各部件對噪聲傳遞貢獻量分析，通過試驗分析特定頻率各個面板貢獻量等。隨著計算機技術的不斷進步，通過CAE方法進行整車NTF分析變得越來越快捷和準確，通過NTF分析計算進行車身板件貢獻量分析和結構優化成為可能。
通過CAE手段進行整車NTF分析不僅僅在整車開發中得到應用，同時，在后期的NVH問題整改中也起著舉足輕重的作用，相比試驗手段CAE分析有效率高、成本低等優勢。NTF分析主要通過在動力總成、底盤、排氣系統等與車身接附點施加單位力激勵，測試或計算得到車內聲壓響應。本文針對商用車NVH測試中發現的噪聲峰值問題，進行傳遞路徑分析，并根據傳遞路徑針對駕駛室設計多種分析方案，利用HyperWorks前后處理軟件和NASTRAN求解器進行NTF對比計算分析，快速找出問題原因，并與試驗部門一起進行試驗驗證，提供整改方案，為商用車NVH性能持續提升提供支持。
1.NTF原理
圖1 噪聲傳遞函數示意圖
TPA噪聲傳遞路徑分析是用來評估激勵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到輸出位置的聲振傳遞函數矩陣，這些傳遞函數即NTF可以表示為：
其中，{P}表示特定位置的聲壓， [H(p/f)]表示從激勵源到目標位置聲壓響應的聲振傳遞函數，｛f｝表示施加在輸入位置的激勵力。從公式可以看出，車內目標位置聲壓響應大小不僅跟激勵大小有關，而且跟聲振傳遞函數有關，所以當激勵力大小改變困難時，就要求對聲振傳遞函數即NTF進行研究，從結構上找出解決問題的方法。
2.NTF應用
通過噪聲傳遞路徑CAE分析，可以在整車項目開發前期有效減少噪聲峰值問題出現的風險；同時，在項目后期和車型上市后的性能提升中更能夠快速提供優化整改思路。以下介紹通過CAE方法進行的NTF分析在整車項目后期NVH性能提升中的應用實例。
某駕駛室老結構在35-40Hz之間存在轟鳴聲，因此需要對新設計的駕駛室進行噪聲傳遞函數分析，以驗證其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，加載點為車身側車身與底盤搭接點，共六個加載點，分別在每個加載點Z向施加1N的單位激勵，測量點為座椅頭枕前聲腔的節點，考察該點的頻響曲線。
首先對原駕駛室和帶2.7kg配重塊原駕駛室進行噪聲傳遞函數分析，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網格模型及聲腔網格模型，其中TB模型網格尺寸10mm× 10mm ；聲腔網格模型中駕駛室聲腔模型單元尺寸100mm × 100mm × 100mm；座椅網格單元尺寸為70mm × 70mm × 70mm。均采用PSOLID單元建模，聲腔模型采用mat10材料。
整個系統為自由狀態，在駕駛室與車架安裝點處施加單位力（1N）的掃頻激勵，頻率范圍為20-120Hz。通過考慮車身振動與聲腔耦合，使用模態頻響法計算單位載荷下駕駛員和乘員耳側聲壓變化曲線。
4.分析結果
由噪聲傳遞函數分析、模態貢獻量分析結果得出：
（1）原駕駛室存在轟鳴，在38Hz附近，左后、右后、右前、左前懸置點Z向激勵下聲壓級均大于60dB，其中，左后懸置點Z向激勵下聲壓級頻率跨度較大。
圖5 原駕駛室噪聲傳遞函數曲線圖
（2）帶2.7kg配重塊原駕駛室無轟鳴，左后、右后懸置點Z向激勵下聲壓級大幅度降低，且低于60dB；右前、左前懸置點Z向激勵下聲壓級仍大于60dB。
圖6 帶2.7kg配重塊原駕駛室噪聲傳遞函數曲線圖
因此，由（1）和（2）對比可知，后懸置點Z向激勵對駕駛室轟鳴影響較大，右前、左前懸置點對駕駛室轟鳴基本無影響。
（3）對原駕駛室左后懸置點Z向激勵下的噪聲傳遞函數曲線（38Hz）進行模態貢獻量分析可知：后圍二階、頂蓋二階模態（38.41Hz）為主要貢獻模態，后圍板為主要貢獻面板。
圖7 原駕駛室38Hz時左后懸置點Z向模態貢獻量及模態云圖
（4）帶2.7kg配重塊原駕駛室無轟鳴，左右后懸置Z向激勵時，駕駛室聲壓級均低于60dB，38.41Hz時的后圍二階、頂蓋二階模態消失。38Hz時，右前懸置Z向激勵下聲壓級超過60dB，此時主要模態貢獻量為38.53Hz，主要振型為風擋上橫梁一階，后圍一階；左前懸置Z向激勵下聲壓級超過60dB，此時主要模態貢獻量為36.91Hz ，主要振型為風擋上橫梁一階，后圍一階，車門呼吸模態。
圖8 加2.7kg配重塊原駕駛室38Hz右前懸置點Z向模態貢獻量及模態云圖
圖9 加2.7kg配重塊原駕駛室38Hz左前懸置點Z向模態貢獻量及模態云圖
因此，由（3）和（4）對比可知 ，后圍二階、頂蓋二階模態（38.41Hz）為引起駕駛室轟鳴的主要振型，后圍板為主要貢獻面板。
5）新駕駛室在懸置Z向激勵下，38Hz處駕駛室聲壓級均低于60dB，因此新駕駛室在38Hz時出現轟鳴概率較小。
圖10 新駕駛室噪聲傳遞函數曲線圖
（6）在36Hz時，左中、左前、右前、右中懸置Z向激勵下聲壓級超過60dB。此四種工況下主要模態貢獻量為33.03Hz與35.61Hz。35.61Hz為風擋上橫梁一階，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時轟鳴概率較小。
圖11 新駕駛室36Hz時左中懸置Z向模態貢獻量
圖12 新駕駛室36Hz時左前懸置Z向模態貢獻量
圖13 新駕駛室36Hz時右前懸置Z向模態貢獻量
圖14 新駕駛室33.03Hz模態云圖
圖15 新駕駛室35.61Hz模態云圖
圖16 新駕駛室40Hz時右前懸置Z向激勵下模態貢獻量
（8）帶2.7kg配重塊新駕駛室噪聲傳遞函數曲線相較于新駕駛室，右后懸置Z向激勵下聲壓級大幅度上升，且超過60dB，主要模態貢獻量為37.38Hz，主要振型為風擋上橫梁一階，其他懸置Z向激勵下聲壓級也有提高，主要模態貢獻量為35.60Hz，主要振型為風擋上橫梁一階，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曲線圖
5.結論
通過NTF分析，能夠在消耗較短時間和較經濟成本的情況下，找出噪聲問題原因，提出優化建議，同時結合試驗，快速提升整車NVH性能。根據分析結果，采用不帶質量塊的新駕駛室結構。
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