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传递路径分析用于车内噪声贡献量的研究车内噪声是一种常见的问题，影响了司机和乘客的舒适性和安全性。
为了研究车内噪声的来源和贡献量，路径分析可以被用于建立车内噪声传递的模型。
传递路径分析是指从噪声源到车内各点的传递过程。
在这个过程中，噪声从源头传递到车内，经过车辆各种部件如轮胎、悬挂系统、引擎盖等，最终到达车内的乘员空间。
这个过程中的每个部件都有可能引入一定的噪声贡献量，因此路径分析可以帮助我们定位噪声源并找到有效的噪声控制措施。
路径分析可以分为两个步骤：建立传递模型和进行路径分析。
建立传递模型是指根据车辆的特性对噪声传递进行建模。
通常的建模过程可以分为三步骤：首先找到主要的噪声源，确定噪声的频率特性和功率谱；其次对每一个噪声传递路径进行建模，考虑传递过程中的各种因素，如传递系数和反射系数等；最后将各个路径的模型汇总起来，得到整个传递模型。
进行路径分析则是根据传递模型对噪声来源和贡献量进行量化。
在路径分析中，可以通过实验室测试和道路测试来获取数据，从而确定噪声的来源和贡献量。
一些常用的路径分析方法包括声功率级法、声贡献分析法和耦合路径分析法等。
一般情况下，路径分析的结果可以用于制定噪声控制策略。
对于确定的噪声源，可以通过改进构件设计、优化隔音材料、降低机械噪声等方式来降低噪声。
另外，对于重要的噪声传递路径，建立隔音工程以阻挡噪声也是一种有效的方法。
在进行路径分析时，还需注意一些问题。
例如，噪声传递模型需要足够精确才能得到可靠的路径分析结果；使用不同的路径分析方法可能会得到不同的结果；并且，由于车内噪声是由多个噪声源产生的，因此路径分析需要考虑多个噪声源的影响。
总的来说，路径分析可以帮助我们了解车内噪声传递的情况，定位噪声源并找到有效的控制措施。
这对于提高车辆的舒适性和安全性都具有重要意义。
除了路径分析，还有其他方法可以用于车内噪声贡献量的研究。
例如，声学定位可以用于确定噪声源的位置，这对于确定噪声控制措施非常有价值。
节点贡献量分析在噪声传函优化中的应用0. 前言在汽车所有传函分析优化中，其中噪声传函（Noise Transfer Function）相对来说有点挑战性，特别是需要全频段优化时。
而噪声传函分析中常常用到节点贡献量分析工具，非常实用，而且非常有效。
节点贡献量分析（Grid Participation Analysis）很多软件都有这个功能，但是个人觉得NVH Director中的节点贡献量处理方法相对来说更直观，提供的选项和功能相对较多。
1. NTF相关基础NTF分析是采用声振耦合有限元法，主要是考虑车身受到外界激励后引起车身板件振动，车身板件与车内声腔相互耦合；一般需要建立TrimedBody模型和车内声腔模型，同时对TB 车身和乘员舱声腔进行耦合求解计算。
声振耦合方程涉及到空气单元形函数及声学波动方程，一般声振耦合方程可采用如下形式表示。
式中，Ms和Mf分别为结构和声学质量矩阵，Cs和Cf分别为结构和声学阻尼矩阵，Ks和Kf分别为结构和声学刚度矩阵，u为结构位移，p为声压，Fs和Fsf分别为外界激励载荷和耦合面声压载荷。
噪声传递函数（NTF）可以表示为如下形式，即是人耳对激励点的敏感程度，值越大说明对人耳对激励点越灵敏，此时需要进行分析，可能是激励点力较大，对应即结构相对较弱，或路径或板件的辐射导致NTF值较大。
2. 案例实战2.1 基础模型NTF分析。
通过对基础模型进行噪声传函分析，我们发现37Hz处的峰值超过参考线，这时需要通过定位找出该激励点作用下是由哪些位置引起，进而进行优化分析。
图1 某激励点DRE NTF结果2.2 节点贡献量分析设置。
节点贡献量设置可以根据自身的需要进行，如全频段节点贡献量计算和离散频率节点贡献量计算。
全频段计算时间相对较长，但全频段还可以通过Peakout定义输出，此时求解时间也大大缩短。
离散频率点（也称为关注频率点）计算时间相对较短，在实际工程应用更为广泛。
2.2.1 节点贡献量定义，首先在计算文件开头定义节点贡献量输出，其关键字是PFGRID，这个关键字里可以设置输出许多参数，一般定义流体节点输出即可。
基于面板贡献量控制车内噪声作者：张学丘,龚兵,陈剑来源：《汽车科技》2011年第05期摘要:针对某SRV车，建立了白车身有限元模型和声学边界元模型。
对声固耦合和非耦合时驾驶员右耳的声压频率响应特性进行分析，结合模态分析找出关注频率。
在这些频率下进行面板贡献量分析，找出了主要的正负贡献面板。
对白车身进行速度频率响应分析，找出振动腹部的节点；运用加权系数法，建立与节点速度和场点声压有密切关系的目标函数。
在此基础上，提出一种通过优化板件厚度降低结构振动速度，间接控制车内噪声的方法。
关键词：间接边界元法；声固耦合；面板贡献量；优化中图分类号：U463.82 文献标志码：A 文章编号：1005-2550（2011）05-0027-06In-car Noise Control Based on Panel Contribution AnalysisZHANG Xue-qiu，GONG Bing，CHEN Jian（Institute of Sound and Vibration Research，Hefei University of Technology，Hefei 230009，China）Abstract:To a certain vehicle，FE model of the BIW（body-in-white）and BE model of acoustic cavity are built. The focused frequencies are found by calculating coupled and uncoupled sound field frequency response combined modal analysis.The mainly positive or negative contribution panels are found by analyzing panel contribution at those focused frequencies.The nodes of the belly of vibrating are found by velocity frequency response analysis of the BIW，then the target function which connected with the nodes velocity and field point pressure is established by using weight coefficient method. On this basis，a method is put forward that is reducing vibration by optimizing panel thickness for the sake of controlling in-car noise indirectly.Key words: indirect BEM；acoustic-structural coupling；panel contribution analysis；optimization车内噪声是由发动机、传动系统、轮胎、液压系统及结构振动引起的。
基于NTF仿真的汽车噪声源识别作者：程琨张振东袁卫平雷镭曾帅来源：《能源研究与信息》2017年第02期摘要：介绍了噪声传递函数的基本理论.针对某款汽车，分析其道路试验得到的数据，发现转速为1 600 r·min-1左右时车内后排存在轰鸣声.针对该问题采用计算机辅助工程（CAE）方法进行了分析，通过在传动系统与车身连接点施加单位激励，运用Hyperworks软件中的Optistruct求解器求解后排右耳响应，并通过试验验证了仿真结果.仿真和试验结果均表明：在54 Hz左右，发动机二阶激励激起传动轴和后桥弯曲模态，产生共振，并通过车身连接点传到车身，从而激起空腔模态，导致后排产生轰鸣声.关键词：传动系统；噪声源；传递噪声函数；试验中图分类号： U 467.4文献标志码： AStudy on the Noise Source Identification for NTF SimulationCHENG Kun1， ZHANG Zhendong1， YUAN Weiping2， LEI Lei2， ZENG Shuai2（1.School of Mechanical Engineering， University of Shanghai for Scienceand Technology， Shanghai 200093， China；mercial Vehicle Technical Center of SAIC Motor Corporation Limited， Shanghai 200438， China）Abstract： Noise transfer function（NTF） basic theory was introduced in this paper.The acquisition data from road test was analyzed.It revealed that there existed booming at about 1 600 r·min-1 of the back seat of a car.Aimed at this problem，computer aided engineering（CAE）method was adopted by applying unit incentive to the connection point of both powertrain and body.The response from the rear of back seat was attained using the Optistruct solver of Hyperworks software.The simulation results were verified.Both the simulation and test results showed that the drive shaft and rear axle bended at about 54 Hz as a result of the 2nd order of ignition frequency.The vibration transferred through the connection point to the body and then excited the cavity mode.As a result，the booming of back seat occurred.Keywords：transmission system； noise source； noise transfer function； test随着汽车技术的快速发展，舒适性和安全性是未来研究的主要目标，其中振动和噪声是评价汽车舒适性的主要指标.影响汽车车内振动和噪声的直接因素是包围空腔的所有板件的振动和声学特性[1].来自噪声源的激励通过底盘与车身连接点传递到车身引发车身振动，车身振动作用于内部空气，使内部升压，产生车内噪声；同时，车外声音通过车身缝隙和孔进入车内也会产生车内噪声.影响整车车内噪声、振动和不舒适性的噪声源主要有动力总成和传动系统振动、排气系统振动、风激励、进气声以及胎噪，其中风激励和胎噪是汽车高速行驶下的激励源.加速和怠速是评价车内振动和噪声的主要工况.噪声传递函数（NTF）定义为输入激励与输出噪声之间的函数关系，可用于评价结构对激励的声学灵敏度特性[2].NTF在整车开发和结构优化分析中具有很好的工程应用价值：对整车噪声、振动、声振粗糙度（NVH）开发进行设定和分解；通过试验测试各部件的噪声传递贡献量；在特定频率下，对各个面板贡献量进行分析.随着仿真技术的发展，计算机辅助工程（CAE）方法被运用到整车NTF分析中，CAE方法相对于试验方法，不仅快捷，效率高，而且可节约大量成本，为试验设计、分析以及结构优化提供帮助.本文主要针对某款多用途汽车（MPV）在试验测试中车内后排存在明显的轰鸣声的现象进行传递路径分析，运用Hyperworks软件中的Optistruct求解器进行NTF分析，并与试验结果进行对比，寻找噪声源和传递路径，为结构优化提供帮助.2问题分析某试验车辆为前置后驱、6个手动前进挡，发动机为直列四缸，承载式车身，传动系统主要由传动轴、中间支撑、驱动桥、半轴组成.道路测试条件为：风速小于8 km·h-1，背景噪声比被测噪声至少低10 dB，道路为柏油马路.试验中主观感受为当转速为1 600 r·min-1左右时，车内后排出现轰鸣声.在主驾右耳、中排左侧右耳、后排左侧右耳各布置一个传声器.测试工况分别为3档和4档全油门（WOT），测试软件为LMS Test Lab 12 A.根据Shannon采样定理[4]有fs>2fm（5）式中：fs为采样频率；fm为分析频率.依据工程经验，一般噪声信号频率不超过5 000 Hz，振动信号频率不超过600 Hz.根据式（5），测试过程中噪声采样频率取12 800 Hz，分辨率取0.781 25 Hz；振动采样频率取1 600 Hz，分辨率取1 Hz.数据采集设备型号为LMS SCADAS Lab 40.车内噪声SPL测试结果如图1所示，其中f为频率.从图1可看出，在转速为1 600 r·min-1左右时SPL存在明显峰值，且该峰值对应的转速与主观感受到噪声时对应的转速基本一致.车内噪声峰值主要由二阶声压组成，与发动机二阶激励相关.在转速为1 600 r·min-1下对应的发动机二阶激励频率为54 Hz.对车内后排噪声信号和传动系统振动信号进行相关性分析，初步判断传动轴和后桥可能被发动机二阶点火频率激起模态产生共振，所以选择车身与传动轴、后桥等连接点为单位激励加载点，响应点为车内后排耳旁.通过单位频率响应法得到车内后排耳旁SPL随f的变化.采用CAE方法分析时，考虑到模型误差，频率范围选择在55～65 Hz.3NTF仿真分析3.1有限元模型TB（trimmed body）有限元模型主要采用SHELL163板壳单元模拟车身结构，焊点采用CWELD单元，材料采用SPHC和SPCC.为了平衡建模质量和计算速度，可忽略一些小尺寸工艺孔.有限元模型如图2所示.空腔有限元模型采用四面体SOLID单元模型，材料为空气和座椅，定义为MAT10，空气属性和座椅属性均定义为PSOLID.考虑到模型的精确性，空腔有限元模型应为车身板件和座椅之间的空间模型，同时包括发动机舱和后翼子板腔体.空腔有限元模型如图3所示.3.2右耳激励点仿真结果在激励点施加单位激励，得到的频率为55～65 Hz，后排右耳声压级峰值的对应频率分别与后悬架左纵臂、左后螺旋弹簧、稳定杆和中间支撑振动峰值的对应频率基本一致.图4为激励点仿真结果.为验证仿真结果的正确性，对后桥和传动轴工作变形进行分析.传动轴中间支撑和后桥布置振动加速度传感器，采集相关振动信号.采集软件为LMS Test Lab 12 A.4试验结果分析与验证分析后桥测点振动幅值随转速n0和频率f变化的三维瀑布图（如图5所示）.由图可知，当n=1 600 r·min-1左右即对应二阶频率为54 Hz左右时振动幅值存在峰值.在转速为1 600 r·min-1时进行转速切片分析，得到在该转速下峰值随频率的变化，如图6所示，图中纵坐标为振动加速度a与重力加速度g的比值.图6中在二阶频率为54 Hz左右后桥存在明显的振动峰值.分析中间支撑测点振动幅值随转速和频率的变化，如图7所示.在1 600 r·min-1即对应二阶频率为54 Hz时，同样得到中间支撑存在明显振动峰值，如图8所示.综上分析，仿真与试验结果接近，所以可得出，传动轴和后桥由于发动机二阶点火频率激起其模态产生共振，通过中间支撑和后桥与车身连接点传递到车内，引起车身振动，激起空腔模态，导致后排产生轰鸣声.解决这一问题的措施为在后桥处安装质量阻尼，在降低后桥振幅的同时还起到一定的移频作用，从而消除车内轰鸣声.5结论（1）介绍了NTF的流固声学耦合和传递路径基本原理.运用Hyperworks软件中的Optistruct求解器，在传动轴和后桥激励点施加单位激励，对车内后排右耳响应进行了分析，并结合试验对仿真结果进行验证.结果表明，由于点火频率激起传动系统弯曲模态产生共振，通过后桥与车身连接点将振动传递到车身，导致车内产生轰鸣声.（2）通过CAE方法进行噪声传递函数分析，不仅目标明确，而且效率高，可为试验提供理论依据，能有效分析NVH问题的来源，具有很好的工程实际价值.参考文献：[1]靳晓雄，白胜勇，丁玉兰，等.车身板件振动声学贡献量的计算机模拟[J].汽车工程，2000，22（4）：236-239.[2]周建文，庞剑.NTF分析在车内结构噪声问题整改中的应用[J].汽车技术，2009（12）：40-43.[3]庞剑，谌刚.汽车噪声与振动[M].北京：北京理工大学出版社，2006.[4]李德葆，陆秋海.工程振动试验分析[M].北京：清华大学出版社，2004.龙源期刊网 。
基于声腔模态的车身NTF优化分析作者：暂无来源：《智能制造》 2016年第5期撰文/ 广州汽车集团股份有限公司汽车工程研究院李玉洁李建新根据声腔模态理论，系统总结了不同级别车型的声腔模态形式和频率分布范围。
为避免产生车身NTF（Noise TransferFunction 噪声传递函数）超标问题，车身相应面板模态与声腔模态应做避频设计。
某车身NTF 优化分析中，在激励点动刚度满足设计要求时，前副车架安装点NTF 超标原因是地板模态与声腔上下一阶模态耦合，通过改善面板模态，可使NTF 达到合格水平。
近年来，汽车技术日益成熟。
除了对汽车驾驶性的要求，消费者越来越看重汽车NVH 性能。
汽车NVH 性能开发是一个复杂的学科，动力总成、底盘、车身、电器及车身等，这些子系统都可能是引起NVH 问题的噪声源或者传递路径。
NVH 工程师主要任务，就是降低噪声源，控制传递路径，提升汽车舒适性。
整备车身NTF（Noise Transfer Function 噪声传递函数）是否合理，是车身NVH 开发的一个重要的评价标准。
车身声腔为汽车乘员舱的空气组成的弹性体，是车身NTF分析的必经传递路径。
本文主结合声腔模态理论，研究声腔模态的特点，以某车身NTF 优化分析为例，指出车身面板模态应与相应声腔模态做错频设计。
一、声腔模态及车身面板模态规划1. 声腔模态声腔，是车身壁板围成一个封闭的声学空腔，一般分为乘员舱空间和行李舱，里面充满了空气。
同结构体一样，声腔也存在模态形式和模态频率。
声腔模态的分析是基于经典的声学理论。
在理想流体分析中对介质建立3 个方程：运动方程、连续性方程和物态方程。
连立得出小振幅声波声压的解析式：式中，c0 是声速，t 是时间，p 是声压，声压是时间和空间的函数，即p（x，y，z，t），△2 是拉普拉斯算符。
在直角坐标系下的表达式为：基于以上声腔理论求解声腔模态是复杂的，一般工程上通过试验或有限元分析的方式获得声腔模态。
车内噪声预测与面板声学贡献度分析
惠巍;刘更;吴立言
【期刊名称】《噪声与振动控制》
【年(卷),期】2006(026)005
【摘要】面板声学贡献度分析是汽车NVH特性研究的重要内容,识别各面板对车内场点的贡献度对于控制车内噪声有着重要意义.利用有限元结合边界元的方法,建立三维车辆乘坐室声固耦合模型,使用ANSYS软件计算出乘坐室在20-200Hz频率的声固耦合振动特性后,采用LMS b软件预测了驾驶员左、右耳的声压响应.并通过各壁板对驾驶员右耳声压的面板贡献度分析,得出了各壁板对驾驶员右耳总声压的贡献度,为降低车内某点噪声进行结构修改提供理论依据.通过对结构修改,有效降低了车内某点噪声.
【总页数】5页(P62-66)
【作者】惠巍;刘更;吴立言
【作者单位】西北工业大学,机电学院,西安,710072;西北工业大学,机电学院,西安,710072;西北工业大学,机电学院,西安,710072
【正文语种】中文
【中图分类】TB533+.2;U467.4+93
【相关文献】
1.重型卡车驾驶室结构噪声预测与板件声学贡献度分析 [J], 张志勇;张义波;刘鑫;谢小平
2.不同路面激励下车内噪声预测与板件声学贡献量分析 [J], 牛浩龙;王青春;田燕林;王玉鑫;付建蓉
3.面板声学贡献度分析在拖拉机驾驶室降噪的应用 [J], 邹岳;李丽君;刚宪约;刘顶平
4.隧道内地铁列车车内噪声预测分析 [J], 冯青松;周豪;陈艳明;张凌;罗信伟
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厂内新机动车辆噪音排放的最大允许限值及其测量方法下载提示：该文档是本店铺精心编制而成的，希望大家下载后，能够帮助大家解决实际问题。
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V ol 36No.2Apr.2016噪声与振动控制NOISE AND VIBRATION CONTROL 第36卷第2期2016年4月文章编号：1006-1355(2016)02-0108-04NTF 、ODS 、PFP 确定车内噪声贡献面板方法杨磊1,2，邓松1,2，杨双1,2(1.武汉理工大学现代汽车零部件技术湖北省重点实验室，武汉430070；2.武汉理工大学汽车零部件技术湖北省协同创新中心，武汉430070)摘要：首先建立客车结构噪声传递函数模型分析车内噪声峰值频率点。
然后通过工作变形分析函数模型分析在这些噪声峰值频率点车身发生振动变形较大的位置。
将这些振动变形较大的位置设置成噪声贡献面板，建立面板声学贡献量分析模型来确定这些面板对车内噪声水平贡献程度，确定板件对车内声压影响主次关系。
该方法为车内噪声评估和车身面板优化提供有效理论指导。
关键词：声学；车内噪声；噪声传递函数；工作变形分析；面板声学贡献量中图分类号：U491.9+1文献标识码：ADOI 编码：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.02.024Determination of Contribution Panels of Vehicle ’s Interior NoiseUsing NTF,ODS and PFPYANG Lei 1,2，DENGSong 1,2，YANGShuang 1,2(1.Hubei Key Laboratory of Advanced Technology for Automotive Components,Wuhan University of Technology,Wuhan 430070,China;2.Hubei Collaborative Innovation Center for Automotive Components Technology,Wuhan University of Technology,Wuhan 430070,China )Abstract :The noise transfer function (NTF)model of a bus body was established to evaluate the peak frequencies of the interior noise.Then,the large deformation of the bus body model was analyzed at the peak frequencies of the interior noise based on the theory of the operational deflection shape (ODS).The positions of the large deformation were defined as the noise contribution panels.The acoustic contributions of these panels to the interior noise level were estimated according to the analysis of the participation factor panel (PFP).The results provide valuable guidelines for the determination of contribution panels of vehicle ’s interior noise.Key words :acoustics;vehicle ’s interior noise;noise transfer function (NTF);operational deflection shape (ODS);participation factor panel (PFP)车辆开发前期阶段，运用虚拟技术分析手段来预测车内噪声水平，分析低频、中频和高频内噪产生机理并采取相应预防措施优化车内噪声，避免开发后期进行重复设计和分析，从而达到提高车内声品质和降低成本的目的。
因此用于确定客车车内噪声贡献主要面板的方法具有重要意义。
许多学者通过收稿日期：2015-09-09基金项目：教育部创新团队发展计划“先进汽车零部件技术”资助项目（项目编号IRT13087）；湖北省高端人才引领计划资助项目(项目编号2012-86)作者简介：杨磊（1976-），男，山东省胶州市人，博士生，主要研究方向为现代汽车设计与制造。
通讯作者：邓松，男，讲师。
E-mail:guoheng0722@有限元法建立轿车车身结构和车室声腔模型，对结构模态频率和变形部位、空腔声学系统的声学模态频率和声压分布情况以及耦合系统中结构和声学空腔模态频率和振型的变化进行详细分析[1，2]。
通过面板声学贡献量来研究车内噪声水平也受到重视。
采用有限元法对声固耦合和非耦合驾驶员右耳声压频率响应特性进行分析，结合模态分析找出关注频率并在这些频率下进行面板贡献量分析，从而找出主要正负贡献面板[3–5]。
此外，许多学者考虑到面板声学贡献量的研究主要针对面板对声场中某些特定点的贡献量，而实际中特定点噪声大小或许能降到所要求的指标，但声场其他位置噪声未必能够达到理想降噪效果，面板声功率贡献量分析方法受到重视[6，7]。
噪声传递函数和工作变形分析也用于振动第2期与噪声分析[8，9]。
然而，很少研究将噪声传递函数、工作变形分析和面板贡献量综合运用于车身的振动与噪声分析中，缺少一种详细运用噪声传递函数、工作变形分析和面板贡献量评估车内噪声的方法。
因此，基于噪声传递函数、工作变形分析和面板贡献量来分析与优化车内噪声。
首先建立客车车身和车内声腔的噪声传递函数模型来确定输入激励载荷与输出噪声之间对应函数关系，根据目标值确定车内声压响应峰值频率点。
随后，建立工作变形分析函数模型来预测在这些峰值频率点车身工作运转情况下较大变形/振动发生位置。
把这些变形较大位置的零部件设置成面板，通过面板声学贡献函数模型来确定这些变形较大位置对车内噪声水平的影响程度，确定板件对车内声压影响的主次关系，为综合运用噪声传递函数、工作变形分析和面板声学贡献量评估研究车内噪声水平提高理论指导。
1噪声传递函数（NTF ）模型建立与分析1.1噪声传递函数原理噪声传递函数指施加于某一结构上的单位力在结构内产生的声压，它表示其结构与内部空腔的声学相关特性。
当车身上某激励接附点处受到激励作用时，激励通过车身各处传递，从而使车身壁板振动并向车内辐射噪声，这种力与噪声的关系称为车身结构声学传递特性[6]，其表达式为[8]{}p =éëêùûúH æèçöø÷P f {}f （1）式中{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与激励大小有关，而且与噪声传递函数有关。
当激励大小不易改变时，需要从结构上寻求解决问题方法。
车内结构声是由外界激励引起车身板件结构振动，同时车身板件与车内声腔耦合向车内辐射而产生。
1.2.客车车身噪声传递函数模型建立与分析客车车身是非常复杂的空间骨架结构，由于主要进行车身骨架结构分析与优化，常去掉非承载构件，简化曲杆件为直杆件等一些次要构件。
车身骨架采用四边形壳单元进行网格划分，单元尺寸为10mm ，杆件之间采用RBE 2单元连接来模拟杆件之间的焊接。
客车车身骨架结构采用Q235B 材料，其弹性模量E =2.1×105MPa ，泊松比ν=0.3，密度ρ=7.85×10-6kg/mm 3，抗拉强度σ=386MPa 。
杆件的厚度根据实际赋予各个杆件。
建立的客车车身模型如图1(a)所示。
相应的车内声腔模型和座椅声腔模型如图1(b)和图1(c)所示。
（a）（b）(c)图1车身结构模型和车内声腔与座椅声腔模型在发动机四个悬置位置设置x 、y 、z 方向的单位激励，响应点为驾驶员右耳、乘员座椅前排、中排和后排右耳位置，如图1(c)所示。
计算方法为NASTRAN SOL 111模态频率响应，采用自由边界条件，结构模态频率范围为1Hz ～350Hz ，声腔模态频率范围为1Hz ～350Hz ，频率响应计算范围为20Hz ～200Hz 。
图2为发动机左前悬置位置y 向单位激励作用下，车内驾驶员右耳位置的声压曲线。
将声压值与目标值（55dB ）比较发现，大于目标值的声压峰值出现在频率点23Hz 、45Hz 和57Hz 位置。
采用相同的方式，可以统计其他发动机悬置位置激励引起的在驾驶员右耳、乘员座椅前排、中排和后排右耳位置的声压变化，从而可以统计大于目标值的声压峰值出现的频率点，如图3所示。
图2驾驶员右耳位置声压曲线NTF 、ODS 、PFP 确定车内噪声贡献面板方法109第36卷噪声与振动控制图3基于目标值统计的峰值频率点次数由图可知，频率点23Hz 、25Hz 、45Hz 和57Hz 出现次数较多，这些频率点是客车车身噪声分析的主要频率点。
随后，通过工作变形分析确定车身振动与变形的主要位置。
2车身工作变形（ODS ）分析2.1ODS 法基本原理ODS 法分析时关注于振动系统的两点或多点的受迫振动。
两点或多点位置的变化决定了空间形状的变化。
结构空间形状的改变是由于一个点相对于其他点运动后的结果。
ODS 频响函数矩阵的公式为[10][]H ()j ω=∑k =1n []H k()j ω（2）式中ω是声波角频率，H k (j ω)为频率响应函数第k 阶频域矩阵，其计算方法为[]H k ()j ω=12j æèççöø÷÷[]R k j ω-p k -[]R k *j ω-p *k （3）式中，分子表明第k 阶模态响应规律，[R k ]为第k 阶模态的残余矩阵；分母为第k 阶模态的动态参数，[R k ]*为第k 阶模态极值点。
每一个P k 、P *k 表明频响函数的每一个模态存在。
2.2车身较大变形位置确定将噪声传递函数模型中频率响应计算范围设置成频率点23Hz 、25Hz 、45Hz 和57Hz ，计算车身较大振动位置，如图4所示。
由图可知，在峰值频率点23Hz ，客车车身发生变形较大的位置是顶棚后部、后围底部、底盘后部。
在峰值频率点25Hz,发生较大变形位置是顶棚后部、底盘后部、右侧围中部、后围底部。
