Page 58 - 《应用声学》2024年第6期

1234 2024 年 11 月

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ᮠဋ f/kHz dB Pa

(a) Ԕݽவವ (b) ͖ӑவವ1 (c) ͖ӑவವ2 20
0
0 1
图 8 卷收器支架原始方案与优化方案 ௑ᫎ t/s
Fig. 8 Original and optimized solutions of the
图 10 改善后车内噪声小波分析
retracter bracket
Fig. 10 Wavelet analysis of improved interior
建立完整的卷收器有限元模型，其中织带按 noise
照原始状态进行质量等效处理，网格大小采用
对比原始状态、方案 1 和方案 2 的卷收器安装
2 ∼ 4 mm。将卷收器模型固定到整车模型上进行
点的振动情况，如图 11 所示。原始方案因卷收器安
有限元模态分析，在计算机仿真软件下计算各方案
装支架刚度较低，振动传递峰值在 28 Hz 存在明显
的模态频率如表1所示，方案1 和方案2均有不同程
峰值，且与敏感频率吻合，导致安装点振动和共振
度提升，其中方案 1 与设想相吻合。卷收器模态振
声均明显。方案 2 卷收器安装支架刚度过高，振动
型如图 9 所示，为卷收器绕着支架下端产生的 Y 向
频率后移，卷收器在此激励下响应同样偏大。方案1
摆动。
通过合理设计卷收器安装支架刚度，将振动传递与
卷收器敏感频率避开，有效地控制了异响。

5 1.00
வವ2
Ԕݽ
૝үҫᤴए g/dB வವ 1 ࣨए

-55 0
10 70
༏ҵᮠဋf/Hz
图 9 前排卷收器模态振型
Fig. 9 Mode shape of retractor 图 11 各方案卷收器安装点振动对比
Fig. 11 Vibration comparison at the mount point
表 1 卷收器模态频率分析结果
of different schemes
Table 1 Modal frequencyanalysis results
of retractor
4 结论
方案 模态频率/Hz
本文针对某车型前门关闭时的振颤异响问题，
初始 29
通过测试明确异响为关门产生的激励经车身传递
方案 1 43
至卷收器导致。进一步分析得到，车身传递函数和
方案 2 47
卷收器单体特性的峰值相近，导致车内异常噪声。
3.2 改善验证 通过合理设计卷收器支架刚度，避开车身传递函数
制作方案1和方案2的样件进行实车评价验证， 峰值和卷收器敏感频率，制作样件进行改善验证，方
主观评价方案 1 可实现问题优化改善，方案 2 仍存 案有效。
在明显异响。优化后的噪声测试结果如图 10 所示， (1) 关门激励力传递至卷收器的振动传递函数
中高频的共振声已消除。 受卷收器安装支架刚度的重要影响。