某越野車車內(nèi)降噪技術(shù)的研究*

史建鵬,周 權(quán),黃 松

(東風(fēng)汽車公司技術(shù)中心,武漢 430058)

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2015223

某越野車車內(nèi)降噪技術(shù)的研究*

史建鵬,周 權(quán),黃 松

(東風(fēng)汽車公司技術(shù)中心,武漢 430058)

為降低某越野車的車內(nèi)噪聲，運(yùn)用板件聲輻射理論，從激勵(lì)源、傳遞路徑和響應(yīng)等3個(gè)方面對噪聲產(chǎn)生機(jī)理進(jìn)行了分析，通過車身模態(tài)和板件平均振動傳遞函數(shù)分析，提出了降低后橋高度、輪邊減速器改用高精度斜齒輪、增加立柱和敷貼阻尼片等降噪措施，有效消減了車內(nèi)某些中高頻噪聲。最后通過實(shí)車試驗(yàn)驗(yàn)證，改進(jìn)后的車內(nèi)噪聲達(dá)到目標(biāo)值要求。

車身板件；降噪技術(shù)；聲輻射；模態(tài)分析

前言

越野車的特殊用途決定了其獨(dú)具特色的車身結(jié)構(gòu)，主要表現(xiàn)為板件面積比較大，且外圍板件很少進(jìn)行加筋處理，因此其車身板件類似于平直薄板，很容易將從激勵(lì)源傳遞過來的板件振動轉(zhuǎn)化為噪聲輻射出去，在低頻階段容易產(chǎn)生車內(nèi)轟鳴音[1]，在中高頻階段很容易產(chǎn)生定速和加速噪聲等問題。

對于乘用車來說，解決250Hz以內(nèi)的低頻噪聲問題主要通過模態(tài)分析、動剛度分析、噪聲傳遞函數(shù)分析和運(yùn)行模態(tài)分析等傳統(tǒng)分析方法識別車身結(jié)構(gòu)薄弱點(diǎn)，并對薄弱處進(jìn)行修改，加強(qiáng)車身局部剛度或進(jìn)行同聲腔模態(tài)避頻，從而消減車內(nèi)噪聲；對于中高頻噪聲問題，通過聲學(xué)包分析，對車身采取隔音措施，減少通過各種孔隙傳入車內(nèi)的中高頻噪聲。以上這些方法主要只是從車身方面對車內(nèi)噪聲進(jìn)行改善，而對產(chǎn)生噪聲的激勵(lì)源并未進(jìn)行改進(jìn)。越野車的特殊用途和車內(nèi)布置特點(diǎn)極大地限制了以上傳統(tǒng)方法的使用，這些措施并不能完全解決越野車的車內(nèi)噪聲問題。本文中針對以上局限， 提出了將CAE分析同實(shí)車試驗(yàn)相結(jié)合的方法，既通過仿真分析解決了車身結(jié)構(gòu)噪聲問題，又通過噪聲識別解決了激勵(lì)源的噪聲問題，同時(shí)引入板件聲輻射和輻射比理論，探討抑制車身大板件結(jié)構(gòu)聲輻射的方法，將改善板件聲輻射、結(jié)構(gòu)傳播聲與空氣傳播聲相結(jié)合，更加全面有效地解決車內(nèi)噪聲問題。

1 噪聲問題的提出

某越野車車身為承載式結(jié)構(gòu)，發(fā)動機(jī)為四缸柴油發(fā)動機(jī)，怠速轉(zhuǎn)數(shù)為800r/min，最高轉(zhuǎn)速為2 700r/min。在進(jìn)行勻速行駛主觀評價(jià)時(shí)，評價(jià)人員均明顯感覺車內(nèi)噪聲較大。按照試驗(yàn)要求對該車進(jìn)行了整車定速試驗(yàn)，分別測試了30～110km/h速度范圍的前排和后排乘員耳旁聲壓，每隔10km/h測試1組數(shù)據(jù)，共得到9組耳旁聲壓值，對數(shù)據(jù)進(jìn)行整理后，得到各定速下的前排耳旁聲壓。聲壓曲線如圖1所示。

由圖1可見，隨著車速的提高，車內(nèi)噪聲水平逐漸增大，在某些車速下，車內(nèi)聲壓值明顯高于目標(biāo)值，總體來說，該車車內(nèi)噪聲水平較高。試驗(yàn)人員選取50，80和100km/h 3個(gè)具有代表性的車速工況進(jìn)行了車內(nèi)噪聲頻譜分析，測試得到前排和后排乘員耳旁噪聲頻譜曲線，如圖2～圖4所示。

通過圖2～圖4可以得到如下結(jié)論：

(1)50km/h車速下，在49，57和114Hz等頻率附近頻譜曲線存在明顯的峰值；

(2)80km/h車速下，在78，91和182Hz等頻率附近頻譜曲線存在明顯的峰值；

(3)100km/h車速下，在49，114和228Hz等頻率附近頻譜曲線存在明顯的峰值。

以上這些頻率附近的噪聲能量較為集中，如果要改善車內(nèi)噪聲，必須找到問題點(diǎn)并采取措施有效降低這些頻率下的車內(nèi)噪聲。

2 噪聲傳播和輻射機(jī)理

2.1 噪聲傳播方式

聲傳播方式有兩種，一種為結(jié)構(gòu)傳播聲，一種為空氣傳播聲。當(dāng)結(jié)構(gòu)受某種寬帶機(jī)械激勵(lì)力時(shí)，以多重模態(tài)共振的形式響應(yīng)，在許多自然頻率點(diǎn)產(chǎn)生共振，這些共振模態(tài)常承擔(dān)大部分的聲輻射[2]?？偠灾舱窠Y(jié)構(gòu)模態(tài)有支配機(jī)械激勵(lì)聲輻射的趨勢，由共振模態(tài)支配的聲傳播方式是結(jié)構(gòu)傳播[3]。結(jié)構(gòu)傳播噪聲可以通過減少聲傳播路徑上的振動傳遞、板件模態(tài)頻率與激勵(lì)頻率的避頻等方式來改善。

空氣聲傳播實(shí)際上是聲激勵(lì)。由聲激勵(lì)引起的結(jié)構(gòu)受迫振動與入射聲波的波長相匹配的非共振受迫模態(tài)使通過結(jié)構(gòu)的聲傳播非常有效，此時(shí)盡管板件的模態(tài)頻率比臨界頻率小，但聲音仍然非常有效地輻射，也就是聲音可以很有效地穿透板件輻射出去，此時(shí)非共振模態(tài)響應(yīng)為質(zhì)量控制而非剛度、阻尼或吻合控制，聲波的穿透滿足質(zhì)量法則，通過增加板件的面密度可以較好地隔聲[4]。

2.2 結(jié)構(gòu)噪聲傳播路徑

由輪胎、發(fā)動機(jī)、進(jìn)排氣、空調(diào)等激勵(lì)源產(chǎn)生的激勵(lì)通過其與車身的連接點(diǎn)傳遞至車身，導(dǎo)致車身板件振動。當(dāng)車身板件中隨激勵(lì)頻率變化的自由彎曲波波長大于空氣中的聲波波長時(shí)，車身的振動能量便很容易轉(zhuǎn)化為輻射的聲能量，導(dǎo)致車內(nèi)產(chǎn)生嚴(yán)重的噪聲問題[5]；當(dāng)車身板件的振動模態(tài)與車內(nèi)聲腔模態(tài)發(fā)生耦合時(shí)，這種聲輻射機(jī)理更加復(fù)雜，在進(jìn)行問題查找和分析時(shí)必須考慮到流體對車身板件的加載，也就是必須進(jìn)行聲振耦合分析才能準(zhǔn)確地找到問題所在。

圖5為典型的由結(jié)構(gòu)傳播噪聲導(dǎo)致車內(nèi)噪聲的傳遞路徑圖。

2.3 板件聲輻射理論

首先研究一個(gè)半徑為z，裝在無限的剛性擋板上的平的圓形活塞，振動的活塞引起的總的聲壓波動為

(1)

由式(1)可以看出，活塞的聲輻射指向性很強(qiáng)，總的聲壓波動隨著頻率的增加而增加[6]。

當(dāng)結(jié)構(gòu)由其本身的振動而輻射聲時(shí)，機(jī)械阻抗ρ0c內(nèi)應(yīng)包括鄰近振動表面空氣的輻射阻抗，即活塞表面空氣反過來對振動表面加載，改變其原有的振動響應(yīng)，則此時(shí)活塞速度為

(2)

式中：Fm為對活塞所施加的機(jī)械力；Zm為活塞的機(jī)械阻抗，與機(jī)械激勵(lì)力有關(guān)；Zr為輻射阻抗，與聲激勵(lì)有關(guān)。輻射阻抗對活塞表面的空氣加載為

(3)

式中：Fp為聲壓波動在活塞上引起的力；ρ0為空氣密度；R1為阻性函數(shù)；X1為抗性函數(shù)；z為活塞半徑。式(3)包括阻性部分和抗性部分，阻性部分是實(shí)量，代表聲輻射阻力項(xiàng)，由輻射的聲壓引起；抗性部分是虛量，是由鄰近活塞表面的空氣引起的加載項(xiàng)?？諝鈱钊虞d引起車身和車內(nèi)空氣耦合振動導(dǎo)致車內(nèi)噪聲的現(xiàn)象比較明顯[7]。

活塞輻射的聲功率可以從輻射阻抗的實(shí)部及聲輻射阻力來計(jì)算：

(4)

式中：cv是結(jié)構(gòu)黏性阻尼?，F(xiàn)在引入輻射聲功率的概念，對于具有某時(shí)間平均和空間平均的表面法向均方根速度的任意結(jié)構(gòu)，其輻射聲功率為

(5)

(6)

式中：fc為板件中彎曲波速大于板件表面聲波時(shí)的臨界頻率；f為激勵(lì)力頻率。當(dāng)f>fc時(shí)，板件聲輻射效率非常高，此時(shí)結(jié)構(gòu)彎曲波的波長大于對應(yīng)聲波的波長。

輻射比提供了一個(gè)結(jié)構(gòu)振動與相關(guān)的輻射聲功率之間的關(guān)系。對于板型結(jié)構(gòu)來說，輻射比是彎曲波頻率對臨界頻率之比的函數(shù)。通過以上分析可知，要降低板件的輻射比和聲輻射能力，須降低其在相同激勵(lì)下的振動速度均方根值和板件的臨界頻率，在采取措施時(shí)須要綜合考慮對板件局部的質(zhì)量、剛度和阻尼的影響[9]。

有限板結(jié)構(gòu)的輻射比通常隨頻率而增加，高頻時(shí)，聲輻射較大，但是高頻時(shí)的振級小，故凈效果是其輻射的聲比激勵(lì)頻帶內(nèi)少。

3 噪聲問題分析

某越野車的大功率柴油發(fā)動機(jī)所產(chǎn)生的懸上激勵(lì)和傳動系統(tǒng)、驅(qū)動橋等的扭轉(zhuǎn)振動激勵(lì)都較大，由這些系統(tǒng)和部件傳遞至車身的振動也會很大，首先必須查找激勵(lì)源，以解決車內(nèi)噪聲問題。

在試驗(yàn)過程中，設(shè)計(jì)人員和試驗(yàn)人員感覺后輪輪邊減速器本體輻射出來的噪聲較大，用手感覺輪邊減速器表面的振動也很大，為了確定輪邊減速器的振動頻率與車內(nèi)噪聲頻率之間的關(guān)系，試驗(yàn)人員對輪邊減速器的振動進(jìn)行了測試，得到50，80和100km/h車速工況下的振動頻譜圖，如圖6～圖8所示。

由圖6～圖8可以看出，50，80和100km/h定速工況下后輪輪邊減速器的振動頻率與對應(yīng)車速下車內(nèi)噪聲峰值頻率基本一致，主觀評價(jià)和客觀測量的結(jié)果均表明，輪邊減速器及其附近部件振動可能是導(dǎo)致車內(nèi)噪聲的重要激勵(lì)源。為了進(jìn)一步驗(yàn)證推斷結(jié)果，設(shè)計(jì)人員提取了輪胎和輪邊減速器等部件的設(shè)計(jì)參數(shù)，并進(jìn)行了一系列的計(jì)算。設(shè)計(jì)和計(jì)算參數(shù)見表1和表2。

表1 輪邊減速器等部件的設(shè)計(jì)參數(shù)

表2 輪邊減速器和輪胎激振頻率計(jì)算值

由表2計(jì)算結(jié)果可知，除了49和78Hz以外，輪邊減速器振動峰值頻率均為輪胎轉(zhuǎn)動頻率的倍頻。57，91和114Hz分別對應(yīng)相應(yīng)車速下左右驅(qū)動半軸轉(zhuǎn)動的6階主諧量，114，182和228Hz分別對應(yīng)相應(yīng)車速下左右驅(qū)動半軸的12階主諧量，因此可以判斷，導(dǎo)致車內(nèi)噪聲的主要激勵(lì)源集中在后橋部分，所測量的定速車內(nèi)峰值噪聲是由輪邊減速器及其附近部件的振動傳遞至車身產(chǎn)生的，這些部件主要包括左右驅(qū)動半軸、輪邊減速器、軸承等，后橋結(jié)構(gòu)及動力輸入輸出如圖9所示。

通過以上分析，除49和78Hz以外的其他峰值頻率均已經(jīng)找到主要激勵(lì)源。由于這兩個(gè)頻率在不同的車速條件下均出現(xiàn)，可以初步判斷該頻率并非諧量階次頻率，而是與車身結(jié)構(gòu)固有頻率相關(guān)的頻率，須要通過對車身采取相應(yīng)措施進(jìn)行改善。該車板件尺寸較大，而厚度相對較小，因此可以將車身板件看做薄板，通過減小薄板的聲輻射，以有效減小車內(nèi)噪聲。

確認(rèn)了主要激勵(lì)源之后，設(shè)計(jì)和試驗(yàn)人員提出了一系列改善措施，首先采用CAE方法分析并解決車身板件的輻射噪聲問題，通過降低板件空間平均振動速度來降低板件輻射，然后采取降低后橋高度以減小驅(qū)動半軸與水平線夾角和更換輪邊減速器等方案。

4 噪聲控制策略

4.1 CAE分析識別

4.1.1 車身模態(tài)分析

建立了該越野車的帶內(nèi)飾車身(trimed body, TB)模型，并對其進(jìn)行模態(tài)分析，得到了49和78Hz附近的模態(tài)云圖，分別如圖10和圖11所示。

由圖10和圖11可以看出，在49和78Hz附近，TB車身存在49.6和78.2Hz的模態(tài)，模態(tài)位移較大的區(qū)域主要集中在頂棚后部和后圍右側(cè)板件。由于該車頂棚和后圍板件較大，極容易被激勵(lì)產(chǎn)生車內(nèi)噪聲，因此須要采取措施減少板件的輻射噪聲。

4.1.2 板件貢獻(xiàn)量分析

為進(jìn)一步確定是否為后頂棚和后圍板導(dǎo)致以上頻率車內(nèi)噪聲，對該車進(jìn)行了板件貢獻(xiàn)量分析，分析結(jié)果表明：在49.6Hz時(shí)，后頂棚和右后側(cè)圍對車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)量最大；在78.2Hz時(shí)，后頂棚和前頂棚對車內(nèi)噪聲貢獻(xiàn)量最大。

針對以上分析結(jié)果，提出了兩種措施來減小后頂棚和右后側(cè)圍板件的振動及聲輻射：

(1)在后頂棚和右后側(cè)圍板件處敷貼厚度為1.6和3.2mm的熱熔自粘磁性阻尼片，對比并選取最佳減振效果；

(2)在前、后頂棚模態(tài)位移較大處增加立柱進(jìn)行支撐，如圖12所示。

4.1.3 MTF法求解板件平均振速

MTF(mean transfer function)是平均振動速度傳遞函數(shù)的簡稱。采用CAE方法，在TB車身后頂棚和右后側(cè)圍板件處敷貼阻尼片，并在前后頂棚下增加立柱，如圖13所示。

在發(fā)動機(jī)與車身的連接點(diǎn)(選取后懸置點(diǎn))施加單位激勵(lì)，在每一塊阻尼片上分別有規(guī)律地選取20個(gè)節(jié)點(diǎn)，計(jì)算敷貼阻尼片和增加立柱前后3組阻尼片上選取節(jié)點(diǎn)的平均振動速度，即平均振動傳遞函數(shù)，結(jié)果如圖14～圖16所示。

由圖14～圖16可以看出，在前后頂棚處增加支柱，和在后頂棚、右后側(cè)圍板件處敷貼3.2mm阻尼片后，對板件的減振效果最好。在后頂棚的49Hz處，振動減小了約4dB，在右后側(cè)圍板件的78Hz附近，振動減小了約4.5dB。表3列出敷貼不同厚度阻尼片后板件振動的均方根值。由表可以看出，在所關(guān)心的頻段范圍內(nèi)，與不敷貼和敷貼1.6mm阻尼片時(shí)相比，在后頂棚、右后側(cè)圍板等處敷貼3.2mm阻尼片時(shí)，總的振動均方根值最小。綜合考慮，確定在上述部位敷貼3.2mm阻尼片。

板件振動減小后，板件的聲輻射也將得到有效消減。

表3 敷貼不同厚度阻尼片后板件振動的均方根值

4.2 降低后橋高度

設(shè)計(jì)人員對該越野車及其平臺車進(jìn)行了結(jié)構(gòu)參數(shù)變更和車內(nèi)噪聲水平對比，并評估了參數(shù)變化對車內(nèi)噪聲可能產(chǎn)生的影響。通過對比，發(fā)現(xiàn)該車后橋高度比平臺車高8mm，且車內(nèi)整體噪聲水平高于平臺車，判斷后橋高度差異是導(dǎo)致該車車內(nèi)噪聲較大的原因之一。后橋如果太高，將導(dǎo)致驅(qū)動半軸與水平線的夾角較大，高速旋轉(zhuǎn)時(shí)左右驅(qū)動半軸的旋轉(zhuǎn)中心線將與其徑向中心線產(chǎn)生較大偏離，從而導(dǎo)致驅(qū)動半軸徑向跳動較大，其產(chǎn)生的振動最終傳遞至車身而導(dǎo)致車內(nèi)噪聲較高[10]。前面的計(jì)算結(jié)果也表明，車內(nèi)噪聲峰值頻率正好對應(yīng)于驅(qū)動半軸的6階和12階主諧量。

綜合考慮后橋的布置空間，試驗(yàn)人員對后橋進(jìn)行了改進(jìn)，將后橋高度降低了約7～8mm后，對50，80和100km/h車速下前排和后排處的車內(nèi)噪聲進(jìn)行了驗(yàn)證性測量，結(jié)果見表4。

表4 降低后橋高度前后車內(nèi)噪聲水平

由表4可以看出：降低后橋高度對改善50km/h工況下的車內(nèi)噪聲有效果，尤其是對后排噪聲(降低約1.5dB(A))；對80km/h工況下的前排車內(nèi)噪聲無效果，后排有改善，降低約1dB(A)；在100km/h工況下前后排稍均有改善?？傮w來說，降低車橋高度對于減少車內(nèi)噪聲有效果。

4.3 更換輪邊減速器

由于試驗(yàn)過程中主觀評價(jià)和客觀測量均表明后輪輪邊減速器振動和輻射噪聲較大，且所測得的振動和車內(nèi)噪聲峰值頻率均與輪邊減速器的減速比相關(guān)，也就是與減速器齒輪相關(guān)，因此考慮將輪邊減速器的直齒輪更換為斜齒輪，將齒輪加工精度由9級升至7級，齒面粗糙度由3.2降低至1.6。斜齒輪可以有效克服直齒輪容易產(chǎn)生沖擊、振動和噪聲較大的缺點(diǎn)，且齒輪強(qiáng)度較直齒輪大，更加適合該車重負(fù)載的運(yùn)行條件[11]。

將直齒輪邊減速器更換為高精度斜齒輪邊減速器后，試驗(yàn)人員進(jìn)行了50,80和100km/h定速工況下的車內(nèi)駕駛員和后排乘員處噪聲頻譜測量，結(jié)果如圖17～19所示。

由圖17～圖19可得如下結(jié)論。

(1)在50km/h工況下，更換高精度斜齒輪邊減速器降低了57和114Hz頻率的峰值(約5dB(A))，同時(shí)消除了124～996Hz范圍內(nèi)124Hz的倍頻峰值(經(jīng)計(jì)算分析，124Hz是輪胎轉(zhuǎn)動頻率的25階頻率，而原直齒輪邊減速的從動齒輪齒數(shù)為25，因此124Hz及其倍頻也是由于輪邊減速器齒輪嚙合沖擊振動引起的)。

(2)在80km/h工況下，高精度輪邊減速器降低了91和182Hz頻率的峰值(前排約4dB(A)，后排約10dB(A))，同時(shí)消除了許多高頻峰值。

(3)在100km/h工況下，高精度輪邊減速器降低了114和228Hz頻率的峰值(分別是4和10dB(A))，同時(shí)也消除了許多高頻峰值。

試驗(yàn)結(jié)果表明，更換高精度斜齒輪邊減速器對降低車內(nèi)噪聲具有顯著效果。

但是，由圖17～圖19也看出，在50，80和100km/h定速工況下，又分別出現(xiàn)了467，749和936Hz下新的較高峰值，且這些頻率值均與車速變化線性相關(guān)，而換裝前后輪邊減速器減速比和兩端軸承參數(shù)均未發(fā)生變化，判斷可能是由于減速器齒輪端部軸承調(diào)整不當(dāng)或者斜齒輪傳動所產(chǎn)生的軸向力所致。為驗(yàn)證此判斷，對減速器齒輪的運(yùn)轉(zhuǎn)頻率進(jìn)行了計(jì)算。圖22為該減速器的簡化圖。

以50km/h工況下出現(xiàn)的467Hz為例進(jìn)行計(jì)算分析，輪胎轉(zhuǎn)動頻率，即從動齒輪轉(zhuǎn)動頻率為4.9Hz，從動齒輪安裝軸承滾珠的接觸頻率分別為88.5Hz(18滾珠)和73.7Hz(15滾珠)；主動齒輪轉(zhuǎn)動頻率為9.5Hz，主動齒輪安裝軸承接觸頻率為198.5Hz。而467Hz正好是主動齒輪轉(zhuǎn)動頻率的50倍，因此可以判斷467Hz峰值頻率與主動齒輪和其安裝軸承有關(guān)，以此類推，749和936Hz等新的峰值也與此相關(guān)。對此也采取了相應(yīng)的改進(jìn)措施，主要措施是調(diào)整安裝軸承的松緊度、選擇圓錐滾子軸承、調(diào)整齒輪軸的平行度等。

5 實(shí)車噪聲分析

通過以上各種改進(jìn)措施，車內(nèi)噪聲問題得到了較好的改善。試驗(yàn)人員對改進(jìn)之后的樣車進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證，改進(jìn)前后車內(nèi)噪聲對比如圖23所示。

由圖23可以看出，采取降低板件振動速度、降低后橋高度和采用高精度輪邊減速器對于改善車內(nèi)噪聲效果非常明顯，改進(jìn)后的車內(nèi)噪聲達(dá)到目標(biāo)值要求。

6 結(jié)論

通過以上分析和對車內(nèi)噪聲所采取的改進(jìn)措施，可以得到以下結(jié)論。

(1)驅(qū)動橋高度、左右驅(qū)動半軸同水平方向夾角對整車NVH性能有很大影響，在進(jìn)行驅(qū)動半軸布置時(shí)，應(yīng)盡量保證其旋轉(zhuǎn)中心線與幾何中心線重合，從而減少因驅(qū)動半軸徑向跳動導(dǎo)致的NVH問題。

(2)齒輪類型、嚙合方式、安裝方式和齒面加工精度等級也會對整車NVH性能產(chǎn)生重要影響，高轉(zhuǎn)速齒輪嚙合容易導(dǎo)致車內(nèi)中高頻噪聲，因此須要嚴(yán)格管控齒輪的選型及加工精度等。

(3)通過CAE仿真分析可以預(yù)測車體的NVH情況，并為設(shè)計(jì)提出改進(jìn)方案，本文中通過預(yù)測車身板件采取改進(jìn)措施前后的板件振動情況，定性地預(yù)測了板件的聲輻射情況，為較少因結(jié)構(gòu)板件振動導(dǎo)致的車內(nèi)噪聲提供可靠的預(yù)測方法。

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A Study on the Interior Noise Reduction Techniques for a Off-road-vehicle

Shi Jianpeng，Zhou Quan & Huang Song

DongfengMotorCorporationTechnicalCenter,Wuhan430058

To reduce the interior noise of a off-road-vehicle, the mechanism of noise generation is analyzed from three aspects of excitation source, transmission path and response by applying the theory of sound radiation. Based on the modal analysis and mean transfer function analysis of panels, a series of measures for noise reduction are taken, including reducing the height of real axle, replacing spur gears by helical gears with higher precision in hub reducer, adding vertical bars and applying damping sheets, and the interior noises at some medium and high frequencies are effectively attenuated. Finally a real vehicle verification test is conducted with a result showing that after modification its interior noise meets the requirements of desired value.

body panels; noise reduction tecnniques; sound radiation; modal analysis

*總裝備部基金資助計(jì)劃(裝陸(2013-243號))資助。

原稿收到日期為2014年1月6日，修改稿收到日期為2014年5月23日。