本发明涉及一种基于车内噪声目标值的动力吸振器设计方法，涉及动力吸振器技术领域。
背景技术：
振动和噪声是车辆行驶过程中的常见现象，给驾驶员和乘客带来不舒适感和疲劳感。其中结构共振将引起严重的车内轰鸣现象，动力吸振器简化车辆为单自由度振动系统，利用两自由度系统的振动能量分布规律来调节动力吸振器参数降低汽车本身振动能量，从而降低车内噪声。动力吸振器自身结构简单，适用于车辆结构难以修改的情况，在汽车nvh控制中有广泛应用。
例如奇瑞汽车股份有限公司的万鹏程给出一种安装于转向系统的动力吸振器结构，目前主要通过不动点理论设计动力吸振器，确定吸振器的频率和阻尼。此设计方法存在两个严重缺点：
第一是未能明确给出吸振器重量这一参数，而此参数是最重要的。这就导致凭直觉或者经验选择重量这一参数，是盲目的。后续的协调比和阻尼比即使最优，仍然不能保证理想的吸振效果，而且可能导致吸振器偏重不利于车辆轻量化，会导致燃油经济型差。
第二是此方法只考虑到简化后主系统和吸振器构成的两自由度系统，不能把吸振器设计与车内噪声控制目标联系起来，导致设计方向不明确，需要设计不同重量的吸振器在样车反复调试，这增加了调校难度，延长了调校过程，不利于缩短开发流程提高市场竞争力。
技术实现要素：
本发明要解决的技术问题是克服现有方法不能给出车内噪声与动力吸振器明确数值关系的缺陷，提供一种一种基于车内噪声目标值的动力吸振器设计方法，从而解决上述问题。
为实现上述目的，本发明提供如下技术方案：一种基于车内噪声目标值的动力吸振器设计方法，包括方法步骤如下：
第一步，简化整车中最大贡献的振动部件或系统为单自由度系统，通过附加质量法获取此单自由度系统的重量，即为该部件或系统的模态质量m；
第二步，利用单自由度系统的阻尼比信息计算出共振时位移幅值放大因子β1；
第三步，根据不动点理论，计算出满足最佳协调比和阻尼比条件下，不动点频率处的位移幅值放大因子β2；
第四步，根据降噪要求，计算出吸振器重量比μ，降噪要求是基于车内特定频率的声压级和声压级目标值的差异得到的；
第五步，确定吸振器刚度参数k，由质量比得到吸振器的最佳协调比λ，即吸振器频率
与振动系统的频率比；
第六步，确定吸振器的阻尼参数c。
作为本发明的一种优选技术方案，所述第一步中的附加质量法获取单自由度系统的重量的方法如下：
作为本发明的一种优选技术方案，所述第二步中共振时位移幅值放大因子β1的计算方法如下：
此放大因子为该单自由度系统振动的最大幅值，代表着需要动力吸振器转移的振动能量。
作为本发明的一种优选技术方案，所述第三步中的不动点频率处的位移幅值放大因子β2计算方法如下：
作为本发明的一种优选技术方案，所述第四步中的吸振器重量比μ的计算推导过程如下：
车内噪声声压级在某频率超过目标值δspl，此差值即为所需的降噪量，则
其中，p1为目标值对应的声压，p2为车内噪声对应的声压，p0为参考声压；
动力吸振器适用的问题是传动轴、副车架等车辆系统局部模态发生共振，可以从两个角度分析，从频域看是振动能量在此频率集中，从结构看是此振动系统不断把振动能量传递给邻近的结构，最终产生车辆轰鸣问题，因此动力吸振器的作用是抑制此振动系统在此特定频率附近的振动，把振动能量从振动系统转移到吸振器，通过阻尼把机械能转换为热能耗散，振动系统的振动能量是通过振幅位移表达的，声压级的物理意义也代表了声能量，因此通过物理意义把降噪量与吸振器参数联系起来；
对振动系统来说，已知吸振前后的位移幅值放大因子，因此其能量衰减可以表示为
振动系统衰减的能量应当等于车辆轰鸣声中此振动系统所贡献部分的衰减量，因此，
δspl＝δe
代入吸振前后的位移幅值放大因子，整理可得动力吸振器的质量比
由此公式，可以确定出吸振器的质量比；
进而确定出吸振器质量为
m＝μm。
作为本发明的一种优选技术方案，所述第五步中的吸振器刚度参数k的计算方法如下：
于是得到吸振器的刚度
其中，ω0为轰鸣声对应频率，是已知参数。
作为本发明的一种优选技术方案，所述第六步中的吸振器的阻尼参数c的方法如下：
由质量比得到最优阻尼比ζopt，
进而得到吸振器阻尼c，
以上为简化为振动系统简化为单自由度系统的吸振器参数，吸振效果为理论分析结果，由于实际的振动系统是连续结构，简化过程产生了误差，因此使用仿真方法进一步确定；
本发明的有益效果是：该种基于车内噪声目标值的动力吸振器设计方法，解决了现有方法不能给出车内噪声与动力吸振器明确数值关系的缺陷，可以通过车内噪声与目标曲线的差值明确的计算出动力吸振器重量这一参数，进而确定吸振器的频率、刚度、阻尼参数，并且在整车级别进行仿真验证，进一步微调理论模型简化导致的误差，使得样件设计更符合降噪要求，减少了实验调校时间，缩短开发周期，利于提高产品市场竞争力；明确了降噪指标与动力吸振器参数之间的联系，给出确定的动力吸振器质量参数，提高了动力吸振器设计效率，增加了系统级和整车级仿真验证环节，进一步微调动力吸振器参数设计，使得设计更加准确，降低了后期调校时间和成本。
附图说明
附图用来提供对本发明的进一步理解，并且构成说明书的一部分，与本发明的实施例一起用于解释本发明，并不构成对本发明的限制。在附图中：
图1为本发明所述一种基于车内噪声目标值的动力吸振器设计方法流程图；
具体实施方式
下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例，基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。
请参阅图1，本发明提供一种技术方案：一种基于车内噪声目标值的动力吸振器设计方法，包括方法步骤如下：
第一步，简化整车中最大贡献的振动部件或系统为单自由度系统，通过附加质量法获取此单自由度系统的重量，即为该部件或系统的模态质量m，方法如下：
第二步，利用单自由度系统的阻尼比信息计算出共振时位移幅值放大因子β1，方法如下：
此放大因子为该单自由度系统振动的最大幅值，代表着需要动力吸振器转移的振动能量；
第三步，根据不动点理论，计算出满足最佳协调比和阻尼比条件下，不动点频率处的位移幅值放大因子β2，方法如下：
第四步，根据降噪要求，计算出吸振器重量比μ，降噪要求是基于车内特定频率的声压级和声压级目标值的差异得到的，计算推导过程如下：
车内噪声声压级在某频率超过目标值δspl，此差值即为所需的降噪量，则
其中，p1为目标值对应的声压，p2为车内噪声对应的声压，p0为参考声压；
动力吸振器适用的问题是传动轴、副车架等车辆系统局部模态发生共振，可以从两个角度分析，从频域看是振动能量在此频率集中，从结构看是此振动系统不断把振动能量传递给邻近的结构，最终产生车辆轰鸣问题，因此动力吸振器的作用是抑制此振动系统在此特定频率附近的振动，把振动能量从振动系统转移到吸振器，通过阻尼把机械能转换为热能耗散，振动系统的振动能量是通过振幅位移表达的，声压级的物理意义也代表了声能量，因此通过物理意义把降噪量与吸振器参数联系起来；
对振动系统来说，已知吸振前后的位移幅值放大因子，因此其能量衰减可以表示为
振动系统衰减的能量应当等于车辆轰鸣声中此振动系统所贡献部分的衰减量，因此，
δspl＝δe
代入吸振前后的位移幅值放大因子，整理可得动力吸振器的质量比
由此公式，可以确定出吸振器的质量比；
进而确定出吸振器质量为
m＝μm；
第五步，确定吸振器刚度参数k，由质量比得到吸振器的最佳协调比λ，即吸振器频率与振动系统的频率比，方法如下：
于是得到吸振器的刚度
其中，ω0为轰鸣声对应频率，是已知参数；
第六步，确定吸振器的阻尼参数c，方法如下：
由质量比得到最优阻尼比ζopt，
进而得到吸振器阻尼c，
以上为简化为振动系统简化为单自由度系统的吸振器参数，吸振效果为理论分析结果，由于实际的振动系统是连续结构，简化过程产生了误差，因此使用仿真方法进一步确定；
有益效果是：该种基于车内噪声目标值的动力吸振器设计方法，解决了现有方法不能给出车内噪声与动力吸振器明确数值关系的缺陷，可以通过车内噪声与目标曲线的差值明确的计算出动力吸振器重量这一参数，进而确定吸振器的频率、刚度、阻尼参数，并且在整车级别进行仿真验证，进一步微调理论模型简化导致的误差，使得样件设计更符合降噪要求，减少了实验调校时间，缩短开发周期，利于提高产品市场竞争力；明确了降噪指标与动力吸振器参数之间的联系，给出确定的动力吸振器质量参数，提高了动力吸振器设计效率，增加了系统级和整车级仿真验证环节，进一步微调动力吸振器参数设计，使得设计更加准确，降低了后期调校时间和成本。
最后应说明的是：以上所述仅为本发明的优选实施例而已，并不用于限制本发明，尽管参照前述实施例对本发明进行了详细的说明，对于本领域的技术人员来说，其依然可以对前述各实施例所记载的技术方案进行修改，或者对其中部分技术特征进行等同替换,凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。