为了辨识21Hz处声压峰值是由声腔模态还是由板的声辐射引起，可以通过在有限元模型中人为改变声音的传播速度来确定。将声速由343m/s提高为600m/s，修改后的一阶纵向声腔模态频率由47Hz升至为81Hz，如图5-2所示，相应地81Hz处前排声压值达到极大。但在21Hz处，峰值频率没有变化，声压值明显提高，这也证明了21Hz处轰鸣声是由板的声辐射引起。对简化车身的模态结果分析可知，21Hz时1号板上有局部模态，模态密度很低，但模态能量高，其辐射噪声足以产生轰鸣声。

图5-1 1号板上施加X方向载荷,声学灵敏度响应图5-2 改变声速引起的声学灵敏度变化

图6-1为在2号板上施加纵向即平行于2号板的强迫振动信号，车内不同位置的声学灵敏度响应。一阶纵向声腔模态频率47Hz处虽然前排和后排会有声压峰值，但与1号板纵向激励起的声压值相比下降了20多dB。图6-2为2号板上施加横向即垂直施加的强迫振动信号在车内的响应，在2个频段上出现了声压峰值，47Hz和106Hz，47Hz时前排和后排的峰值为横向激励产生的一阶纵向声腔模态所导致，而在106Hz上，为第一阶横向声腔模态，与振动信号的激励方向一致。施加横向激励，在20Hz附近仍出现声压峰值，这与1号板上出现的21Hz的峰值产生的机理一致，会导致车内轰鸣声。

图6-1 2号板上施加X方向载荷,声学灵敏度响应 图6-2 2号板上施加Y方向载荷,声学灵敏度响应

图7-1为在3号板上施加横向的强迫振动信号，前排和后排在106Hz（一阶横向声腔模态）会有声压峰值，但不足以形成轰鸣声。图7-2为在3号板上施加竖向即垂直施加的强迫振动信号，在此激励下，前排和后排在47Hz的声压峰值仍然出现(一阶纵向空腔模态)，106Hz的一阶横向声腔模态也被激起，形成车内的声压峰值，150Hz为Z向声腔模态，这也造成了前排和后排的声压峰值。很显然，在3号板（即顶棚位置）上施加竖向的振动信号，可以同时激起一阶纵向、一阶横向和一阶竖向的声腔模态，也就是说，在外部载荷激励下，顶棚的共振很容易激起纵向、横向和竖向的各阶声腔模态，从而产生车内的轰鸣声。

图7-1 3号板上施加Y方向载荷,声学灵敏度响应 图7-2 3号板上施加Z方向载荷,声学灵敏度响应

4轰鸣声产生机理的试验验证

上述对轰鸣声产生的原因分析只是基于简化的乘员舱模型，实际情况是否符合，需要试验来验证。在产的某一款MPV车型，怠速时后排乘员抱怨有轰鸣声，测试发现声压峰值分别出现在25Hz和49Hz附近，如图8中绿线所示。

图8 某MPV车型实测的后排噪声

通过对装饰车(trimmed body)的有限元模型进行模态计算看出，在23-27Hz的频段上车顶处有多处局部模态出现，如图9所示。建立乘员舱流体网格模型并进行模态计算，如图10所示，发现48Hz处是车的一阶纵向声腔模态，正好与尾门的整体模态频率相一致。由前面对轰鸣声的分析可知，这两处声压峰值产生的机理明显不同，其解决措施也不同。此款车的发动机为4缸汽油机，在怠速时其转速为720转/分钟，2阶点火频率为24Hz，4阶点火频率为48Hz，这正好激励起顶棚薄钢板的局部模态和背门的整体模态。为了改变激励源对车身的激励频率，将怠速转速从720转/分钟调为780转/分钟，其2阶和4阶点火频率变为26和52Hz，从图8的红线可以看出，49Hz峰值消失，很显然怠速转速的调整避免了尾门的共振，从而无法激励其一阶纵向声腔模态。但是，25Hz的峰值移动到27Hz，其声压大小并没有明显减小，引起的轰鸣声没有消除，这是由于在23-27Hz的频段上车顶处有多处局部模态，怠速转速的调整并没有使激励频率跳出车顶的共振频率范围。因此，需要采取其他措施降低顶棚的共振，如增加集中质量降低局部模态频率，增加支撑提高局部模态频率，或者增加沥青阻尼垫降低顶棚的振动辐射效率。

图9顶棚模态

5结论

通过RADIOSS进行模态分析和流固耦合分析，使我们对汽车轰鸣声产生的机理有了深入了解。车内轰鸣声并非完全由被激励起的声腔模态所导致，低于一阶纵向声腔模态频率时，车身钢板上如果有局部模态被激起，其辐射噪声足以产生低频的轰鸣声。当振动载荷垂直施加载车身钢板上时，极易激起与声腔内声压的分布方向一致的各阶声腔模态并产生轰鸣声，并且对于一阶纵向声腔模态，只要振动载荷垂直施加载车身钢板上，不论是哪块区域的钢板，都可激起声腔模态并在前排和后排产生轰鸣声。对于顶棚、地板区域，极易产生共振并激起纵向、横向和竖向的各阶声腔模态，从而产生车内的轰鸣声，这一点尤其需要注意。

6参考文献

[1]庞剑，谌钢，何华 汽车噪声与振动-理论与应用，北京理工大学出版社

[2]杜功焕，朱哲民，龚秀芬. 声学基础，南京大学出版社

[3]靳晓雄，张立军 汽车噪声的预测与控制 同济大学出版社