2 挡小油门一加速就轰鸣压耳，真凶是 110 Hz 模态撞上 107 Hz 四阶激励
01 现象：2 挡小油门，1 600 r/min 前排轰鸣
某商用车样车开发阶段，在 NVH 试验道路做主观驾评：2 挡小油门加速时，前排出现明显轰鸣，驾驶员压耳感强烈。样车仍在 NVH 道路做 2 挡小油门的振动与噪声测试，用 LMS Test. Lab 设备采集，车内麦克风布置如图1。
图2 是车内总声压级、2 阶及 4 阶声压随转速的变化曲线：在 1 600 r/min 附近有明显峰值，且发动机四阶是主要贡献量。
图2 车内总声压级、2 阶及 4 阶声压变化曲线：1 600 r/min 附近出现明显峰值，四阶贡献最大
02 定量：四阶激励算出来是 107 Hz
轰鸣问题要先"定量"再"定位"。发动机激励频率按式(1)计算：
f = n·i / 60
式中：n 为转速（r/min）；i 为阶次。
依据 LMS Test. Lab 所测数据，车内轰鸣由发动机 1 600 r/min 附近的四阶激励导致，代入上式得本文轰鸣问题频率为 107 Hz 左右。
方向有了，接下来用"源—路径—响应"理论把嫌疑系统化（图3 鱼骨图）：激励源包括发动机本体、传动系扭振、变速箱/离合器、轮胎；传递路径包括传动轴与后桥、板簧、悬置、减振器以及进排气；响应则看车身灵敏度——板簧车身接附点 IPI/NTF、扭矩是否达标、以及装配（中冷管、干涉、空气路径）等环节。
图3 车内轰鸣原因分析鱼骨图：按"源—路径—响应"三支展开排查
03 路径：传动轴与后桥，110 Hz 有模态
该车为前置后驱布置，激励经传动轴、后桥、板簧和减振器传入车内，与车身钣金耦合后放大为轰鸣。用 LMS Test. Lab 对传动轴和后桥做模态测试，图4 为传动轴与后桥 110.2 Hz 的模态振型。
同时用 CAE 建立传动轴和后桥的有限元模型做模态分析，在 109 Hz 存在模态，其振型如图5。综合试验与 CAE：传动轴和后桥在 110 Hz 左右存在模态，与 107 Hz 的问题频率非常接近——这意味着该转速下传动轴和后桥结构较为灵敏，容易被四阶激励"点燃"。
图5 CAE 分析传动轴和后桥振型：109 Hz 模态（与试验 110.2 Hz 一致）
04 响应：板簧安装点 NTF 峰值 65 dB，超标
噪声传递函数（NTF）指输入激励载荷与输出噪声之间的对应关系：在连接点施加单位激励力，测取车内人耳处噪声响应，用以评价车身结构对振动发声的灵敏度。
对后板簧左前安装点施加 Z 向单位力做 NTF 测试，得到驾驶员左耳处的数据（图6）：在 107 Hz 峰值偏高，达到 65 dB，超过 60 dB 的目标值，且与问题频率一致——车身响应这一环也被证实过于灵敏。
图6 后板簧左前安装点 Z 向 NTF 测试曲线：107 Hz 峰值 65 dB，超出 60 dB 目标
为进一步做仿真预测，收集 TB（trim body）车身 CATIA 数据，建立 TB 有限元模型与声腔有限元模型（图7），对同一安装点施加 Z 向单位力、取驾驶员左耳为响应点。仿真显示 112 Hz 左右峰值较大，与问题频率相近；由于内外饰、电子电气等采用集中质量，仿真与实测不可能完全一致，但两者趋势一致，表明 TB 模型可用于后续研究。综合测试与仿真：后板簧左前安装点在 112 Hz 左右与问题频率耦合，车身响应更灵敏。
图7 有限元模型示意：a. TB 有限元模型；b. 声腔有限元模型
05 方案一：传动轴加轴瓦，法兰加惯量环
解决车内轰鸣常见三条路：减小激励源振动、降低传递路径、降低车身响应。方案一从传递路径下手——在传动轴后端增加轴瓦，并在传动轴与后桥连接法兰上增加一个转动惯量 0.01 kg·m²、质量 1.4 kg 的惯量环，如图10。
图10 增加轴瓦和惯量环：a. 后段轴加轴瓦；b. 中段轴加轴瓦；c. 惯量环
效果立竿见影（图11）：车内 4 阶噪声降低 10～15 dB(A)，改善非常明显，车内轰鸣消失，主观感受可接受。
图11 车内 4 阶噪声前后对比：增加轴瓦和惯量环后降低 10～15 dB(A)
06 方案二：板筋连通，从车身响应根治
另一条路是降低车身响应。运用有限元方法，在 112 Hz 处进行节点贡献量（GPA）与工作模态（ODS）分析（图12）。结果显示：振动传递过程中，112 Hz 处右侧踏板和后地板存在局部模态，该处振动过大又未能被有效控制，最终导致后板簧左前安装点到车内的 NTF 曲线在 112 Hz 峰值偏大。
图12 GPA 及 ODS 仿真分析结果：定位 112 Hz 处右侧踏板与后地板的局部模态
据此提出两处结构连通：右侧踏板上下筋连通以提升该处钣金刚度；后地板前后板筋连通（该处有座椅安装点，结构需一并考虑）。
把优化后的车身结构数据更新到 TB 模型做 NTF 仿真（图14）：优化后 112 Hz 附近峰值下降 8 dB，车身优化方案效果明显。
图14 后板簧左前安装点 Z 向 NTF 曲线优化结果：112 Hz 峰值下降 8 dB
制作样件并做实车道路验证（图15）：1 600 r/min 附近 4 阶声压级峰值下降 4.5 dB(A)，主观感受该转速下轰鸣消失。
图15 车内 4 阶噪声优化前后对比：基础车与车身优化后实车对比
07 小结：效果接近时，成本与实施性说了算
两套方案都能让 1 600 r/min 左右的轰鸣消失，但工程账不一样：
综合效果、成本与工程实施性，最终选定方案二：降低车身响应，使车辆加速至 1 600 r/min 左右时车内轰鸣消失。
这个案例的方法论值得记住：先用转速与阶次算出问题频率，再用"源—路径—响应"鱼骨图把排查面收窄，最后用试验与 CAE 相互印证锁定耦合点——当结构模态频率与激励频率接近、且该路径的 NTF 峰值超标时，轰鸣基本就跑不掉了。
本文根据《汽车零部件》2023 年第 5 期论文《某商用车加速车内轰鸣分析与优化控制》（涂晴，邓欣，邓磊，张宏伟，袁振松．江铃汽车股份有限公司、江西省汽车噪声与振动重点实验室、宝鸡职业技术学院）编写，图表取自原文。文中数据均引自原文，具体以原文及实测报告为准。本文仅作技术交流，不构成任何投资建议。
