（1）降噪的理论分析
如上所述，可以就车身和车室内空间对敲鼓声进行讨论，非阻尼性结构和声学耦合运动方程式如下所示：
式中，M、K分别为质量、刚度矩阵；u为位移；F为激励；下标s、a分别表示结构、声腔。由于敲鼓声的激励来自路面，对于声腔来言不受外力作用（Fa=0）。
在车身的激励试验中，相对于激励Fs的车内声压ua，有传递函数H=ua/Fs。下面将该传递函数用于车内噪声控制的传递函数合成法和搭建模态模型对车内噪声进行研究的试验模态分析法加以叙述。
1）传递函数合成法。如图6-49所示，设激励点为b，车内噪声测试点为a，质量附加点为c，当附加质量后传递函数H∗ab与变量前的传递函数H之间有如下关系：
图6-49 质量、刚度附加模式图
总之，附加质量后的传递函数可以从质量附加前的传递函数求得。另外，对于单位质量的变化，即质量灵敏度Sm加以求解。
如果假设
，则上式可以简化为：
改变质量附加点c并求质量灵敏度Sm，就可以知道将质量附加在哪一点时才能得到最佳的车内噪声改善效果。但是，因为上述计算过程中有假设的成分，所以实际应用时要充分注意。这些近似的意义是指质量附加点c的激励点灵敏度Hcc远小于质量m的灵敏度。
考虑共振现象的模态节点和反节点，在质量附加点的影响非常大的反节点位置，上述近似关系不成立。但是，根据式（6.31）进行分析，模态的反节点位置处分子可能非常大，因此质量灵敏度Sm也随之变大。总之，质量附加后影响较大的部位具有上述的倾向。因此，需要对质量灵敏度、质量附加而产生的构造变更等给予充分的关注，并在此基础上进行设计讨论。另外需要说明的是，式（6.29）未做近似假设。
其次就附加刚度加以讨论。在c、d这两点之间附加刚度k后的传递函数H∗ab按照附加质量相同的方法表示：
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同样，可以使用刚度附加前的传递函数求得。质量灵敏度也同理，为了求得对于单位刚度变化时即刚度灵敏度Sk，假设|（Hcc-Hcd）+（Hdd-Hdc）|<<1/k，则附加刚度后的传递函数为：
H∗ab=Hab+（Had-Hac）（Hcb-Hdb）k
（6.33）
而刚度灵敏度Sk则为：
根据上式改变刚度附加的点位置并求Sk，调整每一次附加刚度然后考察车内噪声的变化，就可以找到最佳的刚度附加点。但是，和质量灵敏度相同，因为计算过程中有假设的成分，所以实际应用时要充分注意。另外，对于式（6.34），刚度附加点的传递函数Hcb、Hdb相等时刚度灵敏度为零是较为合理的。
2）试验模态分析。使用在试验中得到的传递函数进行曲线拟合后抽出的模态模型，对传递函数进行重新表达：
式中，Φ（s）为结构系统的响应点振型；Φ（a）为车内声学评价点的声压。该公式的特征是传递函数不仅使用了车身的振动特性，还采用了车内声腔的振动特性。
在预测结构变更后的车内噪声时，附加质量为ΔM，附加刚度为ΔK，并忽略阻尼的影响。
对于在一般化坐标系中求解运动方程式所得到的γ，根据
就可以求得结构变更后的车内噪声、车身振动。另外，Φ是结构变更前的模态振型。使用该方法需要注意的地方是所抽出的模态参数的精度。使用所抽出的模态参数，检查传递函数是否在某种程度上得到了再现，这种检查方式被称为合成法，但是并不能保证传递函数再现的完美精度。为了弥补这个缺点，需要对车身的振动相关的内容进行技术积累。
另外，从式（6.28）可以得知，车内声压是声学系的位移，通过传声器测得的声压并不是结构系统的振动速度，应该按照振动位移相同的方法进行曲线拟合。接下来，对这两种降噪方法的具体案例加以介绍。