Page 57 - 《应用声学》2024年第6期
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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。
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