汽车声场研究进展.docx
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汽车声场研究进展
汽车车内声场分析及降噪方法研究进展
随着汽车工业的发展，汽车给人类的出行带来极大的便利，但同时也带来了噪声污染等社会问题汽车噪声过大会影响汽车的舒适性语言清晰度，甚至影响驾驶员和乘客的心理生理健康，如果驾驶员长期处于噪声环境中容易引起疲劳造成交通事故和生命危险；同时，汽车噪声过大也会影响路人的身心健康，人们长时间接触噪音，会耳鸣多梦心慌及烦躁，或直接引起听力下降甚至失聪，其中由车辆噪音间接引发的交通事故，也并不鲜见因此对汽车噪声进行控制就显得非常必要了。
为了治理汽车噪声污染，各国均制定有关标准，我国国家环境保护总局和国家质量监督检验检疫总局于2002年1月4日联合发布了GB1495-2002《汽车加速行驶车外噪声限值及测量方法》强制性标准，代替GB1495-1979，并于2002年10月1日实施。
新标准是在参考ECERS1《关于在噪声方面汽车（至少有4个车轮）型式认证的统一规定》基础上制定的。
新标准的出台，改变了过去标准不科学，测试项目不完整的局面，为治理汽车噪声污染提供了有效的控制手段，对完善我国的汽车噪声标准体系将起到积极的推动作用。
汽车是一个高速运动的复杂组合式噪声源。
汽车发动机和传动系工作时产生的震动、高速行驶中汽车轮胎在地面上的滚动、车身与空气的作用，是产生汽车噪音的根本原因。
根据汽车噪音对环境的影响，车内噪音是指车厢外的汽车各部分噪音通过各种途径传入车内的那部分噪音以及汽车各部分震动传递路径激发车身各部件的结构震动向车厢内辐射的噪音，这些噪音声波在车内空间声学特性的制约下，生成较为复杂的混响声场，从而形成车内噪音。
平静汽车隔音的研发人员通过实验发现抑制车辆内部噪音，改善混响声场最有效的方式就是选择性能优异的隔音材料并利用异型吸音槽来缓冲并吸收汽车噪音，从而在止震和隔音的基础上达到最佳的吸音降噪效果。
产生机理：
平静隔音把汽车噪音来源简要分为以下几种：
发动机噪音、排气系统噪音、风扇噪音、传动系统噪音、轮胎噪音、制动噪音、气动噪音、车身结构噪音等等，由于车辆噪音的复杂性，以上噪音源并非仅是并列关系，而从平静隔音实际研发的角度看，汽车噪音源还可以在目前的基础上做更进一步的分析。
室内噪声传播有
左图所示的固体传播和气体传播两种方式。
发动机噪音中，除了发动机机体发出的机械声外，还包括进气系统噪音，改装族更换“冬菇头”以后动力增大的同时发动机噪音也增加不少，就是因为对原车进气系统做了改动的原因：
高速气体经空气虑清器、进气管、气门进入气缸，在流动过程中，会产生一种很强的气动噪音。
降低发动机本身产生的噪音及由发动机震动引起的其它噪音有若干办法：
1、改造发动机燃烧过程以降低燃烧爆发的冲击；
2、降低由此冲击产生的激后力引起的发动机各部件震动；
3、降低由活塞上下运动、曲轴转动引起的不平衡力以及降低发动机机械震动。
发动机运转的噪音主要由挡火墙和驾驶室的前底板部位传入驾驶舱，因此，平静汽车隔音通过在U槽、挡火墙及底板部位粘贴带异型吸音槽的吸音棉来抑制噪音。
排气系统噪音
是发动机噪音的一部分，主要包括消声器支撑架及排气管道震动辐射出的噪音，发动机震动及排气动作引起的辐射噪音，还包括由排气口出来的排气噪音。
主要降噪方法：
1、利用消声器降低排气出口噪音，在生产消声器的环节，通过提高仿真计算方法的精度，实现在不增加排气阻力的条件下改善消声效果。
2、在排气口对排气噪音施加与其幅值大小相等，相位相反的二次声源或震动源，可自动地消除存在的震动噪声问题，实现主动降低噪音。
风扇噪音
散热风扇通常也称为电子扇，是引擎舱内较大的噪音源。
风扇噪音属于空气动力噪音，严格的说，也是构成发动机噪音的一部分。
风扇运转过程中，由散热器隔栅吸入的冷却气流，经散热器风扇叶片吸入，从发动机间隙排出，气流运动的这一过程产生了旋转噪音和涡流噪音。
夏季在怠速状态下开空调，风扇的运转会明显引起较大噪音。
平静隔音研究人员认为风扇的噪音与以下因素密切相关：
1、风扇的外形。
风扇外形决定风扇本体的阻力系数。
包括叶片数量、叶片间断间隙、叶片角度及弯曲度等。
2、散热器吸入气流的紊流度。
3、风扇叶尖处及缝隙处产生的噪音。
因此，对风扇噪音的抑制也主要是从以上几个方面入手。
传动系统噪音
在传动系中，噪音源主要包括变速器、分动器、传动轴、差速器和减速器等，传动系统噪音是由发动机传来的震动引起离合器盖、变速器盖等辐射出的噪音以及齿轮啮合激震引起壳体辐射发出的噪音。
这些噪音既有内部齿轮和轴承运转引起的，也有其它机构传递来的。
传动系统的噪音是在一辆车出厂前就决定了的，很难通过后期的降噪措施得到根本性的改善。
有些发烧友通过更换变速器等改装措施来提高操控性和舒适性，由于改装会影响到车辆的性能，不在平静隔音的研发范畴，在此不予论述。
轮胎噪音
轮胎噪音是由轮胎与路面摩擦所引起的，是构成底盘噪音的主要因素。
一般的胎噪主要由三部分组成：
一是轮胎花纹间隙的空气流动和轮胎四周空气扰动构成的空气噪音；二是胎体和花纹部分震动引起的轮胎震动噪音；三是路面不平造成的路面噪音。
特殊行驶环境下，轮胎还会发出震鸣声和溅水声。
轮罩下部的凹凸导致气流分离，也会产生较强的噪音，轮罩内车轮回转的诱起风以及引擎室排出的风噪是轮罩下部噪音的主要来源。
不同类型路面对胎噪的影响是不同的，平静隔音的技术人员通过对不同路面与胎噪的关系进行对比测试，发现路面状况对某一车况的轮胎噪声影响如下图：
路面类型
噪声级dB（A）
光滑混凝土路面
70
光滑柏油路面
72
磨损混凝土路面
72
粗糙混凝土路面
78
主动降低胎噪的办法主要是：
1、改善胎面形状2、改善橡胶材质3、改善路面状况4、阻隔胎噪向驾驶舱的传播。
制动噪音
汽车制动而产生的噪音主要有制动器的尖叫声、轮胎与地面的摩擦声以及车身板件的震颤声等，制动噪音一般是指制动器工作时产生的鸣叫。
一个设计合理，装配精准，保养良好的制动器是没有或只有很小噪音的。
车辆下坡时长时间踩踏刹车会因高温造成刹车盘损坏，日后再工作的时候就会发生尖锐的鸣叫。
平静隔音对制动噪音处理的重点是通过粘贴吸音棉或隔音垫来减缓车辆紧急制动时引起的车身板件震颤。
而对制动系统的改进，超出了平静隔音研究的范畴，不在我们探讨之列。
气动噪音
行驶中的汽车由于其周围的风而产生的噪音称为气动噪音，为寻求有效的隔音降噪方法，平静隔音的技术人员又把这种噪音进一步分为三种类型：
一是风噪，就是由车身周围气流分离导致压力变化而产生的噪音；二是风漏，或叫吸出音，是由驾驶室及车身缝隙吸气而与车身周围气流相互作用而产生的噪音；三是其它噪音，包括空腔共鸣、风扇噪音、导管管道噪音以及天线、雨刮器、后视镜及扰流器等附件震动引起的噪音。
克制风漏及空腔共鸣的有效办法是在车门以及引擎盖周围设计密封条，通过对不同车型的不同部位粘贴密封条，达到使开放气流的背后不产生涡流，由流动再附着来达到有效抑止气动噪音的目的，此外，不同规格的密封条也可以有效隔绝来自车身以外的噪音。
车辆在高速行驶过程中，由于引擎盖的侧面和上部出现气流分离，会产生数百赫兹以下震动频率的气动噪音，如果引擎盖下沿有间隙，通过间隙还会发出很大噪音，平静隔音对该处噪音的抑制主要从两方面着手：
一是在引擎盖的边沿部位粘贴专用密封条，二是在引擎盖内沿雨刮器下部的U槽部位粘贴带有异型吸音槽的吸音棉。
车身结构噪音
车身结构噪音主要包括两个部分，一是车身震动噪音，二是空气与车身之间的冲击和摩擦声，即气动噪音。
前者受车身结构形式、发动机安装方式、各种激励源特性等多种因素影响，后者受车身外形结构和行驶速度的影响。
由于两者都与车身结构密切相关，所以对其进行控制主要是改进车身的设计。
包括改进车身结构；减少震动传递；改进车身外形等措施，车身上的板件由于在外力作用下极易产生震动而辐射噪音，而且辐射效率较高，因此成为主要控制对象，平静隔音一般采取以下措施控制其震动和噪音：
一是通过粘贴平静隔音垫适当增加板件的刚度，减弱板件震动；二是通过粘贴隔音吸音棉，减少震动传递同时提高板件对震动的衰减；三是专用胶粘剂固化后自然形成胶粘阻尼层，有效降低了震动引起的辐射噪音。
此外，因组装工艺问题或设计不良也会引起各种杂音，比如常见的螺丝松动、装配精度不够引起的部件之间空隙过大以及发动机支架设计不合理、减震橡胶垫老化等等。
除了更换减震橡胶垫和紧固螺丝之外，粘贴平静多功能密封条或专业密封条也可以改善因装配不良引起的噪音。
在汽车内部控制噪声，根据噪声产生的原理，可以把噪声控制技术分为以下两类：
一是对噪声源的控制，二是对噪声传播途径的控制。
对噪声源的控制是最根本、最直接的措施，包括改造振源和声源等。
但是对噪声源难以进行控制时，就需要在噪声的传播途径中采取措施，例如吸声、隔声、消声减振及隔振等措施。
汽车的减振降噪水平还与整车的动力性、经济性、可靠性以及强度、刚度、质量、制造成本和使用密切有关。
随着微电子学的发展，主动控制降噪得到广泛应用。
噪声主动控制是近20年来发展起来的一种全新的噪声控制方法。
与传统降噪措施相比，其突出优势在于低频噪声控制效果好，此外，它还具有对原系统的附加质量小和占用空间小等特点。
主动噪声控制通常是利用声波干涉的原理进行以声消声的控制当两个声波在叠加点处振动的方向一致。
频率相同及相位差恒定时，它们会发生干涉现象，引起声波能量在空间的重新分配，此时利用人为的声源（次级声源），使其产生的声场与原噪声源（初级声源）产生的声场发生相干性叠加，产生“静区”，从而达到降低噪声的目的。
（1）发动机优化设计
柴油机燃烧的特点决定了降低柴油机噪声的主要是控制燃烧噪声，根本措施是适当降低柴油机燃烧过程中速燃期内汽缸内的平均压力增长率（取决于着火延迟期和在着火延迟期形成的可燃混合气的数量和质量），一次可以采取选用十六烷值干的燃料、合理组织喷油过程、选用良好的燃烧室形状等措施。
（2）发动机表面噪声的传播途径控制
发动机燃烧激振力和机械激振力通过发动机个结构零件传动到发动机的外表面，形成表面的振动响应，表面振动又激发空气质点的振动而形成声波向外辐射，可采取以下措施控制发动机表面噪声：
1）增加机体刚度：
如缸体可以采取过激先进的梯形框架结构，采用后置正时齿轮传动方式增加齿轮传动系统的刚度，还可以加强部件配重等等。
2）对壁面采取阻尼措施：
发动机中最易采取阻尼措施的是一些罩、盖、如正时齿轮室盖、油底壳和曲轴皮带轮等，这些零件由常常是较强的噪声辐射源。
可以将阻尼材料以自由或约束状态敷在振动体上，已达到减振和减小辐射噪声的目的。
3）隔声处理：
包括局部隔声和整体隔声。
局部隔声是指对气门室盖、油底壳、正式齿轮室盖、曲轴箱等噪声辐射较强的表面装设隔声装置以降低辐射噪声。
整体隔声是指对整个发动机表面装设隔声装置。
整体隔声罩虽然效果比局部隔声好，但是受到发动机的散热、材料的耐高温等条件的限制。
4）隔振措施---弹性安装：
各种盖板固定点尽量固定在振动级较低的机体位置上。
5）进、排气噪声控制：
改进空滤器结构；加进气消声器；安装性能优良的排气消声器。
6）风扇噪声控制：
增加风扇直径降低转速，减小噪声；改进导风罩形状；增加散热器尺寸；选用合适的叶片数，同时选用合适的叶片材料；安装风扇自动离合器，使风扇在需要状况下工作。
2、控制噪声传播途径
由于汽车上几乎所有的噪声源对车内噪声都有贡献，加之车身对外部噪声可能有放大作用，且车身自身也会产生噪声，因此车内噪声控制是一项比较复杂的工作，其控制的途径主要有三：
①减弱声源强度，②隔绝传播途径，③吸声处理。
一．消除或减弱噪声源的噪声辐射
降低汽车上任何一个声源的噪声能量，对车内控制都是有利的，尤其是降低发动机噪声和传动系噪声，对车内噪声的降低更重要。
对发动机和传动系采取的控制措施是进行屏蔽处理，若采用封闭发动机室的方法可使车内噪声降低7～8Db，再对屏蔽罩的壁板涂敷阻尼层，可再降低2dB左右。
二．隔绝传播途径
为减少汽车行驶过程中传入车内的噪声，可利用具有弹性和阻尼的材料来改善振源和车身之间的振动传递关系。
而为阻断固体传声，也可利用涂布、阻尼粘胶等材料来改善车身壁板的隔声性能并减小车室壁板的孔隙数目和尺寸，从而增大车身结构的隔声量，削弱或阻断气体传声。
⒈隔振
对于非承载式车身，可在车身与车架的安装支承点加入橡胶垫等弹性阻尼环节，达到削弱振源身车身的固体声传导。
更重要的隔振措施是针对较强烈的振源进行特别处理。
⒉隔声
车室隔声的重点一般是前壁或前围板。
由于壁板的隔声性能受质量定律支配，因而隔声对高频噪声较为有效，对低频噪声效果较差，尤其是30～50Hz左右的低频噪声。
有时车内噪声甚至比发动机室内噪声还高，其主要原因是固体声传播使车身结构振动所致。
一般情况下，对汽油机，200～4000Hz范围是必须注意的隔声频域；而对于柴油机来说，1000～4000Hz频率范围的隔声最为重要。
为确保低频隔声性能足够好，应选用面密度和阻尼均大的隔声材料。
车室隔声结构一般都是根据阻尼减振、隔声和吸声等多项要求，在不同部位适当组合吸声防振材料而构成，对声学环境要求较高的汽车，对隔声相当讲究，采用多到四层的隔声结构。
隔声结构的选择应同时考虑所隔声的特点、隔声材料与结构的性能和成本。
由于隔声面密度决定隔声效果，而实际汽车上多采用双层壁隔声结构，并在两壁之间填充黄麻、毛毡、聚氨脂泡沫、玻璃棉等吸声材料，使隔声性能进一步提高。
另外，在日益减薄的钢板上敷涂防振涂料，可弥补汽车轻量化设计带来的隔声效果变差的缺陷。
⒊提高车室密封性
车身壁板上缝隙与孔道，为噪声传入车室提供了直接的通道，使隔声能力大打折扣，因此，必须提高车室密封性。
若在车室壁板面积S上有面积为S/n的缝隙或孔道，其各自的透射系数分别为τ、τS，则该壁板总隔声量R（dB）为：
R=-10lg［（1-
）τ+
］（7—2）
一般在缝隙处τS≈1，若τ<<1/n，则R=lgn（7—3）
由此可见，若车室存在占总面积1/n的缝隙面积，即便采用最好的隔声材料和结构使τ→0，也会使总隔声量受到影响。
例如，要求总隔声量大于40dB，则必须使n＞104，即：
若缝隙面积超过总面积的1/104，则无论用何种隔声材料和隔声结构，总隔声量也不能达到40dB。
因此，提高车室密封性是阻止噪声传入车内的有效方法之一。
试验表明，对各操纵和仪表线路通过在车身的孔、缝进行密封处理前、后的车内噪声相差值高达10dB，所以必须充分注意缝隙声问题。
三·吸声处理降低车室混响声
在车室壁板上使用能减少反射声的吸声材料，可有效降低车室混响作用，从而达到控制车内噪声的目的。
因此，现代汽车车室内的全部内饰都充分考虑了吸声要求。
车室顶棚结构是吸声处理的重点，以前笔记中已述。
另外，对汽车车室底板和侧壁也要作吸声处理。
四·防止或消除车室内共鸣与风振现象
车室内壁板使用吸声材料和阻尼材料，要有效降低车室空腔共鸣噪声的峰值，但若要消除车室共鸣，就必须改进车身设计，调整室内振型。
但对既定车型的车室形状变动限制甚多，难以大幅度改变固有频率，一般只能在车身设计完成后，采用有效利用吸声材料或在激振荡力—传递系—声发射系上使振动特性调谐的措施，来改善车室空腔共鸣问题。
车室风振现象可采用适当转移车室空腔共振荡频率、减小车室空腔共振荡系品质系数、防止边缘声产生等方法来加以控制。
具体实现措施包括在车窗部分设置适当的覆盖物，防止卡门涡流对窗框的冲击，避免边缘声的形成，利用吸声材料减小车室空腔共振系的品质系数等等。
车身有限元模型的建立:
用有限元做理论模态分析将得到整个结构的各阶固有频率和振型，这是从整体的角度来研究问题，而结构上的一些细节问题是可以适当忽略的，单元的规整程度对计算结果的影响也比较小。
为了寻求比较满意的分析时间与有限元模型规模的协调，分析过程中我们采用了三个模型：
一个有限元模型全局单元尺寸为15mm，模型中保留了结构的细节，包括倒圆、螺栓、小孔、附加件等；一个有限元模型全局单元尺寸为30mm，在第一个模型的基础上去掉了一些细微结构，保留了大部分细节；最后一个有限元模型全局单元尺寸为45mm，在第二个模型的基础上忽略了倒圆、小孔、螺栓和一些不影响整体特性的附加件。
计算结果显示三个模型计算的各阶固有频率有很小的差异，振型也基本一致，这证明影响模态结果的主要是结构的形式和参数，所以最后取单元尺寸为45mm的模型进行模态分析计算，这即能保证计算精度，又节省了计算机资源。
基于上述思想建立的白车身（不包含门窗）的有限元模型，全部
为三维弹性壳单元（Shell63），单元总数为11364个，节点总数为9988个，自由度数为59928。
整个车身结构（包含门窗）的有限元模型。
一阶模态：
是频率为29.916Hz的顶棚、地板后部扭转模态。
顶棚、地板振动幅度较大，是振型的腹部，前围、发动机支架等振动较小。
二阶模态：
是频率为38.652Hz的整体扭转模态。
其扭转振动的一条节线位于地板纵向对称面上，另一条节线位于前地板与后地板的连接处，两节线相互垂直。
节线两侧振动相位相反，离节线越远的位置振幅越大，其中顶棚前部与前挡风玻璃两侧立柱振动幅度最大，而后立柱振动幅度次之。
三阶模态：
是频率为53.243Hz的整体一阶纵向弯曲模态。
车身在平行于纵向对称面的的平面内振动。
车身振型左右对称。
其弯曲振动的一条节线位于前地板中部，另一条位于后排座位靠背对应地板处。
两条节线均垂直于车架纵向对称面。
顶棚、地板上下摆动，振型腹部出现在后排座位下部。
四阶模态：
是频率为67.936Hz的前围板局部模态，前围板上两处出现强烈的局部振动。
五阶模态：
是频率为73.648Hz的顶棚摆动、地板弯曲模态。
顶棚左右摆动，地板弯曲振动，一条节线位于地板纵向对称线上，另外两条分别对称于地板纵向对称线两侧。
位于地板纵向对称线两侧的部分振动相位相反，离节线越远振动幅度越大。
其中后排座位下侧地板为振动的两个腹部。
同时前围板出现局部振动。
六阶模态：
是频率为74.235Hz的地板弯曲模态。
整个地板在平行于纵向对称面内上下振动，地板中部振动幅度最大，是振型的腹部。
受之影响，顶棚、后立柱有相应的微幅振动。
同时前围板两处出现局部模态。
七阶模态：
是频率为76.82Hz的顶棚上下摆动模态。
顶棚上下振动，顶棚前部与风挡玻璃连接处振幅较大是振动的腹部，受之影响后立柱及背门门框左右摆动，振动相位相反，振幅次之。
八阶模态：
是频率为84.64Hz的顶棚扭转、后地板前部局部模态。
顶棚扭转振动，两条节线分别位于顶棚两对称线上，节线两侧振动相位相反，离节线越远的位置振动幅度越大，其中后地板上对应后排座椅位置处出现振幅较大的局部振动。
九阶模态：
是频率为90.257Hz的地板局部模态。
后地板上出现两处振幅较大的局部振动。
十阶模态：
是频率为99.432Hz的顶棚、后立柱的扭转模态。
后立柱处振动幅度较大，是振动的腹部位置。
从固有频率分布的情况来看，该车白车身的前十阶固有频率均在100Hz以下，其中第一阶后部扭转、整体的一阶弯曲和扭转模态频率分别为29.916Hz、38.652Hz和53.243Hz。
汽车在正常的铺装路面上行驶时，受到的路面不平度激励能量主要集中在0-60Hz的低频带，同时发动机怠速时，其激振频率也介于20-60Hz之间。
因此，该车在使用过程中如果激振力输入部位恰处于振型腹部，将可能引起车身结构的共振，同时如果在噪声辐射效率高的部位也处于振型腹部，那么乘座室内的噪声将加剧。
另一方面，白车身的整体一阶弯曲和扭转模态频率相差较大,近9Hz，可见在结构设计上已经避免了这两种模态振型的耦合效应。
从固有振型特征来看，该白车身的振动形式以后部扭转、纵向平面内的弯曲扭转、顶棚摆动、地板弯曲为主。
振动幅度较大的区域主要是：
顶棚、前围板、地板中部、后排座位下部地板。
从车室内的噪声品质考虑，这些振动腹部区域对车内噪声不利，因为当车身被激起这些模态共振时，以上振幅区域将出现剧烈的振动，由车室内噪声产生机理可知，壁板振动将向车内辐射强烈的噪声，如果壁板的振动与车内声场相耦合，将导致噪声级剧增。
整个车身结构模态分析结果：
在本文的汽车车内噪声预测与控制研究中，将重点研究车身结构—车室空腔声场结构声耦合作用对车室内噪声的贡献，因此，还应该对整个车身结构（含门窗和玻璃）进行模态分析
整个车身结构模型的自由度多，模态频率密集，并且模态多表现为局部区域的变形。
利用模态提取算法中的子空间（Subspace）法计算了整个车身在自由模态下的固有频率和振型，固有频率小于200Hz的模态参数见表2.2，图2.9为车室壁板（围成车室空腔的结构部分）变形较大的车身振动模态。
车室空腔声场声学模态分析
车内空间是由车身壁板围成的一个封闭空腔，同任何结构系统一样，具有模态频率和模态振型。
结构系统的模态是以具体的位移分布为特征，与其类似，声学系统的模态是以具体的声压分布为特征。
声学模态频率是声学共鸣频率，在该频率处车内空腔产生声学共鸣，使得声压放大。
声波在某一声学模态频率下，在车内空腔传播时，入射波与空腔边界反射而成的反射波相互叠加或相互消减而在不同位置处产生不同的声压分布，称之为声学模态振型。
当一典型的空腔受到壁板的激励时，声学共鸣将导致恼人的低频“轰鸣”噪音，对乘客的舒适性有很大的影响，车内声学设计时应尽量避免。
在轿车设计阶段，车内声学模态分析对于避免车身壁板与车内空腔声学共振提供了非常有价值的资料，并且可以用于指导发动机、传动系等的选型。
在国外单排座轿车设计中，对应于第一阶声学共鸣频率的声学模态，其节线位置（零声压位置）设计在人耳附近，使人处于噪音最小的声学环境中。
除此之外，车内声学模态分析可以用来确定空腔是否被强烈地激起共振。
国外早期建立的轿车车内空腔的声学模型限于技术条件，并且基于其声学模态沿轿车横向变化不大的特性，使用轿车纵向截面二维模型。
其建模简单，节省计算时间，但不能完全反映车内空腔三维声学特性。
使用轿车车内空腔三维模型可以全面地反映其声学特性，如声学模态形状为纵向、横向、竖向或者不同方向的组合。
本节的研究内容是在建立了无座椅和有座椅声学模型的基础上，对比分析了不同模型的声学模态特性，用于指导轿车车内声学设计。
结合某轿车新产品的开发，对车身结构动态特性、车室空腔声场声学特性、车身结构—车室空腔声场结构声耦合系统动态特性进行研究。
在此基础上，进行了耦合系统在发动机和路面激励下的车内声学响应分析和车身板件声学贡献分析，得到了相应的车内噪声及其分布情况，识别出该车车内噪声的主要声学贡献板件来源；研究了车内噪声的主要影响因素及其影响规律，并结合该车的具体特点，提出相应控制措施，改善了该车车内噪声品质。
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