Page 203 - 《应用声学》2025年第1期
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第 44 卷 第 1 期 黄应来等： 车内轰鸣声反相位抵消方法研究及应用 199
频轰鸣声。在粗糙路面以 60 km/h 车速匀速行驶，
0 引言 采集车内噪声和轮心、副车架安装点、尾门、前风挡
等处的振动，测点位置如图 1 所示。车内前排噪声
乘用车向电动化方向发展，其动力总成噪声大
频谱如图 2 所示，可以看出 40 Hz 频率带的声压级
幅降低，而路面噪声更加凸显，占整车振动噪声的
较高，峰值达到48 dB(A)。
40% 以上，是控制的重点和难点。电动车一般是后
驱为主，后驱系统安装在后副车架上，导致后驱动桥 Ғ᮳ҫᤴएᝠ ࡋ᫃ҫᤴएᝠ
出现 30∼50 Hz 的刚体模态；车身因电池包的加强
作用，整体弯扭模态提高到 30∼50 Hz；大尺寸溜背 Ғଆ Ցଆ
͜ܦ٨ ͜ܦ٨
尾门和大面积玻璃车顶的造型趋势导致面板件更
易辐射低频噪声，在这些因素的影响下，电动车比传
1.3 m
统车更容易出现由路面激励产生的车内轰鸣声。 Z 2.3 m ᣃॷҫ Ҟᢼ߷ᜉ
X 3.5 m ᤴएᝠ གҫᤴएᝠ
Prasanth 等 [1] 通过加强顶棚前横梁和 B 柱结 Y
构，将前横梁一阶弯曲模态频率从 40 Hz 提高到
图 1 声音和振动测点位置
2
52 Hz，振幅从 2 m/s 降低到 0.6 m/s ，加速工况车
2
Fig. 1 Microphone and accelerometer locations
内 40 Hz 轰鸣声降低 8 dB(A)。Ninad 等 [2] 建议将
尾门锁偏置 200 mm，使尾门弯曲模态转变为扭转 60
模态，减弱对车内声腔的扰动，车内35 Hz 轰鸣声可 50
以降低 3 dB(A)。Joydeep 等 [3] 对三款两厢车加速 40
工况 35 ∼ 42 Hz 轰鸣声进行测试分析，发现尾门一 ܦԍጟ/dB(A) 30
阶弯曲模态是主要原因，建议加强尾门钣金或者增
20
加质量块抑制振动。Gaurav 等 [4] 研究了车内声腔
10
53 Hz 模态与前顶棚和尾门模态耦合产生轰鸣声的 20 31 50 80 125 200 315 500
问题，提出尾门增加阻尼和前顶棚增加质量的方案， ᮠဋ/Hz
可降低轰鸣 5 dB(A)。Takashi 等 [5] 研究了车身关 图 2 匀速 60 km/h 车内前排声音频谱
键板面的振动相位匹配对车内轰鸣声的影响，提出 Fig. 2 Front row sound spectrum at 60 km/h
前风挡模态频率低于声腔纵向一阶模态频率和顶
采用粗糙转鼓分别倒拖前后轴转动的方法，确
棚模态频率高于声腔频率的组合可实现声音抵消
定该路噪轰鸣声主要由路面不平度激励后轮产生。
效果，大幅降低车内 43 Hz 的轰鸣声 10 dB(A)。综
对后悬架进行传递路径分析，识别出副车架后安
上，行业内关于车身对车内轰鸣声影响的研究主要
针对前风挡、顶棚、尾门等板件进行加强或者增加 装点是主要路径，而安装点衬套的隔振量已大于
吸振器，关于板件与声腔的耦合关系以及如何实现 20 dB，因此推测车身灵敏度偏高是导致轰鸣声大
的主要原因。
反相位抵消尚缺乏系统的研究。
测量车身的噪声传递函数，副车架后安装点
对某电动车型轮胎路面激励下产生车内40 Hz
到车内前排的噪声传递函数如图 3 所示，可以看
频率带轰鸣声问题，建立车内一维声固耦合模型，求
出 40 Hz 频率带存在明显峰值，且幅值超过目标
解声腔模态振型，分析前风挡不同相位对车内声压
55 dB。
幅值的影响，得出声压取极小值时对应的前风挡相
测量车身大板件的噪声传递函数，尾门和前风
位。基于实车弱化前风挡横梁结构，降低模态频率，
利用共振点相位降低180 的特性，实现正反向声波 挡到车内前排的噪声传递函数如图 4 所示，可以看
◦
相互抵消，大幅降低车内轰鸣声。 出尾门在 40 Hz 频率带的灵敏度比前风挡高 7 dB。
测量车身模态，车身整体存在 31 Hz 弯曲模态和
1 问题描述 46 Hz 扭转模态，尾门存在 31 Hz 一阶模态和 42 Hz
二阶模态，前风挡存在48 Hz 一阶弯曲模态，顶棚存
某电动车型匀速行驶时车内前排有明显的低 在 36 Hz 弯曲模态。初步判断车身 40 Hz 频率段噪
