Page 206 - 《应用声学》2025年第1期

202 2025 年 1 月

分析后副车架安装点到车内前排的噪声传递 120 ，方案车的前风挡与尾门振动传递函数相位差
◦
函数，原车与方案车的对比如图 10 所示，可以看出 接近0 ，即变成了同相位。
◦
噪声传递函数在 38∼50 Hz 频率段从 63 dB 降低到 0.08
55 dB以下，降幅明显。 0.06 Ғ᮳૕

80 ͜஝Ѧ᤬/ (mSs -2 SN -1 ) ࡋ᫃
Ԕᢼ 0.04
70
வವ
͜᤬Ѧ஝/(PaSN -1 , dB) 50 360 0 20 30 40 50 60 70 80
0.02
60
40
30
270
/(°)
180
20
90
10
20 30 40 50 60 70 80 0
20 30 40 50 60 70 80
ᮠဋ/Hz
ᮠဋ/Hz
图 10 方案对噪声传递函数的效果 图 12 方案车模型的振动传递函数
Fig. 10 Proposal effect on noise transfer function
Fig. 12 Proposal vibration transfer function
分析后副车架安装点到尾门和前风挡的振动 0.05
Ғ᮳૕
传递函数，原车如图 11 所示，方案车如图 12 所示， ࡋ᫃
可以看出原车的前风挡与尾门振动传递函数在 ͜஝Ѧ᤬/ (mSs -2 SN -1 ) Amplitude
38 ∼ 50 Hz 频率段的相位差为 180 ，即反相位，而
◦
方案车的前风挡与尾门振动传递函数在此频率段 180 0
的相位差小于 45 ，接近同相位。至此，使用三维车 /(°)
◦
-180 42.0
身模型进一步验证了前风挡与尾门振动同相位匹 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80
ᮠဋ/Hz
配可以在车内前排实现声音反相位抵消效果。
图 13 原车的振动传递函数
0.08
Fig. 13 Baseline vibration transfer function
Ғ᮳૕
ࡋ᫃
0.06
͜஝Ѧ᤬/ (mSs -2 SN -1 ) 0.04 0.05 Ғ᮳૕
ࡋ᫃
0.02 ͜஝Ѧ᤬/ (mSs -2 SN -1 ) Amplitude
0
20 30 40 50 60 70 80 180 0
360 /(°)
42.0
/(°) 270 -180 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80
180
90 ᮠဋ/Hz
0
20 30 40 50 60 70 80 图 14 方案车的振动传递函数
ᮠဋ/Hz
Fig. 14 Proposal vibration transfer function
图 11 原车模型的振动传递函数
测量副车架安装点到车内的噪声传递函数如
Fig. 11 Baseline vibration transfer function
图 15 所示，可以看出，38 ∼ 50 Hz 频率段的噪声
4 试验验证 传递函数平均幅值从 56 dB 降低到 48 dB。测量粗
糙路面车速 60 km/h 时的车内噪声频谱如图 16 所
基于实车验证如图 9 所示的前风挡横梁结构弱 示，可以看出，38 ∼ 50 Hz 频率段的轰鸣声降低了
化降低一阶固有频率的方案。测量后副车架安装点 7 dB(A)。
到前风挡和尾门的振动传递函数，原车如图 13 所 原车与方案车在粗糙路面不同车速下的车内
示，方案车如图 14 所示，可以看出，在 38∼50 Hz 频 轰鸣声 38 ∼ 50 Hz 频率段声压级有效值对比见
率段，原车的前风挡与尾门振动传递函数相位差为 表 1，可以看出，车速 40 km/h 时前排轰鸣声降低