基于車內(nèi)NVH控制的懸置剛度與阻尼的設(shè)計(jì)方法*

劉曉昂， 呂兆平， 殷智宏， 上官文斌， 葉必軍

(1.華南理工大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院 廣州，510641) (2.上汽通用五菱汽車股份有限公司 柳州，545007) (3.寧波拓普集團(tuán)股份有限公司 寧波，315800)

基于車內(nèi)NVH控制的懸置剛度與阻尼的設(shè)計(jì)方法*

劉曉昂1， 呂兆平2， 殷智宏1， 上官文斌1， 葉必軍3

(1.華南理工大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院 廣州，510641) (2.上汽通用五菱汽車股份有限公司 柳州，545007) (3.寧波拓普集團(tuán)股份有限公司 寧波，315800)

基于汽車座椅滑槽的振動(dòng)與駕駛員右耳旁噪聲控制的要求和建立的由動(dòng)力總成、車身和非簧載質(zhì)量組成的13自由度汽車模型，提出了動(dòng)力總成懸置動(dòng)剛度和阻尼的設(shè)計(jì)方法。在計(jì)算模型中，將懸置的動(dòng)剛度和阻尼簡(jiǎn)化為與激振頻率相關(guān)的函數(shù)。各懸置與車身連接點(diǎn)的動(dòng)態(tài)力、各懸置到汽車座椅滑槽振動(dòng)與駕駛員右耳旁噪聲的傳遞函數(shù)可以通過試驗(yàn)或計(jì)算方法得到。給出了在不同工況下，車內(nèi)評(píng)價(jià)點(diǎn)的振動(dòng)和噪聲的計(jì)算方法?；趯?duì)整車振動(dòng)和噪聲控制的要求，給出了液阻懸置動(dòng)剛度和阻尼的確定原則與計(jì)算方法。結(jié)果表明，基于車身評(píng)價(jià)點(diǎn)振動(dòng)控制要求的液阻懸置阻尼設(shè)計(jì)對(duì)于降低車身評(píng)價(jià)點(diǎn)的振動(dòng)具有明顯作用。

振動(dòng)噪聲及其控制； 液壓懸置； 動(dòng)剛度； 阻尼的確定

引 言

隨著汽車噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度(noise vibration and harshness，簡(jiǎn)稱NVH)性能要求的不斷提高，懸置系統(tǒng)在汽車NVH中的地位越來越突出。汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)的優(yōu)劣直接影響整車的振動(dòng)與噪聲性能[1-3]。目前進(jìn)行的懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算大都基于6自由度模型，通過對(duì)動(dòng)力總成6階剛體模態(tài)的要求，優(yōu)化確定各懸置在局部坐標(biāo)系下各方向線性段的剛度、安裝位置和安裝方位[4-5]。懸置在局部坐標(biāo)系中各個(gè)方向非線性段剛度和拐點(diǎn)的坐標(biāo)則由對(duì)動(dòng)力總成位移控制的要求確定[6]。

基于整車的振動(dòng)與噪聲控制要求，一些學(xué)者設(shè)計(jì)了懸置系統(tǒng)的剛度與阻尼。Hafidi等[7]基于6自由度模型，對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行解耦分析，通過減小由于發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)而傳遞到底盤上的力來降低整車振動(dòng)。Diemer等[8]通過提高懸置支架的固有頻率和提高連接點(diǎn)的動(dòng)剛度來減少車內(nèi)噪聲。在研究車內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲方面，Alt等[9]將傳遞路徑和試驗(yàn)測(cè)試激勵(lì)相結(jié)合，建立了車內(nèi)噪聲預(yù)測(cè)的方法。在目前的研究工作中，基于整車振動(dòng)和噪聲的要求來設(shè)計(jì)計(jì)算懸置的剛度及阻尼特性的研究較少。

筆者基于汽車座椅滑槽的振動(dòng)與駕駛員右耳旁噪聲控制的要求和建立的由動(dòng)力總成、車身與非簧載質(zhì)量組成的13自由度汽車模型，給出了怠速及加速工況下車內(nèi)座椅滑槽振動(dòng)和車內(nèi)噪聲的計(jì)算方法以及在路面激勵(lì)下，車內(nèi)振動(dòng)評(píng)價(jià)點(diǎn)的振動(dòng)的計(jì)算方法?；趯?duì)車內(nèi)座椅滑槽振動(dòng)和車內(nèi)噪聲的控制要求，提出了計(jì)算懸置系統(tǒng)中各懸置動(dòng)剛度和阻尼的方法。利用本研究方法，在已知懸置與車身連接點(diǎn)力傳到車內(nèi)振動(dòng)和噪聲的傳遞函數(shù)時(shí)，可計(jì)算分析懸置動(dòng)剛度、安裝位置和安裝方位對(duì)整車振動(dòng)和噪聲的影響，從而預(yù)測(cè)懸置系統(tǒng)對(duì)汽車振動(dòng)和噪聲的影響。

1 基于整車振動(dòng)與噪聲控制的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求

以下為一汽車廠對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求。

1) 怠速工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)經(jīng)懸置系統(tǒng)傳遞到駕駛室，引起座椅滑槽的垂向振動(dòng)不超過70 dB(A)(振動(dòng)加速度不超過0.03 m/s2，aref=10-5m/s2)。

2) 2擋節(jié)氣門全開(wideopenthrottle,簡(jiǎn)稱WOT)工況：當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在2kr/min以下時(shí)，駕駛員右耳的轟鳴聲不超過60dB(A)(Pref=20×10-6Pa)，座椅滑槽的振動(dòng)不超過80dB(A)(振動(dòng)加速度不超過0.1m/s2)；轉(zhuǎn)速在2 000～6 000r/min時(shí)，駕駛員右耳的轟鳴聲不超過68dB(A)，座椅滑槽的振動(dòng)不超過88dB(A)(振動(dòng)加速度不超過0.25m/s2)。

3) 在路面激勵(lì)下，當(dāng)兩前輪的最大激勵(lì)位移為1.5mm且同相位時(shí)，車內(nèi)的一評(píng)價(jià)點(diǎn)在5～15Hz低頻范圍內(nèi)的垂向振動(dòng)不超過0.2mm。

可見，懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求直接與車內(nèi)的振動(dòng)和噪聲相關(guān)，而并非傳統(tǒng)的懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求：固有頻率和能量分布的要求，位移控制的要求等[1]。為此，需要建立整車的分析模型和基于整車分析模型的懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算方法。

2 懸置激振力引起車內(nèi)振動(dòng)和噪聲計(jì)算

2.1 整車13自由度模型的建立

在路面和動(dòng)力總成的激勵(lì)下，考慮懸置、懸架和車輪的剛度與阻尼，建立由動(dòng)力總成、車身和非簧載質(zhì)量組成的13自由度整車分析模型，如圖1所示。該模型考慮了動(dòng)力總成的6個(gè)自由度、車身的3個(gè)自由度(垂向、側(cè)傾和俯仰)以及4個(gè)非簧載質(zhì)量在垂向的自由度。從圖1可以看出，動(dòng)力總成的激勵(lì)經(jīng)過懸置，引起車身振動(dòng)，而路面的激勵(lì)通過輪胎、非簧載質(zhì)量、懸架、車身和懸置的傳遞也會(huì)引起動(dòng)力總成的振動(dòng)。目前，廣泛用于懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算的6自由度模型將懸置與車身的連接點(diǎn)視為固定點(diǎn)，無(wú)法考慮路面的激勵(lì)引起的動(dòng)力總成的振動(dòng)。分別建立動(dòng)力總成的振動(dòng)方程、車身的振動(dòng)方程和4個(gè)非簧載質(zhì)量的振動(dòng)方程，組合得到13自由度整車模型的振動(dòng)方程。求解得到動(dòng)力總成質(zhì)心、 車身質(zhì)心和非簧載質(zhì)量的位移是計(jì)算車身評(píng)價(jià)點(diǎn)的振動(dòng)及車內(nèi)振動(dòng)和噪聲的輸入量。

圖1 13自由度整車模型示意圖Fig.1 13 degrees of freedom model

2.2 車內(nèi)評(píng)價(jià)點(diǎn)振動(dòng)的計(jì)算

車內(nèi)評(píng)價(jià)點(diǎn)為車身上的一點(diǎn)。在路面位移激勵(lì)下，車身質(zhì)心的位移為qb，車身上評(píng)價(jià)點(diǎn)的振動(dòng)位移qbe為

(1)

(2)

其中：xbe和ybe為車身評(píng)價(jià)點(diǎn)在坐標(biāo)系Ob-xbybzb中的坐標(biāo)。

車內(nèi)評(píng)價(jià)點(diǎn)在垂向的振動(dòng)為

(3)

2.3 車內(nèi)振動(dòng)和噪聲的計(jì)算

車內(nèi)噪聲由結(jié)構(gòu)噪聲和空氣噪聲組成，在低頻范圍內(nèi)通常只考慮結(jié)構(gòu)振動(dòng)對(duì)車內(nèi)噪聲的貢獻(xiàn)。結(jié)構(gòu)噪聲主要來自于發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)，經(jīng)懸置、懸置支架傳遞到車身，引起車身振動(dòng)，進(jìn)而導(dǎo)致結(jié)構(gòu)噪聲。懸置系統(tǒng)是結(jié)構(gòu)噪聲的主要貢獻(xiàn)之一[10-11]。

在發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)下，懸置產(chǎn)生動(dòng)態(tài)位移，由此懸置在3個(gè)方向產(chǎn)生動(dòng)態(tài)力。該動(dòng)態(tài)力經(jīng)過懸置支架和車身的傳遞，在車內(nèi)產(chǎn)生振動(dòng)和噪聲。如果已知懸上、懸下點(diǎn)的加速度(在設(shè)計(jì)階段，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)不同工況下運(yùn)行，懸上和懸下的加速度可根據(jù)參考車型的數(shù)據(jù)、隔振率等要求確定)和懸置與車身側(cè)連接點(diǎn)到車內(nèi)的振動(dòng)與噪聲的傳遞函數(shù)，則由下述計(jì)算方法得到車身評(píng)價(jià)點(diǎn)的振動(dòng)與噪聲。

設(shè)懸置i(i=1,2,…,N)的懸上和懸下點(diǎn)的加速度分別為aei，abi，則懸置i在坐標(biāo)系Op-xpypzp下的動(dòng)態(tài)位移di為

(4)

其中：ω為激勵(lì)圓頻率。

(5)

(6)

座椅滑槽評(píng)價(jià)點(diǎn)振動(dòng)的均方根值為

(7)

駕駛員右耳旁的噪聲的計(jì)算方法與座椅滑槽的振動(dòng)的計(jì)算方法類似。

3 基于整車振動(dòng)與噪聲控制要求的動(dòng)力總成懸置剛度和阻尼的計(jì)算

3.1 懸置剛度優(yōu)化設(shè)計(jì)目標(biāo)函數(shù)的建立

基于提出的整車振動(dòng)與噪聲控制的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求，選用整車13自由度模型，通過測(cè)試各懸置到駕駛室座椅滑槽振動(dòng)和車內(nèi)噪聲的傳遞函數(shù)，測(cè)試或計(jì)算的各懸置與車身連接點(diǎn)的力，結(jié)合給出的車內(nèi)評(píng)價(jià)點(diǎn)振動(dòng)、座椅滑槽振動(dòng)和車內(nèi)噪聲的計(jì)算方法，建立懸置剛度優(yōu)化設(shè)計(jì)目標(biāo)函數(shù)。

1) 怠速工況下，座椅滑槽的垂向振動(dòng)優(yōu)化的子目標(biāo)函數(shù)為

(8)

其中：S1為怠速工況下座椅滑槽垂向振動(dòng)與要求值的差值；Vidle，Tidle分別為怠速工況下座椅滑槽垂向振動(dòng)的計(jì)算值和要求值。

2) 2檔工況下，駕駛員右耳旁的噪聲及座椅滑槽的振動(dòng)的優(yōu)化子目標(biāo)函數(shù)為

(9)

其中：wv,wn分別為地板振動(dòng)和結(jié)構(gòu)噪聲的權(quán)系數(shù)；Sv,Sn分別為二檔工況下座椅滑槽振動(dòng)和駕駛員右耳旁的噪聲與要求值的差值；V，Tv分別為二檔工況下座椅滑槽振動(dòng)的計(jì)算值和要求值；N，Tn分別為二檔工況下駕駛員右耳旁的噪聲的計(jì)算值和要求值。

3) 路面激勵(lì)下(5～15Hz)，車內(nèi)評(píng)價(jià)點(diǎn)的垂向振動(dòng)的優(yōu)化子目標(biāo)函數(shù)為

(10)

其中：S3為車內(nèi)評(píng)價(jià)點(diǎn)垂向振動(dòng)與要求值的差值；Vevalu，Tevalu分別為評(píng)價(jià)點(diǎn)垂向振動(dòng)的計(jì)算值和要求值。

4) 固有頻率和能量分布的優(yōu)化子目標(biāo)函數(shù)[12]為

其中：wf,we分別為固有頻率和能量分布的權(quán)系數(shù)；αt,βt分別為第t階(t=1～6)固有頻率和能量分布的權(quán)系數(shù)；Sft,Set分別為固有頻率和能量分布與要求值的差值；ft,ftl,ftu分別為第t階固有頻率的計(jì)算值、下限和上限；Et,Etl分別為第t階能量分布的計(jì)算值和下限。

綜合各優(yōu)化目標(biāo)得到總的目標(biāo)函數(shù)為

minF(X)=w1F1(X)+w2F2(X)+

(12)

其中：w1,w2,w3,w4分別為目標(biāo)函數(shù)F1,F2,F3,F4的權(quán)系數(shù)，根據(jù)實(shí)際需要選取。

3.2 設(shè)計(jì)變量及約束條件

懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)變量為

(13)

其中：kui,kvi,kwi分別為懸置i在局部坐標(biāo)系下的三向靜剛度。

根據(jù)懸置的結(jié)構(gòu)和可制造性，懸置的三向靜剛度通過約束各方向之間的比例和垂向的靜剛度值為

(14)

其中：kwli,kwui分別為靜剛度kwi的下限和上限；luwi,uuwi分別為剛度比例kui/kwi的下限和上限；lvwi,uvwi分別為剛度比例kvi/kwi的下限和上限；luvi,uuvi分別為剛度比例kui/kvi的下限和上限。

設(shè)計(jì)變量X的約束表達(dá)式為

顯然在近代中國(guó)，新式教育雖在以通商口岸為主體的少數(shù)城市有較明顯的推進(jìn)，但在廣袤的農(nóng)村仍很隔膜，城鄉(xiāng)間近代文化教育的聯(lián)系微弱，甚至呈現(xiàn)出明顯的斷層，遠(yuǎn)不足以能觸動(dòng)鄉(xiāng)村經(jīng)濟(jì)凋敝、文化閉塞、教育落后的普遍狀況。政府卻依舊冷漠和無(wú)所作為，穆藕初曾尖銳地指出：“農(nóng)村經(jīng)濟(jì)之破碎零落，已至不堪收拾之程度，此其故何在，蓋徒托空言，而不務(wù)實(shí)際是也?！盵32]

AX≤B

(15)

4 應(yīng)用實(shí)例

4.1 已知參數(shù)

一汽車的動(dòng)力總成橫向布置，由右懸置、左懸置和防扭拉桿支承。整車模型中動(dòng)力總成、車身和非簧載質(zhì)量的參數(shù)、各懸置的靜剛度及剛度比例約束條件、各懸置的初始靜剛度及初始剛度比例如表1～3所示。在怠速工況下，作用在動(dòng)力總成的激勵(lì)力為繞曲軸方向的扭矩，最大值為40N·m。

表1 動(dòng)力總成、車身及非簧載質(zhì)量的質(zhì)量和慣性參數(shù)

Tab.1 Mass and moment of inertia of PMS, body and unsprung mass

物理量動(dòng)力總成車身非簧載質(zhì)量m/kg16989221.9Ixx/(kg·m2)11.6835501.91—Iyy/(kg·m2)5.5651229.9—Izz/(kg·m2)11.2086— —Ixy/(kg·m2)-1.1122290.365—Iyz/(kg·m2)-2.1992——Ixz/(kg·m2)0.3765— —

表2 各懸置剛度設(shè)計(jì)的約束條件

表3 各懸置的初始靜剛度及剛度比例

Tab.3 Initial stiffness and stiffness ratio of mounts in local coordinate system

懸置靜剛度/(N·mm-1)剛度比例kukvkwku/kwkv/kwku/kv右懸置1001401700.590.820.71左懸置1201201500.800.801.00防扭拉桿100101010.001.0010.00

圖2 懸下點(diǎn)到座椅滑槽振動(dòng)的傳遞函數(shù)幅值Fig.2 Amplitude of vibration transfer functions from mount connecting point at body side to interior floor

圖3 懸下點(diǎn)到駕駛員右耳旁的結(jié)構(gòu)噪聲的傳遞函數(shù)幅值Fig.3 Amplitude of structure borne noise(SBN) transfer functions from mount connecting point at body side to interior

在各個(gè)懸置與車身的連接點(diǎn)施加單位力激勵(lì)，測(cè)試得到車身座椅滑槽的振動(dòng)加速度和駕駛員右耳旁結(jié)構(gòu)噪聲，由此得到各個(gè)懸置與車身的連接點(diǎn)到車內(nèi)的振動(dòng)和噪聲的傳遞函數(shù)。圖2，3分別為測(cè)試得到的各懸置傳遞到座椅滑槽振動(dòng)和駕駛員右耳旁結(jié)構(gòu)噪聲的傳遞函數(shù)?？梢钥闯?，防扭拉桿在傳遞座椅滑槽振動(dòng)和駕駛員右耳旁結(jié)構(gòu)噪聲中貢獻(xiàn)較大。在2擋WOT工況下，右懸置、左懸置和防扭拉桿的懸上點(diǎn)和懸下點(diǎn)的加速度隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化的曲線如圖4～6所示?？梢钥闯觯鲬抑脩疑宵c(diǎn)加速度隨轉(zhuǎn)速增加而增大，懸下點(diǎn)加速度隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速增加變化較小。

圖4 右懸置懸上點(diǎn)和懸下點(diǎn)的加速度幅值曲線Fig.4 Amplitude of accelerations of right-hand mount at two sides

4.2 座椅滑槽和車內(nèi)噪聲計(jì)算結(jié)果

圖5 左懸置懸上點(diǎn)和懸下點(diǎn)的加速度幅值曲線Fig.5 Amplitude of accelerations of left-hand mount at two side

圖6 防扭拉桿懸上點(diǎn)和懸下點(diǎn)的加速度幅值曲線Fig.6 Amplitude accelerations of torque strut at two sides

由于橡膠懸置的動(dòng)剛度和滯后角在低頻范圍內(nèi) (0～20 Hz) 變化不大，在計(jì)算時(shí)橡膠懸置動(dòng)剛度取為其靜剛度的1.2倍，滯后角取10°。

雖然設(shè)計(jì)要求沒有明確給出動(dòng)力總成的頻率和能量分布的設(shè)計(jì)要求，基于傳統(tǒng)的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)固有頻率的計(jì)算方法和動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)和預(yù)位移限值的一般要求[3]，及怠速、二檔工況下和路面激勵(lì)下車身評(píng)價(jià)點(diǎn)的振動(dòng)和噪聲的設(shè)計(jì)要求，根據(jù)給出的目標(biāo)函數(shù)和約束條件，采用序列二次規(guī)劃法，最終確定各個(gè)懸置在其局部坐標(biāo)系Oi-uiviwi下線性段靜剛度的設(shè)計(jì)值及剛度比例，如表4所示。

表4 各懸置在局部坐標(biāo)系下的設(shè)計(jì)靜剛度及剛度比例

4.2.1 動(dòng)力總成固有頻率和能量分布計(jì)算

根據(jù)表4中的懸置剛度參數(shù)，計(jì)算得到的動(dòng)力總成、車身及非簧載質(zhì)量的各階固有頻率結(jié)果如表5所示?？梢钥闯觯瑒?dòng)力總成、車身及非簧載質(zhì)量的各階固有頻率均在合理范圍內(nèi)。

表5 各總成固有頻率

Tab.5 Natural frequency of each system

Hz

4.2.2 怠速工況下車內(nèi)振動(dòng)計(jì)算

結(jié)合給定的600 r/min怠速工況下的轉(zhuǎn)矩最大值和傳遞函數(shù)，利用13自由度模型計(jì)算出的座椅滑槽垂向振動(dòng)如圖7所示?？梢钥闯?，由于發(fā)動(dòng)機(jī)的二階激振頻率為20 Hz，即只有20 Hz以上的座椅滑槽振動(dòng)才是由發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)引起?？梢?，怠速工況下的垂向振動(dòng)滿足整車振動(dòng)控制要求。

圖7 怠速工況下座椅滑槽垂向振動(dòng)幅頻特性Fig.7 Vertical seat track vibration amplitude-frequency characteristic at idle

4.2.3 二擋工況下車內(nèi)振動(dòng)與噪聲的計(jì)算

二擋WOT工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速在1 000～6 000 r/min時(shí)可計(jì)算出座椅滑槽的振動(dòng)和駕駛員右耳旁的結(jié)構(gòu)噪聲， 幅頻特性曲線如圖8所示?？梢钥闯?， 座椅滑槽的振動(dòng)幅值和駕駛員右耳的結(jié)構(gòu)噪聲均滿足整車振動(dòng)與噪聲控制的要求。

圖8 二擋WOT工況下座椅滑槽振動(dòng)和駕駛員右耳結(jié)構(gòu)噪聲曲線Fig.8 Seat track vibration and dirver′s right ear SBN at 2 gear WOT

4.3 液阻懸置阻尼的計(jì)算

當(dāng)動(dòng)力總成右懸置為橡膠懸置時(shí)，由式(3)計(jì)算得到車內(nèi)評(píng)價(jià)點(diǎn)的振動(dòng)頻響特性如圖9所示?？梢?，在11 Hz處出現(xiàn)峰值且超出設(shè)計(jì)要求中規(guī)定的0.2 mm，因此考慮重新設(shè)計(jì)右懸置的動(dòng)態(tài)特性，以滿足設(shè)計(jì)要求。

由于液阻懸置可在低頻范圍提供較大阻尼，因此將右懸置設(shè)計(jì)為液阻懸置，其動(dòng)剛度和阻尼特性如圖10所示。經(jīng)計(jì)算分析，右懸置為液阻懸置后，圖9中的振動(dòng)幅頻曲線滿足評(píng)價(jià)點(diǎn)振動(dòng)控制要求。因此，基于車身評(píng)價(jià)點(diǎn)振動(dòng)控制要求的懸置阻尼設(shè)計(jì)對(duì)于降低車身評(píng)價(jià)點(diǎn)的振動(dòng)具有明顯的作用。

圖9 車身評(píng)價(jià)點(diǎn)振動(dòng)的幅頻特性對(duì)比Fig.9 Vibration of evaluation point

圖10 右懸置的動(dòng)態(tài)特性Fig.10 Dynamic characteristics of the hydraulic mount

5 結(jié)束語(yǔ)

1) 建立了由動(dòng)力總成、車身和非簧載質(zhì)量組成的13自由度汽車模型，基于汽車座椅導(dǎo)軌的振動(dòng)與駕駛員右耳旁噪聲控制的要求，提出了動(dòng)力總成懸置動(dòng)剛度和阻尼的設(shè)計(jì)方法。

2) 基于振動(dòng)與噪聲控制要求，在計(jì)算懸置動(dòng)剛度和阻尼，將懸置的動(dòng)剛度和阻尼簡(jiǎn)化為與激振頻率相關(guān)的函數(shù)。在設(shè)計(jì)的初期階段，由于懸置與車身連接點(diǎn)的動(dòng)態(tài)力引起汽車座椅導(dǎo)軌的振動(dòng)與駕駛員右耳旁噪聲的傳遞函數(shù)可以通過試驗(yàn)、計(jì)算方法或借鑒以前的類似車型得到，而懸置懸上、懸下點(diǎn)的加速度可以由隔振率的要求確定。

3) 在路面的激勵(lì)下，基于車身評(píng)價(jià)點(diǎn)振動(dòng)控制的要求，給出了液阻懸置動(dòng)剛度和阻尼的確定原則與計(jì)算方法。

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10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2016.01.024

*國(guó)家自然科學(xué)基金青年基金資助項(xiàng)目(51305139)；中央高?；究蒲袠I(yè)務(wù)費(fèi)面上資助項(xiàng)目(2013ZM0016);廣東省自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(2014A030313254)

2014-05-04；修回日期：2014-06-25

TH113.1； TB53； U463.2； U463.33

劉曉昂，女，1989年3月生，博士研究生。主要研究方向?yàn)槠囌駝?dòng)與噪聲控制、動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)。 E-mail: xiaoang314@163.com 通信作者簡(jiǎn)介：殷智宏，女，1982年2月生，講師。主要研究方向?yàn)槠囌駝?dòng)噪聲分析與控制、汽車動(dòng)力學(xué)、橡膠隔振、懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)與主動(dòng)控制。 E-mail:mezhyin@scut.edu.cn