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。