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。