Page 24 - 《应用声学》2021年第2期

192 2021 年 3 月

√
前后悬置 z 向的动刚度，其中前悬置 z 向的动刚度 其中：X st = F/k 1 是主系统静位移；ω 1 = k 1 /m 1
√
由 60 N/mm 降低到的 48 N/mm，后悬置 z 向动刚 是主系统的圆频率；ω 2 = k 2 /m 2 是吸振器的圆频
度由 120 N/mm 降低到 110 N/mm。同时为了避免 率；ω 是激励的圆频率。
降低刚度所导致的线性段不足的问题，增大了前后 如果ω 1 = ω 2 ，则当激励力的圆频率 ω = ω 1 时，
悬置橡胶体的直径，直径由于原来的 65 mm 增大到 吸振器振幅将达到最大，而主系统的振动幅值为 0，
80 mm。图12是优化后的前悬置样件。 从而达到减少主系统振动的目的。
图 14 是吸振器的样件。吸振器安装副车架上，
位置靠近前悬置安装点的下方。吸振器的质量块
ᬌͰzՔѸए
z (钢)和安装基座之间通过橡胶硫化的方式连接在一
起；橡胶起到连接作用的同时也提供了弹性和阻尼；
吸振器的安装基座与副车架之间通过螺栓连接。吸
振器质量块为1.05 kg，设计频率为78 Hz。
将动力吸振器和优化后的悬置样件进行了装
ҫܸ̀ൃᑛʹᄰय़ x
ܙҫ̀ጳভ඀ 车验证。图 15 是加速工况下车内噪声的测试结

图 12 改进后的前悬置样件 果对比。调整悬置后，3 档加速的工况下 2200 ∼
Fig. 12 Prototype of front mount after optimization 2400 r/min 转速范围内车内二阶噪声降低了 1 ∼
2 dB，但峰值仍较为明显；在增加动力吸振器后二
在汽车振动噪声控制领域，用动力吸振器控
阶噪声进一步降低1 ∼ 4 dB；主观感受改善明显，主
制结构共振导致的振动噪声问题是较为常用的方
观评价可接受。图 16 是原状态和优化后 (优化悬置
式 [3−4] 。动力吸振器的结构原理如图 13 所示。其
+ 增加吸振器)100 m/h 匀速工况下车内噪声对比，
原理是在振动物体上附加一个弹簧质量系统，附加
78 Hz 的单频噪声降低 6 dB 左右，主观评价噪声压
系统与主系统成反相位的振动从而衰减主系统的
迫感消失。
振动 [5−6] 。

ծ૝٨
m 
x  m  : ˟ጇፒ᠏᧚
k 
k  : ˟ጇፒѸए
F
m : ծ૝٨᠏᧚
m 
k : ծ૝٨Ѹए
x 
F: ͻၹښ˟ጇፒʽᄊҧ
k 
图 13 动力吸振器的原理图
图 14 吸振器样件
Fig. 13 Sketch of dynamic damper
Fig. 14 Prototype of dynamic damper
通过附加弹簧 -质量系统单自由度的系统变成 80
两自由度系统。此时，主系统和吸振器的振动幅值 70
见公式(1)和公式(2)： 60
50
x 1 = A sin ωt, ܦԍጟ/dB(A) 40
2
X st [1 − (ω/ω 2 ) ] 30 Ԕ࿄গ
A = 2 2 , 20 ͖ӑ২Ꮆ
[1 − (ω/ω 2 ) ][1 + k 2 /k 1 − (ω/ω 1 ) ] − k 2 /k 1 ͖ӑ২Ꮆ+ծ૝٨
10
(1)
0
1200 1700 2200 2700 3200 3700 4200
x 2 = B sin ωt,
ᣁᤴ/(rSmin -1 )
X st
B = , 优化前后加速车内噪声对比
2
2
[1 − (ω/ω 2 ) ][1 + k 2 /k 1 − (ω/ω 1 ) ] − k 2 /k 1 图 15
(2) Fig. 15 Comparison of interior noise during ac-
celeration