汽车安全带卷收器的结构设计与振动噪声分析*

彭长青，陈小冉，黎林梅，曾宪任,4

（1.江铃汽车股份有限公司产品开发中心，江西 南昌 330000；2.九江学院机械与智能制造学院，江西 九江 332005；3.九江学院建筑工程与规划学院，江西 九江 332005；4.扬州联科汇工业互联网有限责任公司，江苏 扬州 225127）

汽车安全带是汽车产品中重要的部件，是汽车在交通事故中挽救乘客生命的部件[1-2]。然而，安全带还是存在不少问题[3]。有学者对新型安全带进行了探索性研究[4]。而卷收器是安全带的重要部件，很多学者对卷收器开展大量的研究[5-7]。华南理工大学赖泽豪对汽车卷收器安全带锁止机构进行了动力学研究[8]。重庆理工大学鲍马飞对汽车安全带卷收器结构进行优化设计[9]。重庆大学田林对汽车卷收器锁止机构的锁止性能及结构强度进行了深入研究[10]。然而，关于卷收器振动噪声方面的研究较为少见。本文基于有限元方法[11-12]，从卷收器振动噪声方面展开研究，对卷收器的设计有一定参考价值与指导意义。

1 卷收器的三维设计

安全带总共有四种类型，分别为两点式、三点式、五点式以及六点式。本文研究的是汽车上的安全带，采用的是三点式。卷收器也有四种基本类型，分别为无锁式卷收器、手调式卷收器、自锁式卷收器以及紧急锁止式卷收器。本文设计的是一款无锁式卷收器，需要自己拉出织带。

本文主要采用SolidWorks 软件对卷收器的中心轴、右侧封板及支架等零部件进行三维设计。图1 为卷收器中心棘轮三维模型，图2 为卷收器经轮的三维模型。

图1 卷收器棘轮三维设计

图2 卷收器经轮的三维设计

将各零部件设计好后，进入SolidWorks软件的装配工作台。将绘制的11 个零件按照卷收器支架、中心轴、惯性块、经轮、侧板经轮、锁定轮、左侧封板、左侧封盖板、右侧封板、右侧封盖板、活动卡扣的顺序依次装配好，实现多卷收器的装配设计。在装配设计中，可以通过各零部件之间装配的空间结构和位置，清楚地判断零件结构的匹配合理性以及是否出现干涉，避免制造出来后发现装配不上等问题。图3 为卷收器装配图。

图3 卷收器装配图

2 卷收器静强度的有限元分析

由于卷收器的锁定轮和中心轴是卷收器主要承载部件。因此，本文对卷收器的这两个关键零部件进行了静强度有限元分析。

2.1 锁定轮的有限元分析及详细过程

采用SolidWorks自身的有限元分析模块，避免了软件之间模型数据的传递造成数据缺陷与错误，可以实现模型之间的无缝衔接。

1）选择SolidWorks插件中的Simulation，可以执行一个新算例，即静应力分析，选择锁定轮进行分析。

2）在材料设置中，选择需要采用的材料，本文选择了弹性模量为2.1e+11 N/m2、质量密度为7 700 kg/m3、抗拉强度为723 825 600 N/m2、屈服强度为620 422 000 N/m2的合金钢，定义好材料属性。

3）在锁定轮的端部添加约束。

4）汽车的平均时速是120 km/h，假设车内的人的体重约60 kg，系有安全带，安全带在两车相撞时与人体作用时间是1 s，可得到人体受到的冲力为2 010 N。安全带是用来减缓冲力的，在安全带与人体相作用时，安全带也就受到了2 010 N的冲力。于是在施加载荷时，施加载荷2 010 N，再在弯曲处施加力矩，施加2 010 N·m，对锁定轮进行有限元仿真计算。图4 和图5 分别为卷收器锁定轮在外载荷作用下的应力云图和位移云图。

图4 卷收器锁定轮的应力云图

由图4可知，锁定轮的屈服力为6.204e+08 N/m2，最大应力为5.477e+18 N/m2，最小应力为1.008e+16 N/m2。由图5 可知，锁定轮的最大位移是3.183e+14 mm，最小位移是5.319e+05 mm。说明所设计的锁定轮承受载荷后，没有出现变形甚至损坏，材料也没超过应力的极限强度，这部分的设计是可行的。

图5 卷收器锁定轮的位移云图

2.2 中心轴的有限元分析

同理，采用同样的方法对卷收器中心轴进行静强度有限元仿真计算，得到卷收器中心轴的应力与位移分布图。图6 和图7 分别是卷收器中心轴的应力云图和位移云图。

图6 卷收器中心轴的应力云图

图7 卷收器中心轴的位移云图

从图6、图7 可以看出，中心轴的屈服力是6.204e+08 N/m2，最大应力为7.849e+16 N/m2，最小应力为7.381e+13 N/m2；中心轴的最大位移为4.932e+12 mm，最小位移为1.440e+04 mm。卷收器中心轴强度满足要求。

3 卷收器的振动噪声分析

要想知道所设计的卷收器在颠簸路况下是否能满足不会带来刺耳声音的要求，就得对卷收器进行声场分析，得到真实的声压及声场数据，将其与所定义的噪声相比较。若分贝小于定义的噪声值，那么所设计的卷收器就成功了，若分贝大于定义的噪声值，卷收器就还需要改进。当卷收器受到颠簸，整个内部零件都是受到颠簸的，其噪声主要是中心轴与其他部件之间发生撞击振动而产生。因此，中心轴的振动噪声情况在一定程度上反映了卷收器的振动噪声水平。本文主要对卷收器中心轴进行振动噪声分析。

3.1 卷收器中心轴的振动响应分析

由于声音是因物体振动而产生的，所以要想得到中心轴的声压及声场数据，就必须知道中心轴受到的振动情况。广州汽车集团股份有限公司汽车工程研究院朱文斌等在2019 年对汽车真实路面运行工况下卷收器的振动进行测试，获得了卷收器工作下的激励频谱，如图8所示。

图8 卷收器的激励频谱

将卷收器的三维模型导入到ANSYS 软件中，对卷收器进行振动分析。在真实路面的颠簸下，最大振动位移为1.205 mm，本文选取最大振动位移作为施加位移的数值，在中心轴上取一面作为参考面，以（0，0，1.205）作为基点，以图8 的激励频率作为分析频率，频率间隔一致，采用模态叠加法计算卷收器的振动响应，从而可以得到卷收器中心轴的响应结果。

图9～图14 分别为卷收器在频率40 Hz～240 Hz下的振动响应速度分布云图。从所有振动速度响应结果来看，激励频率为40 Hz 时的振动速度约为302.86 mm/s；激励频率为80 Hz 时的振动速度约为605.81 mm/s；激励频率为120 Hz 时的最大振动速度为908.92 mm/s，最小振动速度为908.49 mm/s；激励频率为160 Hz时的最大振动速度为1 212.3 mm/s，最小振动速度为1 211.3 mm/s；激励频率为200 Hz时的最大振动速度为1 516 mm/s，最小振动速度为1 514 mm/s；激励频率为240 Hz时的最大振动速度为1 820.1 mm/s，最小振动速度为1 816.6 mm/s。根据目前的数据可以发现，振动速度与频率呈函数关系。

图9 卷收器40 Hz时的振动速度

图10 卷收器80 Hz 时的振动速度

图11 卷收器120 Hz 时的振动速度

图13 卷收器200 Hz 时的振动速度

图14 卷收器240 Hz 时的振动速度

3.2 卷收器中心轴的辐射噪声分析

在ANSYS 中的Harmonic Acoustics，将SolidWorks 中的模型导入Geometry，编辑Model，施加前面3.1部分Harmonic Response得到的振动速度。同样对辐射声场进行相应的频谱点计算，并且频率间隔也一致。而声音发生振动产生的波不是向一处发散的，而是向四周辐射的，因此要选定辐射界限，选择的界限包裹中心轴六个维度，再与之前的振动响应结果相结合就可以得到一个完整的声场分析结果。

研究结果表明，40 Hz 下卷收器中心点的声压级为-53 dB。而在80 Hz、120 Hz、160 Hz、200 Hz、240 Hz 频率下的卷收器中心点位置的声压级分别为-18 dB、1 dB、13 dB、21 dB、28 dB。并且，随着激励频率逐渐增大，声场的数值也随之增大，也就是振动增大。随着半径增大，声场值是均匀增大的，这说明了声场的变化是存在规律的。

为了更准确地反映卷收器声场特征，进一步获得不同频率下声场相应位置的声压分布。其实在不同的激励频率下，声压的数值也是不同的。在激励频率为40 Hz 时，中心轴受到的最大声压为5.391 5 Pa，最小声压为-6.869 7 Pa。激励频率为80 Hz时，最大声压为20.862 Pa，最小声压为-27.335 Pa。激励频率为120 Hz时，最大声压为44.481 Pa，最小声压为-59.614 Pa。激励频率为160 Hz时，最大声压为73.56 Pa，最小声压为-101.72 Pa。激励频率为200 Hz时，最大声压为105.21 Pa，最小声压为-151.4 Pa。激励频率为240 Hz时，最大声压为136.79 Pa，最小声压为-206.53 Pa。

图15、图16分别为卷收器在120 Hz及160 Hz频率点上的声压分布云图。

图15 卷收器120 Hz时的声压分布云图

图16 卷收器160 Hz 时的声压分布云图

经过这样一个分析，可以促进卷收器在声学性能上的优化。如果振动位移变大，声音也会加大，而声音大到一定的程度就会超过人们能接受的程度，听上去会有点刺耳，也就形成了噪声。

根据调查可以知道，75 dB 是人体耳朵舒适度的上限，所以汽车在颠簸路况下，卷收器所发出的声音最好不要超过75 dB。当人坐在汽车上，一般与卷收器相距50 cm～60 cm，那么就要分析距中心轴50 cm～60 cm时会发出的声场大小。在40 Hz时，中心轴发出的声场是-53 dB左右，人耳不会受到影响。在80 Hz时，中心轴发出的声场为-18 dB左右。在120 Hz时，声场为1 dB左右。在160 Hz时，声场为13 dB左右。在200 Hz时，声场为21 dB左右。在240 Hz时，声场为28 dB 左右。在低于240 Hz 频率下的声场符合要求，远远小于75 dB，不会让车内人员产生不适感。

对于这款卷收器来说，高频处的噪声会偏大，因此可在卷收器外表面增加一层密闭隔声装置或者使用吸声涂层材料进行降噪处理。

4 结论

首先，课题组通过SolidWorks软件对汽车安全带卷收器进行了三维设计。其次，将卷收器实际工况的激励施加到所设计的卷收器上，获得了卷收器实际工况下振动速度，还对卷收器的辐射噪声进行了仿真分析。仿真结果表明，课题组所设计的卷收器辐射噪声基本符合汽车室内噪声要求，低频下的辐射噪声比较小，十几分贝；随着频率升高，辐射噪声有增大的趋势。最后，提出给卷收器增加隔声装置措施的处理方法。本文的研究方法与结果可为卷收器的设计提供参考，具有一定的实用价值。