Page 56 - 《应用声学》2024年第6期

1232 2024 年 11 月

5 1.00 悬架与旋转中心点 O 的距离，M t 为关门时车门撞
击门框的激励力对旋转中心点O 产生的力矩。
૝үҫᤴए g/dB ࣨए M

θ
C 
F t
m
-55 0
10 500 K 
ᮠဋ f/Hz
h
K  C  K  C 
图 3 卷收器安装点螺栓处振动
O
Fig. 3 Vibration spectrum analysis at bolt of re-
tractor vibration L
图 4 车身与卷收器系统动力学模型
2 异响产生机理
Fig. 4 System dynamic model of body and retractor

车辆在关门瞬间，车门与车身撞击产生的撞击， 记H(ω)为激励力到卷收器的传递函数，H θ (ω)
该激励会引起门板、车身板件、门锁等结构产生振 为激励力到车身的传递函数，单位激励力矩为
动和噪声，同时该振动经车身结构传递至卷收器支 M t = e iωt ，从而有
架，并引起卷收器振动产生噪声。因此，卷收器噪声 
 x = H(ω)e iwt ,

与关门激励、振动传递和本体特性相关，可以通过 

˙ x = iωH(ω)e iwt , (3)
式(1)进行分析：


 2 iwt
 ¨ x = −ω H(ω)e ,
n
∑
P = F i H(ω)NTF, (1)
以及
i=1

其中，P 为目标位置的总声压级，F i 为第 i个车门激  θ = H θ (ω)e iwt ,



励力，H(ω) 为门框至卷收器本体的振动传递函数， θ = iωH θ (ω)e iwt , (4)
˙


NTF为卷收器的噪声传递函数。  ¨ 2 iwt ,

θ = −ω H θ (ω)e
车辆在关门瞬间产生的激励主要为 Y 向，作
分别代入式(2)可得
用点集中于锁扣点，激励的频率主要集中于 10 ∼
hA 1
30 Hz频段内 [9] 。 H(ω) = 2 , (5)
A 2 A 3 − hA
1
2.1 振动传递 式(5)中，
卷收器通过支架安装至车身上，为了便于分析
A 1 = iωC 2 + K 2 ,
振动传递，建立关门时动力学模型，如图4所示。
2
A 2 = −mω + iωC 2 + K 2 ,
图4中，M 和m分别代表车身和卷收器的质量，
2
A 3 = Jω − iωC 2 h − K 2 h − 2K 1 L − 2iωC 1 L.
K 1 和 K 2 分别为悬架系统和卷收器安装支架刚度，
C 1 和 C 2 分别为悬架系统和卷收器安装支架阻尼。 依据上述理论可分析，改变卷收器安装支架刚
当系统在关门激励力F t 作用下，系统绕O 点旋转。 度 K 2 可以影响关门激励力到卷收器的频响特性，
此时系统动力学方程为 如图5所示。可见，峰值f 2 频率与图3中的峰值频率

( ) 对应，说明支架刚度 K 2 对该系统的传递特性具有
˙
m¨x + C 2 ˙x − θh + K 2 (x − θh) = 0,


 ( ) 重要影响。同时，增加支架的刚度，即提升卷收器模
˙
¨
Jθ − C 2 ˙x − θh − K 2 (x − θh) (2)
′
 态，频响特性曲线的第二个峰值由 f 2 后移到 f 处，
 2
˙

 − 2K 1 θL − 2C 1 θL + M t = 0,
可以明显降低振动传递特性。实际工程中可以通过
式 (2) 中，x 为卷收器的位移，θ 为系统的旋转角速 提升卷收器安装支架刚度或增加安装点数量等形
度，h 为卷收器安装点距旋转中心点 O 的高度，L 为 式实现。