Page 57 - 《应用声学》2024年第6期

第 43 卷 第 6 期 张浩等： 某车型关门时安全带卷收器异响问题分析和优化 1233

峰值，导致响应突出。因此，综合考虑振动传递和
f 
卷收器单体特性，将振动传递第二个峰值设计到
f  Ă
f 
40 ∼ 43 Hz之间最为理想。


 
༏ҵᮠဋ f/Hz
图 5 关门激励力到卷收器的频响特性
Fig. 5 Frequency response characteristics of door
closing excitation to retractor

2.2 单体特性
卷收器单体在不同激励频率下具有不同的噪
声大小，该特性可通过台架试验获得，并可结合主
观评价与客观测试进行判断优劣。主观评价常用
图 6 卷收器单体噪声测试
打分法进行，由专业工程师在现场进行评价打分。
Fig. 6 Noise test of retractor
客观测试主要采用声压级或心理声学参数进行评
估。在异响测试中，声品质参数响度 (Loudness)、 25
C
粗糙度 (Roughness)、尖锐度 (Sharpness)、抖动度
(Fluctuation) 是主要分析参数，其中响度可以很好

地反映声音的变化，客观反映异响的主观评价水 ־ए/Sone B
平 [10] 。定义 1 kHz、声压级为 40 dB 纯音的响度为
A
1 宋 (Sone)。根据 Zwicker 响度计算模型，每个 1/3 0
10 70
倍频程对应Bark域上的特征响度计算为 ༏ҵᮠဋ f/Hz
)0.23 [ ( ) 0.23 ]
( E
E T Q
′
N (z)=0.08 0.5+0.5 − 1 . 图 7 卷收器单体响度曲线
E 0 E T Q
Fig. 7 Loudness curve of the retractor
(6)
然后进行积分得到总响度： 3 改善验证
∫ 24Bark
′
N = N (z)dz, (7) 3.1 问题改善对策
0
式(7) 中，E 为声音的激励，E T Q 为绝对听阈下的激 基于上述分析，本案例卷收器异响原因在于振
励，E 0 为基准声强下的激励，z 为临界带宽。 动传递和卷收器特性峰值对应，考虑到工程实际情
台架试验时，将卷收器按照实车安装姿态装在 况，在不更改卷收器单体的情况下，提升卷收器支架
工装上，如图 6 所示。振动激励选择关门冲击方向， 刚度，将振动传递峰值设计到40 ∼ 43 Hz 之间。
即整车 Y 向，激励频率为 10 ∼ 70 Hz 扫频，在距离 考虑到安全带卷收器与安全相关，在不更改原
卷收器上方150 mm处布置传声器。 下安装支架的基础上，设计两个上支架方案如图 8
测试完成后，计算卷收器单体的响度特性曲线， 所示。其中图 8(a) 为原始状态，卷收器通过一个下
如图 7 所示。从结果可以看出，卷收器单体响度在 支架固定安装。图 8(b) 为方案 1，在原有下支架基
A、B、C 三点，对应28 Hz、38 Hz、51 Hz 附近存在明 础上，增加一个厚度1.5 mm、中空结构的上支架，与
显峰值，且响度曲线在43 Hz以后呈明显增大趋势。 车身 B 柱内板采用螺钉连接，与卷收器采用铆接固
基于上述分析可知，卷收器异响原因在于关门 定。图8(c)为方案2，支架与车身和卷收器的连接与
产生激励传递至卷收器安装时，主要为以 28 Hz 为 方案 1 相同，上半部分相比方案 1 对中空结构进行
中心的频率成分，且卷收器本体特性在 28 Hz 存在 了填补，下半部分增加了两条交叉筋。