SUV 后排 200~250 Hz 轰鸣压耳，给副车架"挂"两个小吸振器，峰值最多降 6 dB

01　现象：60 km/h 巡航，后排噪声压过前排

试验车道路测试时车内噪声偏高、超出乘客接受范围。用 LMS Test.lab 与麦克风、采集设备，对车内前后排乘客内耳声压采集。结果（图1）显示：前排约在 200~300 Hz、后排约在 200~250 Hz 频段噪声明显，210 Hz 附近存在峰值噪声，且后排明显高于前排。排除胎噪影响后，初步判断问题出在后悬架系统。

图1　车内前后排噪声测试结果：前排 200~300 Hz、后排 200~250 Hz 频段明显，后排高于前排

02　定位：ODS 一照，副车架现原形

ODS（工作振型）描述的是结构在实际工作激励下的受迫振动变形，可以直观揭示振动源、显示悬架系统在特定频率下的动态行为。先看激励怎么传：后悬架系统中，由转向节传至车身的激励很大一部分经上拉杆、下拉杆和下摆臂传至副车架，再经副车架传至车身（图2）。

图2　后悬架系统振动激励传递路线：(a) 传递框图；(b) 后悬架系统（A、B、C 为后横梁关注点）

对 200~300 Hz 频段做后悬架系统 ODS 测试（图3）：副车架是产生较大振型的部件。

图3　200~300 Hz 频段后悬架系统 ODS：副车架振型突出

再聚焦到副车架（图4）：238 Hz 时，副车架后横梁两侧与车身连接点（A、B 处）及后横梁中间 C 处变形明显，振型为 z 向扭动；257 Hz 时后横梁出现较大振型，同样表现为 A、B、C 处沿 z 向扭动。结论：副车架后横梁影响最突出，它与车身在该频段产生了共振耦合——车内轰鸣的"病灶"找到了。

图4　副车架在特定频率下的 ODS：238 Hz 与 257 Hz 均为后横梁 A/B/C 处 z 向扭动

03　方案：改模态不现实，那就挂吸振器

针对本试验车，改变副车架固有模态的可行性较差——开发后期结构改动代价太大。于是设计并安装一种适用于副车架的有阻尼动力吸振器：由质量块、橡胶块和固定件三部分组成，设计为单自由度振动系统（图5），把副车架的共振能量"转移并消耗"掉。

图5　有阻尼动力吸振器模型：主系统 m₁-k₁ 附加 m₂-k₂-c 子系统

建立二自由度强迫振动数学模型并推导动力放大系数后，有两个经典结论：最优调谐比 r_opt = ω_a/ω₀ = 1/(1+μ)；质量比 μ 越大减振越明显，但受布置空间限制。本文取 μ=0.1（副车架 m₁=10.53 kg），对应最优调谐比 10/11。由于主系统固有频率在 200~300 Hz，吸振器固有频率 f_a=f₀·r_opt 的理论范围为 181.8~272.7 Hz；综合考虑前后排降噪，最终把 f_a 定为该频段中间值 250 Hz。

吸振器设计三步：① 按布置空间选质量比 μ=0.1 → 确定吸振器质量 m₂；② 按最优调谐比定固有频率 f_a（本文 250 Hz）；③ 由 k=(2πf_a)²·m₂ 反推动态刚度 k，再通过橡胶配方与质量块调整实际频率。

04　选型：锤击模态，4 种规格各唱各的调

吸振器体积小、质量轻，用激振器测试误差大，因此采用锤击法测固有频率：把吸振器螺栓固定在工装台上，质量块上方粘 2 个三向振动传感器测 z 向振动，力锤敲击质量块上表面采集频响函数（图6）。

图6　吸振器锤击模态试验：工装台 + 三向振动传感器布置

通过调整橡胶配方，制作 1.505 / 1.175 / 0.925 / 0.752 kg 四种规格吸振器（1~4 号），实测固有频率分别为 241 / 254 / 259 / 273 Hz（图7、表1）。规律很清晰：质量越大吸收能量越大、减振越好，但装上后会在其他频段激起新峰值，质量对新峰值频段影响很大。由于 2 号（254 Hz）和 3 号（259 Hz）更接近 250 Hz 的理论设计值，选定 2 号和 3 号进入下一步。

图7　四种规格吸振器固有频率曲线：1~4 号分别约 241/254/259/273 Hz

05　布点：VTF 说了算，两侧有效、中部无效

安装位置直接影响减振效果——装在振动大的位置才能转移更多能量。按图4 结论，把 2 号吸振器分别装到后横梁的左侧、右侧和中部，做振动传递函数（VTF）对比测试（图8 为安装位置）。

图8　吸振器与振动传感器的安装位置：后横梁左侧、右侧、中部三个候选点位

结果：吸振器装在后横梁两侧有明显减振效果，装在中部无明显效果；左侧吸振效果强于右侧。考虑到副车架左右侧后横梁存在制造差异，把右侧频率上提 5 Hz——最终方案：左侧装 2 号 254 Hz，右侧装 3 号 259 Hz。

06　验证：振幅砍半，后排峰值最多降 6 dB

把 254 Hz 与 259 Hz 吸振器分别装到后横梁左、右侧，以 60 km/h 在同一路段对同一车辆做副车架边点 VTF 与车内噪声测试。振幅对比（图9）：254 Hz 吸振器使后横梁左侧 200~300 Hz 频段 VTF 振幅下降约 50%；259 Hz 吸振器使右侧 200~330 Hz 频段振幅下降 50%。

图9　副车架后横梁优化前后振幅对比：(a) 左侧；(b) 右侧——共振峰被明显压低

车内噪声对比（图10）：后排 200~250 Hz 频段平均降低 3 dB，212 Hz 降低 4 dB，232 Hz 降低 6 dB，主观能明显感受到噪声降低；前排在 200~300 Hz 频段平均降低约 2 dB，舒适性同步提升。

图10　车内噪声优化前后对比：(a) 驾驶员右耳；(b) 后排乘客左耳——200~300 Hz 频段峰值明显压低

优化效果汇总：后横梁 VTF 振幅 ≈ -50%（左 200~300 Hz / 右 200~330 Hz）｜后排 212 Hz：-4 dB｜232 Hz：-6 dB｜200~250 Hz 频带平均：-3 dB｜前排 200~300 Hz 平均：约 -2 dB。

07　小结：研发后期的"低成本补丁"

复盘整个案例，流程可以浓缩成一条链：车内噪声测试锁定频段 → ODS 找到问题部件（副车架后横梁）→ 数学模型定参数（μ=0.1、f_a=250 Hz）→ 锤击模态定规格（254/259 Hz）→ VTF 定位置（两侧）→ 道路测试验证。

这条路径的工程价值在于：不动车身、不改副车架模态，用两个 1 kg 量级的吸振器就把共振能量转移消耗掉，基本不影响整车质量与布置，特别适合开发后期"改不动结构"的阶段。当然它也有边界——吸振器是窄频带对策，只对明确的共振峰有效；装上后会在其他频段激起新峰值，质量与新峰值频段强相关，匹配时必须逐点验证。文中给的都是单一工况单一频段的改善，若你的问题是宽频路噪或多频段耦合，还得回归模态与传函的整体优化。

本文为期刊论文《动力吸振器应用于车辆悬架系统的 NVH 控制》（刘霏霏，孙永宽，刘文杰，秦武．振动、测试与诊断，2023，43(4)：772-778．DOI:10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2023.04.021）的工程案例整理，配图均取自原文，版权归原作者及期刊所有，仅作技术交流之用。数据与结论以原文为准。

#NVH #动力吸振器 #副车架 #ODS #VTF #悬架系统 #车内噪声