Page 24 - 《应用声学》2021年第2期
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                                                                                                     √
             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
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