汽車安全帶卷收器的結(jié)構(gòu)設(shè)計與振動噪聲分析*

彭長青，陳小冉，黎林梅，曾憲任,4

（1.江鈴汽車股份有限公司產(chǎn)品開發(fā)中心，江西 南昌 330000；2.九江學(xué)院機械與智能制造學(xué)院，江西 九江 332005；3.九江學(xué)院建筑工程與規(guī)劃學(xué)院，江西 九江 332005；4.揚州聯(lián)科匯工業(yè)互聯(lián)網(wǎng)有限責(zé)任公司，江蘇 揚州 225127）

汽車安全帶是汽車產(chǎn)品中重要的部件，是汽車在交通事故中挽救乘客生命的部件[1-2]。然而，安全帶還是存在不少問題[3]。有學(xué)者對新型安全帶進(jìn)行了探索性研究[4]。而卷收器是安全帶的重要部件，很多學(xué)者對卷收器開展大量的研究[5-7]。華南理工大學(xué)賴澤豪對汽車卷收器安全帶鎖止機構(gòu)進(jìn)行了動力學(xué)研究[8]。重慶理工大學(xué)鮑馬飛對汽車安全帶卷收器結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計[9]。重慶大學(xué)田林對汽車卷收器鎖止機構(gòu)的鎖止性能及結(jié)構(gòu)強度進(jìn)行了深入研究[10]。然而，關(guān)于卷收器振動噪聲方面的研究較為少見。本文基于有限元方法[11-12]，從卷收器振動噪聲方面展開研究，對卷收器的設(shè)計有一定參考價值與指導(dǎo)意義。

1 卷收器的三維設(shè)計

安全帶總共有四種類型，分別為兩點式、三點式、五點式以及六點式。本文研究的是汽車上的安全帶，采用的是三點式。卷收器也有四種基本類型，分別為無鎖式卷收器、手調(diào)式卷收器、自鎖式卷收器以及緊急鎖止式卷收器。本文設(shè)計的是一款無鎖式卷收器，需要自己拉出織帶。

本文主要采用SolidWorks 軟件對卷收器的中心軸、右側(cè)封板及支架等零部件進(jìn)行三維設(shè)計。圖1 為卷收器中心棘輪三維模型，圖2 為卷收器經(jīng)輪的三維模型。

圖1 卷收器棘輪三維設(shè)計

圖2 卷收器經(jīng)輪的三維設(shè)計

將各零部件設(shè)計好后，進(jìn)入SolidWorks軟件的裝配工作臺。將繪制的11 個零件按照卷收器支架、中心軸、慣性塊、經(jīng)輪、側(cè)板經(jīng)輪、鎖定輪、左側(cè)封板、左側(cè)封蓋板、右側(cè)封板、右側(cè)封蓋板、活動卡扣的順序依次裝配好，實現(xiàn)多卷收器的裝配設(shè)計。在裝配設(shè)計中，可以通過各零部件之間裝配的空間結(jié)構(gòu)和位置，清楚地判斷零件結(jié)構(gòu)的匹配合理性以及是否出現(xiàn)干涉，避免制造出來后發(fā)現(xiàn)裝配不上等問題。圖3 為卷收器裝配圖。

圖3 卷收器裝配圖

2 卷收器靜強度的有限元分析

由于卷收器的鎖定輪和中心軸是卷收器主要承載部件。因此，本文對卷收器的這兩個關(guān)鍵零部件進(jìn)行了靜強度有限元分析。

2.1 鎖定輪的有限元分析及詳細(xì)過程

采用SolidWorks自身的有限元分析模塊，避免了軟件之間模型數(shù)據(jù)的傳遞造成數(shù)據(jù)缺陷與錯誤，可以實現(xiàn)模型之間的無縫銜接。

1）選擇SolidWorks插件中的Simulation，可以執(zhí)行一個新算例，即靜應(yīng)力分析，選擇鎖定輪進(jìn)行分析。

2）在材料設(shè)置中，選擇需要采用的材料，本文選擇了彈性模量為2.1e+11 N/m2、質(zhì)量密度為7 700 kg/m3、抗拉強度為723 825 600 N/m2、屈服強度為620 422 000 N/m2的合金鋼，定義好材料屬性。

3）在鎖定輪的端部添加約束。

4）汽車的平均時速是120 km/h，假設(shè)車內(nèi)的人的體重約60 kg，系有安全帶，安全帶在兩車相撞時與人體作用時間是1 s，可得到人體受到的沖力為2 010 N。安全帶是用來減緩沖力的，在安全帶與人體相作用時，安全帶也就受到了2 010 N的沖力。于是在施加載荷時，施加載荷2 010 N，再在彎曲處施加力矩，施加2 010 N·m，對鎖定輪進(jìn)行有限元仿真計算。圖4 和圖5 分別為卷收器鎖定輪在外載荷作用下的應(yīng)力云圖和位移云圖。

圖4 卷收器鎖定輪的應(yīng)力云圖

由圖4可知，鎖定輪的屈服力為6.204e+08 N/m2，最大應(yīng)力為5.477e+18 N/m2，最小應(yīng)力為1.008e+16 N/m2。由圖5 可知，鎖定輪的最大位移是3.183e+14 mm，最小位移是5.319e+05 mm。說明所設(shè)計的鎖定輪承受載荷后，沒有出現(xiàn)變形甚至損壞，材料也沒超過應(yīng)力的極限強度，這部分的設(shè)計是可行的。

圖5 卷收器鎖定輪的位移云圖

2.2 中心軸的有限元分析

同理，采用同樣的方法對卷收器中心軸進(jìn)行靜強度有限元仿真計算，得到卷收器中心軸的應(yīng)力與位移分布圖。圖6 和圖7 分別是卷收器中心軸的應(yīng)力云圖和位移云圖。

圖6 卷收器中心軸的應(yīng)力云圖

圖7 卷收器中心軸的位移云圖

從圖6、圖7 可以看出，中心軸的屈服力是6.204e+08 N/m2，最大應(yīng)力為7.849e+16 N/m2，最小應(yīng)力為7.381e+13 N/m2；中心軸的最大位移為4.932e+12 mm，最小位移為1.440e+04 mm。卷收器中心軸強度滿足要求。

3 卷收器的振動噪聲分析

要想知道所設(shè)計的卷收器在顛簸路況下是否能滿足不會帶來刺耳聲音的要求，就得對卷收器進(jìn)行聲場分析，得到真實的聲壓及聲場數(shù)據(jù)，將其與所定義的噪聲相比較。若分貝小于定義的噪聲值，那么所設(shè)計的卷收器就成功了，若分貝大于定義的噪聲值，卷收器就還需要改進(jìn)。當(dāng)卷收器受到顛簸，整個內(nèi)部零件都是受到顛簸的，其噪聲主要是中心軸與其他部件之間發(fā)生撞擊振動而產(chǎn)生。因此，中心軸的振動噪聲情況在一定程度上反映了卷收器的振動噪聲水平。本文主要對卷收器中心軸進(jìn)行振動噪聲分析。

3.1 卷收器中心軸的振動響應(yīng)分析

由于聲音是因物體振動而產(chǎn)生的，所以要想得到中心軸的聲壓及聲場數(shù)據(jù)，就必須知道中心軸受到的振動情況。廣州汽車集團(tuán)股份有限公司汽車工程研究院朱文斌等在2019 年對汽車真實路面運行工況下卷收器的振動進(jìn)行測試，獲得了卷收器工作下的激勵頻譜，如圖8所示。

圖8 卷收器的激勵頻譜

將卷收器的三維模型導(dǎo)入到ANSYS 軟件中，對卷收器進(jìn)行振動分析。在真實路面的顛簸下，最大振動位移為1.205 mm，本文選取最大振動位移作為施加位移的數(shù)值，在中心軸上取一面作為參考面，以（0，0，1.205）作為基點，以圖8 的激勵頻率作為分析頻率，頻率間隔一致，采用模態(tài)疊加法計算卷收器的振動響應(yīng)，從而可以得到卷收器中心軸的響應(yīng)結(jié)果。

圖9～圖14 分別為卷收器在頻率40 Hz～240 Hz下的振動響應(yīng)速度分布云圖。從所有振動速度響應(yīng)結(jié)果來看，激勵頻率為40 Hz 時的振動速度約為302.86 mm/s；激勵頻率為80 Hz 時的振動速度約為605.81 mm/s；激勵頻率為120 Hz 時的最大振動速度為908.92 mm/s，最小振動速度為908.49 mm/s；激勵頻率為160 Hz時的最大振動速度為1 212.3 mm/s，最小振動速度為1 211.3 mm/s；激勵頻率為200 Hz時的最大振動速度為1 516 mm/s，最小振動速度為1 514 mm/s；激勵頻率為240 Hz時的最大振動速度為1 820.1 mm/s，最小振動速度為1 816.6 mm/s。根據(jù)目前的數(shù)據(jù)可以發(fā)現(xiàn)，振動速度與頻率呈函數(shù)關(guān)系。

圖9 卷收器40 Hz時的振動速度

圖10 卷收器80 Hz 時的振動速度

圖11 卷收器120 Hz 時的振動速度

圖13 卷收器200 Hz 時的振動速度

圖14 卷收器240 Hz 時的振動速度

3.2 卷收器中心軸的輻射噪聲分析

在ANSYS 中的Harmonic Acoustics，將SolidWorks 中的模型導(dǎo)入Geometry，編輯Model，施加前面3.1部分Harmonic Response得到的振動速度。同樣對輻射聲場進(jìn)行相應(yīng)的頻譜點計算，并且頻率間隔也一致。而聲音發(fā)生振動產(chǎn)生的波不是向一處發(fā)散的，而是向四周輻射的，因此要選定輻射界限，選擇的界限包裹中心軸六個維度，再與之前的振動響應(yīng)結(jié)果相結(jié)合就可以得到一個完整的聲場分析結(jié)果。

研究結(jié)果表明，40 Hz 下卷收器中心點的聲壓級為-53 dB。而在80 Hz、120 Hz、160 Hz、200 Hz、240 Hz 頻率下的卷收器中心點位置的聲壓級分別為-18 dB、1 dB、13 dB、21 dB、28 dB。并且，隨著激勵頻率逐漸增大，聲場的數(shù)值也隨之增大，也就是振動增大。隨著半徑增大，聲場值是均勻增大的，這說明了聲場的變化是存在規(guī)律的。

為了更準(zhǔn)確地反映卷收器聲場特征，進(jìn)一步獲得不同頻率下聲場相應(yīng)位置的聲壓分布。其實在不同的激勵頻率下，聲壓的數(shù)值也是不同的。在激勵頻率為40 Hz 時，中心軸受到的最大聲壓為5.391 5 Pa，最小聲壓為-6.869 7 Pa。激勵頻率為80 Hz時，最大聲壓為20.862 Pa，最小聲壓為-27.335 Pa。激勵頻率為120 Hz時，最大聲壓為44.481 Pa，最小聲壓為-59.614 Pa。激勵頻率為160 Hz時，最大聲壓為73.56 Pa，最小聲壓為-101.72 Pa。激勵頻率為200 Hz時，最大聲壓為105.21 Pa，最小聲壓為-151.4 Pa。激勵頻率為240 Hz時，最大聲壓為136.79 Pa，最小聲壓為-206.53 Pa。

圖15、圖16分別為卷收器在120 Hz及160 Hz頻率點上的聲壓分布云圖。

圖15 卷收器120 Hz時的聲壓分布云圖

圖16 卷收器160 Hz 時的聲壓分布云圖

經(jīng)過這樣一個分析，可以促進(jìn)卷收器在聲學(xué)性能上的優(yōu)化。如果振動位移變大，聲音也會加大，而聲音大到一定的程度就會超過人們能接受的程度，聽上去會有點刺耳，也就形成了噪聲。

根據(jù)調(diào)查可以知道，75 dB 是人體耳朵舒適度的上限，所以汽車在顛簸路況下，卷收器所發(fā)出的聲音最好不要超過75 dB。當(dāng)人坐在汽車上，一般與卷收器相距50 cm～60 cm，那么就要分析距中心軸50 cm～60 cm時會發(fā)出的聲場大小。在40 Hz時，中心軸發(fā)出的聲場是-53 dB左右，人耳不會受到影響。在80 Hz時，中心軸發(fā)出的聲場為-18 dB左右。在120 Hz時，聲場為1 dB左右。在160 Hz時，聲場為13 dB左右。在200 Hz時，聲場為21 dB左右。在240 Hz時，聲場為28 dB 左右。在低于240 Hz 頻率下的聲場符合要求，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于75 dB，不會讓車內(nèi)人員產(chǎn)生不適感。

對于這款卷收器來說，高頻處的噪聲會偏大，因此可在卷收器外表面增加一層密閉隔聲裝置或者使用吸聲涂層材料進(jìn)行降噪處理。

4 結(jié)論

首先，課題組通過SolidWorks軟件對汽車安全帶卷收器進(jìn)行了三維設(shè)計。其次，將卷收器實際工況的激勵施加到所設(shè)計的卷收器上，獲得了卷收器實際工況下振動速度，還對卷收器的輻射噪聲進(jìn)行了仿真分析。仿真結(jié)果表明，課題組所設(shè)計的卷收器輻射噪聲基本符合汽車室內(nèi)噪聲要求，低頻下的輻射噪聲比較小，十幾分貝；隨著頻率升高，輻射噪聲有增大的趨勢。最后，提出給卷收器增加隔聲裝置措施的處理方法。本文的研究方法與結(jié)果可為卷收器的設(shè)計提供參考，具有一定的實用價值。