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5现象在不平滑的路面行驶时、由路面施加给轮胎的小外力通过悬架传达至车体产生的噪声称为道路噪声。在有固定间隔的起伏的路面上行驶时产生的特有噪声称为砖铺道路噪声。发生装置在铺设砖头的路面上行驶时产生的砖噪声被称作铺道路噪声。频率范围约为～５００Ｈｚ。一般在防滑路和石头路等有一定间隔的起伏的路面上、根据固定的频率变位输入产生汽车室内噪声。以所内Ｔ／Ｃ的亀甲路为例、龟甲路的胎面花纹为正６角形。Ｐ＝（２００ｎ+６５）～（２００ｎ+135）ｍｍＰ＝（２００ｎ）ｍｍ为间距。这个频率的振动输入通过轮胎、悬架传达至车体产生车内噪声。为了隔断由发动机产生的振动输入，牵引道路噪声车内噪声测量车在龟甲路面上行驶时的车内噪声如图ｂ所示。车内噪声中按一定间距100、200、400ｍｍ等关系产生的车内噪声，２００ｍｍ为基准产生１次、其他间距发生的次数即可知。由一定间距引起的轮胎、悬架、车体共振，在特定的车速时产生嗡嗡噪声和振动。降低方法因各种元件要素相互连接、想要简单地降低很困难。轮胎的共振频率数水平的降低悬架各臂等的共振点的调整车体的振动噪声敏感度的降低隔音度提高方法有很多，使2个以上的共振不要接近为最基本的降低手法。道路噪声（石叠路）6概要作为测量路面振动输入的代表方法即测量轮胎的振动。轮胎在各种路面上产生的振动，若水平大小基本一致的情况下，十几Ｈｚ为峰值。说明这种现象。振动系ＦＦ的乗用车在低频率范围的情况下，簧载质量的共振频率为１～２Ｈｚ、动力总成的共振为１０～１５Ｈｚ、非簧载质量的共振频率接近为１５Ｈｚ。另外，实车有非簧载质量的前后振动（接近２０Ｈｚ）、车体弯曲振动（２０～３０Ｈｚ）等。（乗坐舒适性参照）轮胎的振动图ａ是３自由度模型，给路面的变位输入固定振动，求簧载、非簧载、动力总成振动的值。非簧载的振动包括轮胎振动，由路面冲击产生的轮胎振动受非簧载共振影响。如ｂ所示根据路面形状，在某些频率范围的振动输入会出现明显的峰值，主要的频率スペクトラム是由非簧载的振动决定。参考图a３自由度模型的运动方程式-mpω2+kp+jcpω-kp-jcpω0xp0-kp-jcpω-mbω2+kp+jcpω+kc+jccω-kc-jccωxb=00-kc-jccω-muω2+kc+jccω+kt+jctωxukt+jctω由路面产生的振动（轮胎的振动）7现象经过路面起伏时，由悬架激烈上下振动产生的减振器（Ｓ／Ａ）KOTOKOTO噪声。发生的装置Ｓ／Ａ从回复到压缩或者从压缩到回复变化时，衰减力发生变化，由活塞连杆通过绝缘材料给车体加振产生的车内噪声。衰减力变化原因1.滑动摩擦（从压缩～回复回复～压缩变化时的摩擦）2.阀体压力（克服阀的初始力，油即可快速通过阀体）3.油压的临界点（阀开时油快速流动因此在伸缩一侧会在油里产生的气泡）降低方法衰减振动变化的减少1.降低摩擦力2.增大阀的有效受压面积阀的变位—改变力的特性3.气体压力使油的体积压缩（入气Ｓ／Ａ）减少传达至车体的冲击1.降低隔振材料的弹簧常数（不容易出现衰减振动）降低车体的噪声敏感度R201―T001TOYOTATechnicalReviewVoⅠ.47No．１May1997Ｓ／ＡKOTOKOTO噪声Ｓ／Ａｒａｔｔｌｉｎｇｎｏｉｓｅ由旋转产生的振动噪声1.轮胎的一致性12.振动23.前轮摆振34.差速器噪声45.传动轴夹角5振动噪声1轮胎的振动由轮胎转动产生的振动、重量、内部刚性以及尺寸的不一致产生力的变化。由此产生的振动传达至悬架、转向装置、车体产生车室内噪声。说明由轮胎转动的不平衡产生的振动。轮胎的回转振动强制力（如下１）２）３）总结的一致性）１）重量的不一致：静态的不平衡和动态的不平衡重量平衡的情况下，轮胎的转动轴围绕y轴静止，静态的不平衡就是围绕y轴的不平衡。即使重量围绕y轴平衡，不平衡力产生偏心，如图所示：偏心的情况下，围绕X、Z轴转动产生的力矩。这是动态的不平衡。轮胎的平衡性包含轮胎的静态不平衡和动态不平衡两面。２）内部刚性的不一致性：不一致性特别是由轮胎的内部刚性的不一致（不一致性）产生的转动不平衡、导致轮胎在转动时负荷上下载荷。根据转动发生方向分成以下类别。ＲＦＶ（radialforcevariation）改变半径力的大小ＬＦＶ（lateralforcevariation）改变横向力的大小ＴＦＶ（tractiveforcevariation）改变前后方向力的大小ＳＴＶ（steertorquevariation）改变方向盘扭矩大小３）尺寸的不一致半径方向和横向振动ＲＲ（radialrunout）半径方向的振动大小ＬＲ（lateralrunout）横向振动４）过渡停顿车辆长时间放置后，转动不平衡的情况下，接触地面部分的轮胎的挠度无法立刻恢复。尼龙系的材质则容易发生。车辆中的现象高速范围中的转向系的振动有前轮摆振、车体的振动摇摆等还有不一致性高次成分的振动和发动机驱动系的噪声BIIITO的噪声由不一致性产生的贮油槽、车辆高速行驶噪声轮胎的一致性（均一性）2现象由轮胎的转动不平衡（不平衡、不匹配）产生的悬架前后共振、车体的结构振动（转弯）、转向装置的振动、座位振动等的现象称为摆振。摆振是以特定的高速在平坦的路面上行驶时产生的比较低频率的振动。可以感到BURUBURU、BILIBILI、GATAGATA的激烈振动。发生机构由轮胎的转动不平衡引发的悬架、动力总成、车体转弯、转向装置、座位等的振动。转动不平衡与车速的平方成比例变大。各轮胎的动半径不同和方向盘左右方向转动产生轮胎转动，按时间变化共振水平、前轮、后轮的2车轮、４车轮不平衡而方向相同的情况下为最大。模拟轮胎的转动不平衡、给前轮转向节前后上下的加振时，产生的坐席升降器、方向盘的振动（Ｅ４１）如图ａ所示。动力总成、悬架、车体、方向盘的共振体现在座椅、方向盘上。图ｂ中在平带上演示实车的摇晃试验。图ｃ中表示附加轮胎不平衡的方向盘、座位升降器的振动（轮圈周上２０ｇ）。会出现动力总成、车体弯曲振动。降低方法降低转动不平衡不平衡、一致性降低动力总成、悬架前后、车体转弯、转向装置的转弯水平。远离接近共振间的频率。悬架前后和车体转弯、车体转弯和转向装置等摆振shake3现象和发生装置以高速行驶时、由轮胎转动不平衡、转向轮按转动方向振动。转向振動和悬架的前后振动图ａ表示悬架和转动系的振动。前悬架结构上、轮胎的操纵方向和前后方向是能独立分离连成的。轮胎的转动不平衡作用于悬架的前后方向伴随引起转向系统振动和悬架前后振动。若两者共振接近则增幅。一般車若2个共振接近，则用调整作业降低。降低方法图ｂ表示给１４’’轮圈上附加２０ｇ的不平衡时的方向盘上变位参数的计算结果前轮摆振由主振动系、降低扭力弹簧扭矩刚性、轮胎惯量、齿轮比（总减速比）、增大转向主销内置内倾量（增大等价轮胎惯量）、悬架前后刚性、增大衰减（液封推力）等。Ｐ１Ｆ１－Ｌ０２８名称转向装置悬架１次2次悬架前后转向装置+++轮胎+––悬架+–+振动模式共振频率２～３Ｈｚ10～15Ｈｚ15～25Ｈｚ主振动系轮胎的扭转刚性转向装置惯量Ｐ／Ｓ扭力弹簧扭转刚性悬挂前后悬架，轮胎惯良现象扰动前轮摆振図a悬架・转向装置系的振动前轮摆振ｓｉｍｍｙ4现象加速、减速、恒定等根据差速不同，由咬合强制力引发驱动系的扭矩共振、受传达系的影响、某些车速会产生接近频率的纯音。另外、差速器音体的咬合强制力大和在前车速范围也会发生。发生装置由加速、定速、减速任意一种产生的摩擦使差速器的齿周围产生咬合強制力。由这个強制力引发驱动系的转动共振、支架和悬架的传达系、受车体的噪声特性的影响产生噪声。与变速段无关、因会在固定车速出现传动轴的转动产生差速器齿数的转动，传达线路如图ａ所示。降低法降低咬合起振力改良驱动系的振动特性（降低传动轴转动刚性）改良悬架、驱动系弯曲振动特性（驱动系振动ｆｎ范围远离各共振）驱动系转动振动系因差速器咬合起振力与转动速度的平方成比例的、驱动系的转动振动（传动轴转动振动）可以降低共振频率。为使传动轴的转动振动变化中传动轴转动刚性有效果，采用在传动轴中加入橡胶、分割传动轴、异径传动轴等的对策。（因降低转动系的一部分转动刚性会改变转动振动的特性。）图ｂ表示伴随改变传动轴的转动刚性的变化，差速器噪声降低的例子。现有记载在传动轴加入橡胶后、分割轴的中心轴径、接合、异径轴等转动刚性等也能有效降低音压水平。传达系悬架的支撑臂、桥壳等高频率范围中存在很多转弯共振。这些共振使驱动系转动范围趋于一致并恶化差速期噪声。传动轴的转动振动的扭矩变化时、扭矩变化时、差速器箱按车轮回振方向发生振动。图ｃ是驱动系转动振动范围中５连杆后悬架（ＦＲ车）的悬架下控制臂有恶化弯曲振动、差速器噪声的例子。７４３－２０－２５６自技会誌VoⅠ.45No．12,１９９１差速器噪声ｇｅａｒｎｏｉｓｅ5现象由万向节的夹角产生的连轴器扭矩，中间轴承的振动系引发起步时的振动和驱动系、副车架等的弯曲振动以及车轮回振产生嗡嗡噪声，也伴随有非常接近频率的峰值的情况。说明这个起振力的发生装置。发生装置万向节的夹角为θ、如图上记号所示联轴器扭矩（输入轴）Ｃｉ为转动轴（Ｘｙｚ系）的坐标上Ｃｉ＝ＰＬｓｉｎθｃｏｓωｔ≒Ｔθｃｏｓωｔ因与输出轴Ｃｉ垂直Ｃｏ≒ＴθｓｉｎωｔＸｙｚ系中第１传动轴和第２传动轴的平衡方程式如图ｂ第１传动轴第２传动轴F1+FB+F2=0－F2+F3=0Ｃ１+ａ・FB+L1・F2=0C2+L2・F3=0F1=(C1－C2/L2)/aFB=(L1/L2/C2－C1)/aF3=－C2/L2静止坐标系和转动坐标系的坐标变化如図c所示。ZY=ttttcossinsincoszy中心转向装置振动输入用Ｘｙｚ系来表示、差速器的振动输入为ｙ方向－（θ２－Ｌ１／Ｌ２・θ３）／ａ・Ｔｃｏｓωｔｙ方向－θ３／Ｌ２・Ｔｃｏｓωｔｚ方向（－θ１＋Ｌ１／Ｌ２・θ２）／ａ・Ｔｓｉｎωｔｚ方向－θ２／Ｌ２・Ｔｓｉｎωｔ静止坐标系ＸＹＺ系变化时中心转向装置的振动输入Ｙ方向－Ｔ／２ａ・［｛－θ１+θ2+Ｌ１／Ｌ２・（θ２－θ３）｝ｃｏｓ２ωｔ+｛－θ1－θ２+Ｌ１／Ｌ２・（θ２+θ3）｝］Ｚ方向Ｔ／２ａ・｛－θ１+θ2+Ｌ１／Ｌ２・（θ２－θ３）｝ｓｉｎ２ωｔ差速器的振动输入为Ｙ方向－Ｔ／２Ｌ２｛（－θ２+θ３）ｃｏｓ２ωｔ－（θ２+θ3）｝Ｚ方向－Ｔ／２Ｌ２（－θ２+θ３）ｓｉｎ２ωｔ以万象节１为基础，万象节3的轭角９０度位相错位的情况下θ２０３θ符号错位传动轴夹角6夹角、发生转动的2次等分。７４７‐２０‐３５７５１１－２０－１７３トヨタ技術第２１巻第３号