Page 56 - 《应用声学》2024年第6期
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                  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。
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