1、国家自然科学基金（编号：51605020）资助。1特种车驾驶室低频噪声预测与控制邢宏健，张生，赵长冠，吴昊，张顺（北京航天发射技术研究所，北京，100076）摘要 本文结合声学数值仿真和相关试验测试技术，研究了某特种车辆驾驶室外部辐射噪声激励板件振动引起的驾驶室内部噪声问题。基于白车身自由模态试验数据修正了驾驶室白车身有限元模型，在此基础上建立了完整驾驶室的声振耦合模型；根据试验获取的频响函数，通过优化模态阻尼参数对声振耦合模型进行修正，利用获取的驾驶室近场声压载荷预测驾驶室内低频噪声响应，并与实测结果对比，验证声振耦合模型的准确性，确保提出的控制措施降噪效果的可信度；依据贡献量分析结果，针对
2、声压级较高的频段提出相应的噪声控制措施，并分析其降噪效果。关键词：驾驶室；低频噪声；模型修正；声压载荷；贡献量分析；噪声控制Prediction and Control of Low Frequency Noise in Special Vehicle CabXing Hongjian, Zhang Sheng, Zhao Changguan, Wu Hao& Zhang Shun（Beijing Institute of Space Launch Technology，Beijing，100076） Abstract The numerical simulation analysis and
3、 pilot test are used to study the indoor noise of cab caused by the panels vibration excited by outdoor radiation noise. Firstly, based on the free modal test of BIW(body in white), the BIW finite element model(FE model) is revised, and structural-acoustic coupling FE model of the whole cab is built
4、. Then according to the frequency response functions obtained by the tests, the modal damping parameters are adjusted to correct the coupling model and the low frequency noise response in the cab is predicted using the acquired sound pressure load near the cab. The accuracy of the model is verified
5、by comparing with the measured results. Finally, corresponding noise control measures are proposed for frequency bands with higher sound pressure levels based on contribution analysis results, and the noise reduction effects are analyzed.Key words: Cab; Low Frequency Noise; Model Correction; Loading
6、 Sound Pressure; Contribution Analysis; Noise Control 前言车内噪声的产生根据传递途径不同，可以分为结构传播声和空气传播声。对于传统乘用车或商用车而言，来自发动机、传动系统和路面的激励直接或间接的作用在车身上，激发板件结构向车内辐射噪声，而作为主要振动源、噪声源的发动机由于发动机舱良好的吸、隔声作用，通过空气辐射引起的车内低频噪声能量较小，因此车内低频噪声控制研究主要针对结构传播声。S.H. Sung和D. J. Nefske 1以及吉林大学的付吉云2通过提取车身悬置点激励，完成车内噪声响应预测，并提出了噪声控制措施，取得了良好的降噪效果。但
7、对于特种车言，发动机功率大且多暴露在外，并靠近驾驶室，其直接辐射到驾驶室附近的噪声能量高，由此激励板件振动产生的驾驶室内噪声不可忽略。本文结合数值仿真分析和驾驶室相关试验测试，研究了驾驶室外部复杂噪声源通过空气辐射激励板件振动引起的驾驶室内噪声问题。首先建立驾驶室声振耦合模型，通过试验获取了驾驶室频响函数，并调节仿真模型的模态阻尼参数对其进行修正。然后通过试验获取驾驶室近场声压载荷，将其加载到修正后的耦合模型上，完成驾驶室内低频噪声响应预测，并与驾驶室内噪声实测结果对比，验证仿真模型的有效性和准确性，确保后续提出的降噪措施的可信度。最后，对声压级较高的频段，依据贡献量分析的结果，提出相应的噪声
8、控制措施，并分析其降噪效果。1驾驶室声振耦合模型建模1.1 结构有限元建模和修正首先建立了驾驶室白车身结构的有限元模型，白车身结构主要包含驾驶室的主框架结构和外部蒙皮，不含内饰、玻璃、车门、前盖板及仪表台。在UG软件中抽取骨架、蒙皮结构中面，利用LMS Virtual.Lab的Meshing和Structures模块完成有限元模型的建立。网格划分采用壳单元，单元平均尺寸10mm，壳单元总数625722，单元类型以Quad4为主，Tria3为辅；焊缝在模型中采用共节点方式模拟，螺栓连接采用RBE2单元模拟，白车身有限元模型如下图1所示。对建立好的有限元模型设置模态求解工况，使用动力学求解器MSC
9、 Nastran计算前50阶自由模态，模态提取方法为Block Lanczos。图1 驾驶室白车身结构有限元模型白车身模态试验中使用柔性橡皮绳在驾驶室顶棚四点悬挂，对驾驶室进行单点激励多点响应的锤击模态试验，获取驾驶室的自由模态，利用LMS Test.Lab 16A数据处理软件的PolyMAX参数识别方法辨识模态参数。试验设备采用了PCB 086D20型力锤、PCB 333B20三向加速度传感器、LMS SCM205数据采集系统，图2为自由模态试验现场。测试中分批次分别在驾驶室各蒙皮表面以及骨架结构上布置加速度传感器，共228个测点，并将驾驶室的左侧后部底角作为激励点，在X、Y和Z三个方向分别
10、锤击，除去两次锤击之间相干函数不佳的数据，取5次有效锤击结果。图2 驾驶室自由模态试验分析驾驶室仿真模态和试验模态相关性，对比模态频率和振型MAC值（Modal Assurance Criterion，MAC），见表1。从表中可以看出，模型修正前仿真模态和试验模态的大部分模态对MAC值均小于0.8，同时频率误差在10%-15%之间，不能满足振型MAC值大于0.8和频率误差在5%以内的工程要求3。因此，基于模态频率和MAC值对仿真模型进行灵敏度分析，确定了后部蒙皮厚度、顶棚蒙皮厚度以及地板外蒙皮厚度为优化参数。采用 LMS Optimization优化模块，选择序列二次规划优化算法（Sequen
11、tial Quadratic Programming，SQP）4，以前6阶频率误差趋于0及振型MAC值趋于1作为目标，经过18次优化迭代，最终获取参数修正值及准确的有限元模型。 从表1中可看出模型修正后频率误差整体上均有较大程度降低，由原来的10%以上降为5%左右，同时前6阶模态振型的MAC值达到了0.8以上或更接近0.8，一致性更为良好，得到了精确可靠的驾驶室白车身有限元模型。 1表1 模型修正前、后频率误差和MAC值对比仿真阶次频率/HzMAC值频率误差试验阶次频率/Hz前后前后前后前后128.61132.830.20.8510.84614.7%5.9%233.13236.732.50.7
12、760.86210.9%-1.8%334.64439.136.00.7460.72713.0%4.1%437.75542.738.80.8940.89613.3%2.8%553.99961.051.50.6370.77313.2%7.6%655.6111162.657.40.7670.80112.6%3.2% 在修正后的驾驶室白车身有限元模型基础上，建立前盖板、左右车门、前挡风玻璃和侧面玻璃的有限元模型，相应铰链和锁紧机构采用Rb2单元模拟并根据实际情况释放各自由度。最后根据内饰件和设备的实际布置，通过设置带有转动惯量的质量点的方式附加到驾驶室模型相应位置，使得整个驾驶室有限元模型的质量、质心
13、与后续试验状态下的驾驶室保持一致。1.2 声腔有限元建模文智明5，Sangyun Lee等人6的研究表明，建立驾驶室封闭空间声学网格时是否考虑座椅对预测结果有较大影响，因此在建立声腔模型时除去了座椅和仪表台空间。封闭的声腔表面通过在UG中提取内饰件内表面并进一步缝合、填充得到，然后据此划分面网格并生成需要的四面体声腔网格。对于现行有限元和边界元模型来说，通常假设最大单元的边长要小于最高计算频率点处波长的1/6。假设声音在某流体介质中的传播速度是c，要求最高计算频率为fmax，则需要的单元长度L应满足： （1）max6cLf因此，对于论文中分析的200Hz以内的低频噪声，计算可知声学网格单元尺寸
14、小于283mm即可。考虑到过大尺寸的声腔网格在声固耦合网格映射时影响计算精度，最后声学网格尺寸取为40mm，得到驾驶室声腔有限元网格并分析声腔模态，除去一致声压后的前6阶声腔模态结果见图3。图3 驾驶室部分声腔模态声学系统的首阶横向、纵向和垂向声学模态频率可以用声速的一半分别除以声腔的长度、宽度、高度进行粗略估算7。本驾驶室模型的宽为3.1m，高1.4m，仪表台上部空间宽0.9m，因此估算出横向一阶频率和纵向垂向一阶综合频率分别为54.84Hz和73.91Hz，与仿真计算的横向一阶、纵向垂向一阶综合模态频率相近，初步验证了建立的驾驶室内声腔有限元模型的正确性。1.3 驾驶室声振耦合模型建模驾驶
15、室结构-声腔耦合系统是通过建立驾驶室结构有限元模型节点与内部声腔模型边界节点的数据传递关系进行耦合连接的，从而将驾驶室结构振动传递给驾驶室内声腔边界，同时声腔边界上的声压波动又反过来传递给驾驶室结构。利用LMS Virtual.Lab中的最大距离法来定义耦合模型的数据传递，其中源网格节点数设定为4，映射的最大距离设定为120mm，通过差值算法得到声腔表面节点数据。图4为隐藏侧面玻璃网格后的驾驶室结构声腔耦合有限元模型。图4 驾驶室结构声腔耦合有限元模型2 基于频响函数的内饰驾驶室模型修正结构的固有频率往往对应于频响函数曲线峰值所在处频率，同时也反映了整体结构的动力学特性。对于含内饰的驾驶室系统
16、，因其具有完整的密封声腔，在考虑结构频响函数的基础上，还需考虑激振力与声压响应的传递关系，来更全面的反映驾驶室系统特性。在汽车NVH问题中通常用噪声传递函数（Noise Transfer Function，NTF）来反映激励力与场点某位置声压大小之间的传递函数关系8，也常被称为声学灵敏度。因此，通过修正结构模态阻尼、声腔模态阻尼，使仿真模型的频响函数与试验结果相一致，是完成驾驶室内噪声预测的关键。2.1 频响函数的试验获取包含内饰的驾驶室系统，其吸声、阻尼件众多，理论上使用激振器的猝发随机信号进行激励来获取频响函数结果更为理想，但激振器自带的散热器功率大，所发出的噪声对驾驶室内噪声响应干扰较大
17、，影响噪声传递函数的获取，所以试验采取力锤激励的方式。试验使用软锤头，为使信号衰减充分每次锤击后采样时间设为5s，分别锤击4个安装点的X、Y和Z方向，除去两次锤击之间相干函数不理想的数据，最后取5次锤击所得频响函数的平均结果。图5为驾驶室前侧左上角点处的X向加速度输出对驾驶室左后安装点激振力输入的频响函数曲线，图6为驾驶室右后侧安装点到驾驶员的声学灵敏度。05010015020010-410-310-2乘 乘 乘 Hz乘乘 乘 乘 /乘 乘 g/N)乘 乘 乘 X乘 乘乘 乘 Y乘 乘乘 乘 Z乘 乘图5 前侧左上角点X向加速度输出2040608010012014016018020010203
18、04050607080乘 乘 乘 Hz乘乘 乘 /乘 乘 dB乘 X乘 乘Y乘 乘Z乘 乘图6 右后安装点-驾驶员的声学灵敏度2.2 基于加速度/力频响函数的模型修正仿真得到的频响函数与试验结果对比在主要峰值频率处基本吻合，但幅值有所偏差，这是由于试验时驾驶室内隔热、吸声材料的存在使结构阻尼增加，而仿真模型中未建立内饰件模型造成的。因此通过修正结构模态阻尼使得频响函数结果在200Hz范围内有良好的一致性。图7为修正后的部分加速度输出对激振力输入的频响函数对比情况，从图中可看出，仿真结果与试验结果在200Hz范围内整体变化趋势保持一致，主要峰值处的频率和幅值较为吻合。05010015020010
19、-410-310-2乘 乘 乘 Hz乘乘 乘 乘 /乘 乘 g/N)乘 乘 乘 乘 乘乘 乘 乘 乘(a) 左后安装点X方向-前侧左上传感器X向频响函数05010015020010-410-310-2乘 乘 乘 Hz乘乘 乘 乘 /乘 乘 g/N)乘 乘 乘 乘 乘乘 乘 乘 乘(b) 左后安装点X方向-前侧左上传感器Y向频响函数05010015020010-410-310-2乘 乘 乘 Hz乘乘 乘 乘 /乘 乘 g/N)乘 乘 乘 乘 乘乘 乘 乘 乘(c) 左后安装点X方向-前侧左上传感器Z向频响函数图7 仿真模型和试验测试频响函数对比2.3 基于声压/力频响函数的模型修正在修正结构模态
20、阻尼对驾驶室结构有限元模型进行修正的基础上，基于获取的驾驶室安装点到驾驶员和乘员的声学灵敏度结果进一步对声腔模态阻尼参数进行修正。修正后的声学灵敏度对比情况见图8和图9。2040608010012014016018020030405060708090乘 乘 乘 Hz乘乘 乘 /乘 乘 dB乘 乘 乘 乘 乘乘 乘 乘 乘图8 右后安装点X方向到驾驶员右耳声学灵敏度2040608010012014016018020030405060708090乘 乘 乘 Hz乘乘 乘 /乘 乘 dB乘 乘 乘 乘 乘乘 乘 乘 乘图9 右后安装点X方向到乘员右耳声学灵敏度从声学灵敏度的对比结果来看，仿真模型计算
21、结果与试验结果的峰值频率基本吻合，幅值大小相近，整个频段内曲线趋势也保持一致，达到了模型修正的目的，后续可使用该模型进行驾驶室内低频噪声的预测以及噪声控制研究。3 驾驶室内低频噪声预测与验证在试验大厅开展试验时，墙壁、箱柜等声波反射面众多，噪声太为复杂。为便于分析，在利用脉冲激励方法对耦合模型进行修正的基础上，通过在驾驶室外部固定位置处放置一噪声源，在驾驶室六个面布置噪声传感器阵列，分批次测试得到驾驶室近场声压信息，并将测试结果导入到LMS Virtual.Lab中加载到声固耦合模型表面作为声压载荷获取驾驶室内噪声响应预测结果，开展外部复杂噪声环境下的驾驶室内噪声控制研究。3.1 驾驶室近场声
22、压载荷获取驾驶室外部噪声源采用Nor276扬声器，使用其所带的配套功率放大器提供稳定的粉红噪声信号，扬声器和功率放大器见图10。通过调节扬声器功率，使得扬声器在打开后所测得的驾驶室内、外噪声声压级均比扬声器打开前高10dB以上，从而忽略背景噪声对测试结果的影响。将扬声器放置于驾驶室外部距离后侧表面4m处，分批次在驾驶室六个面布置噪声传感器阵列，每次布置三行共30个传感器，行与行之间隔20cm，传感器之间间隔35cm，外部噪声传感器测点共510个，内部传感器布点分别在驾驶员右耳处和乘员右耳处，图11为声压载荷提取试验现场。 (a) 扬声器Nor276 (b) 配套功率放大器图10 扬声器和配套功
23、率放大器图11 声压载荷提取试验现场使用LMS SCM205采集系统，PCB378C01型噪声传感器，通过LMS Test.Lab 16A软件中的Signature模块记录频域内驾驶室近场声压信息以及驾驶室内噪声响应结果用于后续分析。3.2 驾驶室内低频噪声预测与验证将试验中传感器测点位置信息导入到LMS Virtual.Lab中，使得仿真模型中测点和驾驶室的相对位置关系与试验状态一致，图12为仿真模型中的声压载荷点位置。再导入传感器阵列获取的驾驶室近场声压数据，定义好与测点的对应关系，即得到仿真模型所需要的声压载荷，转换成以向量形式显示的驾驶室近场声压信息见图13。图12 仿真模型中声压载荷
24、点位置 (a) 140Hz时声压分布 (b) 175Hz时声压分布图13 向量形式显示的部分频率下驾驶室近场声压分布定义声压载荷输入点与驾驶室结构网格间数据的映射传递关系，使得声压载荷数据加载到修正后的驾驶室声振耦合模型表面，为驾驶室内声学响应分析提供声压载荷，得到低频噪声预测结果。图14和图15分别为驾驶员右耳和乘员右耳处噪声响应的仿真预测结果与试验测试结果，表2给出了总声压级对比情况。20406080100120140160180200-10010203040506070乘 乘 乘 Hz乘乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 dB乘 乘 乘 乘 乘乘 乘 乘 乘204060801001201
25、40160180200-10010203040506070乘 乘 乘 Hz乘乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 dB乘 乘 乘 乘 乘乘 乘 乘 乘图14 驾驶员右耳处声压响应 2040608010012014016018020010203040506070乘 乘 乘 Hz乘乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 dB乘 乘 乘 乘 乘乘 乘 乘 乘图15 乘员右耳处声压响应 表2 试验结果和仿真结果总声压级对 dB(A)试验结果仿真结果相对误差驾驶员右耳58.7360.051.32乘员右耳60.4062.091.69从图14、图15以及表2的对比结果可知，在20-200Hz的低频频段内，仿真预测
26、结果和试验测试结果在出现波峰的几个关键频率处保持一致，响应曲线整体上吻合良好，达到了驾驶室低频噪声预测的目的，从而也保证了在后续进行的驾驶室噪声控制中，所提出的控制措施的降噪效果在趋势上和量级上是可信的。4 驾驶室内噪声分析与控制对于特种车而言，车桥众多，对整个传递路径进行减振降噪优化设计极其复杂和耗时，且做出的任何改动均需与其它分系统进行协调，避免干涉问题的发生。因此，在激振源和噪声源不易做出改进的基础上，通过单独对驾驶室系统的某个或某几个对噪声响应影响较大的关键板件进行分析优化，可以在尽量不影响整车其它系统、其它性能的情况下有效降低车内噪声响应。本节将根据驾驶室内低频噪声的预测结果，针对峰
27、值较高的频段，采用贡献量分析的方法，提出针对性的解决措施，并对比分析降噪效果。4.1 模态贡献量分析模态贡献量反映了振动系统的频率响应中某阶模态的贡献量9。由于驾驶室整体结构和尺寸已经确定，仪表台处的数据交互系统等电子设备也已定型，因此驾驶室内声腔形状基本确定，声腔模态特性难以改变，故本节主要分析驾驶室的结构模态贡献量。为便于观察，在显示驾驶室内驾驶员右耳和乘员右耳的低频噪声响应预测结果时，纵坐标取A计权下的声压幅值，在20-200Hz的频率范围内选取3个相对较大的峰值频率，即118Hz、136Hz和148Hz，如图16所示，分析各阶结构模态贡献量。在不影响结果显示的情况下，选取前150阶的结
28、构模态，图17为118Hz时结构模态贡献量分析结果。204060801001201401601802000123456x 10-3乘 乘 乘 Hz乘乘 乘 乘 乘 乘 Pa乘 乘 乘 乘乘 乘 乘 乘图16 驾驶员右耳和乘员右耳的低频噪声响应预测结果20406080100120140-20-10010203040506070乘 乘 乘 乘乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 %乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘图17 118Hz时结构模态贡献量从结构模态贡献量分析的结果来看，贡献量值有正有负，驾驶室内部噪声控制主要是找到对驾驶室内声学
29、响应起到较大正的贡献量的阶次，并降低振型中较大幅值处的结构振动。在118Hz处，第102阶和104阶的贡献量最大；136Hz处第87阶、89阶和133阶贡献量显著；148Hz处，第26阶、69阶和73阶的模态贡献量最大，图18为102阶的模态振型图。分析这几阶起主要作用的模态振型，找出振动幅度较大的共同区域为驾驶室左右前挡风玻璃、驾驶室顶棚中部、顶棚右侧以及后侧中间板件。图18 驾驶室第102阶自由模态振型4.2 板件贡献量分析根据驾驶室的主要结构板件，将驾驶室声腔包络网格分成25个板件组，进行板件贡献量分析，图19为118Hz时的各板件贡献量结果。从板件贡献量分析的结果来看：在118Hz处，
30、1-顶棚右侧、2-顶棚中部和5后侧中间板件对驾驶员和乘员右耳声学响应较大且为正贡献；136Hz处，1-顶棚右侧和6-后侧下部板件的贡献量最大；148Hz处，2-顶棚中部、13-左前玻璃和14-右前玻璃起主要作用。12 345 678 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25-60-40-200204060乘 乘 乘 乘乘 乘 乘 乘 乘 乘 %乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘 乘图19 118Hz各板件贡献量4.3 驾驶室内低频噪声控制模态贡献量分析结果表明驾驶室前侧玻璃、
31、驾驶室顶棚中部、顶棚右侧以及后侧中间板件等位置对驾驶室低频噪声的影响较大，板件贡献量分析结果表明顶棚中部、顶棚右侧和驾驶室前侧玻璃其主要作用，因此综合考虑以上分析结果，确定顶棚中部、顶棚右侧为改进的主要板件。由于驾驶室顶棚板件面积较大，且蒙皮采用一体化设计，若通过增加蒙皮厚度的方式控制驾驶室内噪声，会导致整个驾驶室重量增加较多。因此，通过在驾驶室顶棚中部和右侧增加横梁的方式控制板件振动。更改前后的顶棚结构如图20所示。(a) 更改前顶棚结构(b) 更改后顶棚结构图20 驾驶室顶棚中部和右侧结构更改前后对比增加的8根半口字型横梁采用6063号铝型材，厚度2mm，总质量为2.24kg。对增加横梁后
32、的模型进行驾驶室内噪声响应分析，对比更改前后响应分析结果见表3。 表3 增加顶棚横梁对驾驶室内噪声的影响 单位：dB驾驶员右耳旁声压级最右侧乘员右耳旁声压级降噪措施118Hz136Hz148Hz总声压级dB（A）118Hz136Hz148Hz总声压级dB（A）更换前28.9737.7240.7560.0437.1644.7245.2562.09更换后31.7337.6635.9157.1533.6944.7440.2860.69降低量-2.760.064.842.893.47-0.024.971.40从上表中可以看出，增加顶棚横梁后，几个主要峰值频率处声压级整体上有所降低，对于更为关注的总声压
33、级在驾驶员右耳处降低2.89dB，乘员右耳旁降低1.40dB，达到了对驾驶室内低频噪声进行有效控制的目的。5 结论(1) 本文基于模态试验修正了驾驶室白车身有限元模型，在此基础上建立完整驾驶室的声振耦合模型，并通过修正模型的结构模态阻尼和声腔模态阻尼，使仿真模型的频响函数与试验结果一致，进一步用于后续驾驶室噪声响应预测，从而避免了建立内饰模型过程中工作量大且准确性难以保证的问题。(2) 对于驾驶室外的辐射噪声激励板件振动引起的驾驶室内噪声问题，利用传感器阵列获取驾驶室近场声压载荷，并加载到修正的驾驶室耦合模型上获取低频噪声预测结果，与试验结果对比在变化趋势和量级上吻合，说明可使用此方法开展外部
34、复杂噪声环境下的驾驶室噪声控制研究。(3) 通过模态贡献量分析和板件贡献量分析，共同确定了对驾驶室内噪声响应贡献度较大的板件位置，提出了在顶棚中部和右侧增加加强筋的控制措施。分析噪声响应结果可知，驾驶员右耳旁总声压级降低近3dB，达到了对驾驶室内低频噪声进行有效控制的目的。参考文献1Sung S H, Nefske D J. A coupled structural-acoustic finite element model for vehicle interior noise analysisJ. Journal of vibration, acoustics, stress, and re
35、liability in design, 1984, 106(2): 314-318.2付吉云. 基于声固耦合模型的轻型客车车内低频噪声分析与控制D. 吉林大学: 吉林大学,2016.3徐猛, 张俊红, 刘海等. 基于预试验的白车身动力学模型评价与优化J. 汽车技术, 2013,(2):1-4.4李健. 桥梁结构动力有限元模型修正方法的对比研究C. 第十九届和第二十届全国振动与噪声高技术及应用会议论文集.2007.5文智明. 汽车乘坐室结构振动噪声CAE分析与研究D. 合肥工业大学: 合肥工业大学, 20116Lee S, Park K, Sung S H, et.al. Boundary c
36、ondition effect on the correlation of an acoustic finite element passenger compartment modelJ. SAE International Journal of Materials & Manufacturing, 2011, 4(1): 708-715.7刘禹, 喻凡 ,柳江. 车辆乘坐声固耦合模态分析J. 噪声与振动控制. 2005,(5):38-40.8庞剑, 谌刚,何华. 汽车噪声与振动M. 北京: 北京理工大学出版社, 2006.9彭登志. 内饰车身低频声固耦合噪声响应分析与控制D. 吉林大学: 吉林大学, 2014.作者简介：邢宏健(1992-)，目前工作于北京航天发射技术研究所，主要研究驾驶室振动、噪声控制。联系电话：010-68759140地 址：北京市丰台区南大红门路1号 E-mail：
