潘俊斌 韋友超 肖光育

摘要：內(nèi)部結(jié)構(gòu)異響一直是減振器異響問題最突出和最難以控制的一種。文章通過對(duì)某車輛因減振器內(nèi)部結(jié)構(gòu)導(dǎo)致的異響故障進(jìn)行數(shù)據(jù)測(cè)試和原因分析，據(jù)此總結(jié)出該模式異響的成因，以及異響與減振器外特性曲線間的關(guān)系，并提出針對(duì)該模式異響減振器的測(cè)試方法。

關(guān)鍵詞：減振器；內(nèi)部結(jié)構(gòu)異響；阻尼力曲線；閥系振動(dòng)

中圖分類號(hào)：U463文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A 文章編號(hào)：1009-2374（2014）21-0082-03

隨著人們對(duì)車輛整車性能要求的提高，對(duì)汽車振動(dòng)和噪聲控制的要求也越來越重要，由于汽車上的主要噪聲源和振動(dòng)源得到了較好的控制，以前被忽視的其他運(yùn)動(dòng)零部件的噪聲問題逐漸引起人們的重視，其中，由于懸架液壓減振器引發(fā)的車內(nèi)異響噪聲問題尤其日益突出。

汽車懸架液壓減振器異響可以分為摩擦異響、氣流異響、液流異響和結(jié)構(gòu)異響四種，其中由于結(jié)構(gòu)原因?qū)е碌漠愴懯悄壳白钔怀?、最難以控制的一種異響，國(guó)內(nèi)外大量的試驗(yàn)和研究表明：這種結(jié)構(gòu)異響與減振器活塞桿的高頻振動(dòng)有關(guān)，振動(dòng)頻率大致在100～500Hz范

圍內(nèi)。

某車輛在進(jìn)行出廠檢查時(shí)，車輛以25～40km/h行駛時(shí)，一定比例的車輛內(nèi)明顯可聽到后懸掛部位發(fā)出“咕嚕、咕?！甭曧?，經(jīng)分析判斷該聲響由后減振器內(nèi)部因素引起，本文針對(duì)該車輛減振器異響模式進(jìn)行分析，并提出在減振器性能臺(tái)架上可對(duì)存在結(jié)構(gòu)異響減振器新的測(cè)試判斷方法。

1減振器結(jié)構(gòu)工作原理

圖1液壓減振器結(jié)構(gòu)原理圖

典型的液壓減振器結(jié)構(gòu)原理如圖1所示，其工作原理如下：

車輪上跳時(shí)，減振器處于壓縮行程被壓縮，活塞1相對(duì)工作缸2向下運(yùn)動(dòng)，由于壓差活塞1上的閥Ⅱ和底閥4上閥Ⅳ被打開，壓縮阻尼力由油液流過這個(gè)兩個(gè)閥時(shí)節(jié)流作用產(chǎn)生的壓差形成；車輪下落時(shí)，減振器處于復(fù)原行程被拉伸，活塞1相對(duì)工作缸2向上運(yùn)動(dòng)，由于壓差活塞1上的閥Ⅰ被打開，復(fù)原阻尼力由油液流過閥Ⅰ時(shí)節(jié)流作用產(chǎn)生的壓差形成，車輛行駛時(shí)，由于車輪不停上下振動(dòng)，減振器在壓縮行程和復(fù)原行程之間不停轉(zhuǎn)換運(yùn)動(dòng)著。

阻尼力原理公式

F（復(fù)原）=（PA-PB）×（A活塞-A連桿）（1）

F（壓縮）=（PB-PC）×A連桿（2）

其中，F(xiàn)（復(fù)原）、F（壓縮）表示復(fù)原阻尼力和壓縮阻尼力，PA、PB、PC分別表示圖1中三個(gè)油腔的壓力，A活塞、A連桿表示活塞和連桿和截面積。

另阻尼力F與活塞速度有關(guān)系公式：

F= C×VX（3）

公式中C為減振器阻尼系數(shù)，單位N·s/m，V是減振器活塞運(yùn)動(dòng)速度，X是不同結(jié)構(gòu)閥系作用的的指數(shù)值，該值X大于0。

2懸架系統(tǒng)振動(dòng)模型

圖21/4懸架模型

圖2為簡(jiǎn)化后的車身和車輪1/4懸架二自由度振動(dòng)模型，其中m2為懸架簧上質(zhì)量，m1為懸架簧下質(zhì)量，K為懸架剛度，Kt為輪胎垂直剛度，C為減振器阻尼系數(shù)，z2為簧上質(zhì)量位移，即是車身位移，z1為簧下質(zhì)量位移，即是車輪位移，其力學(xué)方程式為：

（4）

無阻尼自由振動(dòng)時(shí)（C=0），（5）

簧上質(zhì)量m2不動(dòng)時(shí)（z2=0），（6）

簧下質(zhì)量偏頻，即車輪偏頻為：（7）

3試驗(yàn)方法和試驗(yàn)結(jié)果分析

3.1試驗(yàn)方法

該車型懸架剛度k=36.8N/mm，輪胎剛度Kt =253.6N/mm，懸架簧下質(zhì)量m1=61.5kg，根據(jù)公式（7），該車簧下質(zhì)量，既車輪偏頻為：

根據(jù)車輪偏頻值和懸架系統(tǒng)振動(dòng)模型，使用MTS-849減振器性能試驗(yàn)臺(tái)對(duì)減振器進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)，減振器安裝要求為：

（1）減振器垂直安裝在試驗(yàn)臺(tái)上，無側(cè)向力發(fā)生；（2）減振器上端（活塞桿端）不通過橡膠襯套直接聯(lián)接在試驗(yàn)臺(tái)帶有傳感器的固定端，下端（貯油筒端）不通過橡膠襯套直接聯(lián)接試驗(yàn)臺(tái)的運(yùn)動(dòng)端；（3）減振器起始位置為行程中點(diǎn)位置。

試驗(yàn)規(guī)范為：

（1）試驗(yàn)溫度為室溫20℃±2℃；（2）活塞運(yùn)動(dòng)行程10mm；（3）振動(dòng)波形為正弦波，頻率分別為7Hz，8Hz，9Hz，10Hz，11Hz，12Hz，13Hz，14Hz，15Hz九個(gè)頻率；（4）減振器預(yù)運(yùn)行5個(gè)循環(huán)后，記錄九個(gè)頻率的時(shí)間-阻尼力特性曲線。

3.2試驗(yàn)數(shù)據(jù)采集和分析

圖3異響減振器時(shí)間-阻尼力外特性曲線

對(duì)在經(jīng)裝車判斷為異響故障減振器試件和無異響的零件分別進(jìn)行測(cè)試，試驗(yàn)數(shù)據(jù)如圖3、圖4，圖3為異響減振器時(shí)間-阻尼力外特性曲線，圖4為無異響減振器時(shí)間-阻尼力外特性曲線，橫坐標(biāo)為時(shí)間（s），縱坐標(biāo)為阻尼力（N），試驗(yàn)記錄起始點(diǎn)s=0為減振器壓縮行程結(jié)束、復(fù)原行程開始的轉(zhuǎn)換點(diǎn)，整條曲線記錄的是減振器從復(fù)原行程開始至結(jié)束轉(zhuǎn)換到壓縮行程開始至結(jié)束的一個(gè)周期過程中減振器阻尼力與時(shí)間的變化

關(guān)系。

圖4無異響減振器時(shí)間-阻尼力外特性曲線

觀察對(duì)比兩者的試驗(yàn)曲線數(shù)據(jù)，結(jié)果如下：

3.2.1?圖3中，部分阻尼力曲線段不平滑，出現(xiàn)抖動(dòng)現(xiàn)象，抖動(dòng)在減振器行程轉(zhuǎn)換結(jié)束后附近位置開始出現(xiàn)，而圖4阻尼力曲線光滑過渡無明顯抖動(dòng)。

3.2.2?圖3中，曲線抖動(dòng)是具有明顯的“沖擊～衰減”特征的振動(dòng)，其頻率大致在350～500Hz范圍。

3.2.3?圖3中，從時(shí)間零點(diǎn)位置到抖動(dòng)出現(xiàn)的范圍內(nèi)，阻尼力并不為0，而是隨著速度的增加而加大。

3.2.4?圖3低頻率曲線中，阻尼力曲線抖動(dòng)不存在或很不明顯，頻率逐步增大的曲線中，抖動(dòng)開始出現(xiàn)并隨頻率增大而加大，抖動(dòng)量可在曲線上測(cè)量出其數(shù)值，圖5顯示的是頻率與抖動(dòng)量變化關(guān)系，橫坐標(biāo)為頻率（Hz），縱坐標(biāo)為載荷（N）可以看到，抖動(dòng)量（振動(dòng)沖擊載荷）從10Hz頻率開始明顯增大。

圖5頻率與沖擊載荷關(guān)系圖

3.2.5?圖3中，同一頻率曲線中壓縮行程中的抖動(dòng)程度小于復(fù)原行程中的抖動(dòng)，頻率不相同，兩者不是由同一個(gè)振動(dòng)源造成。

根據(jù)以上信息，歸納總結(jié)如下：異響減振器的阻尼力曲線存在異常抖動(dòng)，該抖動(dòng)特征是頻率350～500Hz的衰減振動(dòng)，并隨著車輪輸入頻率的提高而加劇。

異響試件的阻尼力曲線存在抖動(dòng)，既活塞桿受到了振動(dòng)沖擊載荷，根據(jù)公式（1）、（2），壓縮和復(fù)原阻尼力與壓力差、面積呈正比關(guān)系，因?yàn)闇p振器活塞和連桿剛性體，尺寸基本不變化，既公式中的面積不變，所以阻尼力的變化，是由于三個(gè)油腔壓力PA、PB、PC出現(xiàn)了波動(dòng)，該波動(dòng)最大可能發(fā)生根源是如圖2中減振器內(nèi)部結(jié)構(gòu)中閥Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ由于閥系結(jié)構(gòu)因素產(chǎn)生一定頻率和振幅的振動(dòng)，工作閥節(jié)流面積隨之波動(dòng)，最后導(dǎo)致壓力差的波動(dòng)。

4異響原因判定

從以上分析可以知，該異響產(chǎn)生的原因?yàn)椋很囕喰旭傔^程中，由于道路的不平，引起車輪共振（本文研究車輛車輪偏頻大約為11Hz左右），導(dǎo)致減振器在換向過程中，尤其在壓縮行程結(jié)束復(fù)原行程開始的位置，由于減振器閥系結(jié)構(gòu)匹配不合理，在連桿中形成頻率較高（350～500Hz）、載荷較大（大于30N）的沖擊振動(dòng)，該振動(dòng)經(jīng)由連桿傳遞到車身，經(jīng)過車身的放大作用，形成容易被司機(jī)和乘客察覺到的聲響。

5改進(jìn)措施及驗(yàn)證效果

根據(jù)以上分析結(jié)果，對(duì)減振器閥系進(jìn)行優(yōu)化，措施為：

（1）優(yōu)化活塞上的復(fù)原閥和流通閥結(jié)構(gòu)，更改閥片結(jié)構(gòu)、尺寸，改變閥系固有特性。

（2）優(yōu)化底閥的壓縮閥和補(bǔ)償閥結(jié)構(gòu)，更改閥片結(jié)構(gòu)、尺寸，改變閥系固有特性。

（3）優(yōu)化活塞活塞和底閥上的凡爾線，減小閥片與活塞和底閥的粘附作用；

根據(jù)該措施制作的樣件按相同的測(cè)試規(guī)范進(jìn)行試驗(yàn)，結(jié)果如圖6所示，阻尼力曲線相比有顯著改善，復(fù)原阻尼力曲線出現(xiàn)抖動(dòng)的頻率已延遲至14Hz，沖擊載荷為20N，壓縮阻尼力曲線出現(xiàn)抖動(dòng)的頻率已延遲至12Hz，沖擊載荷為10N，裝車路試經(jīng)評(píng)估確認(rèn)，該狀態(tài)車輛可以接受。

圖6改進(jìn)后的減振器時(shí)間-阻尼力外特性曲線

措施批量斷點(diǎn)實(shí)施后，車輛該問題故障率由之前的9.6%下降為0.03%，效果明顯，措施有效。

6結(jié)論

本文通過對(duì)某車輛異響減振器成因的分析和改進(jìn)結(jié)果，得到以下結(jié)論：

（1）減振器結(jié)構(gòu)異響主要原因在于：受道路激勵(lì)車輪發(fā)生共振，減振器閥系的閥門受此激勵(lì)產(chǎn)生振動(dòng)，引起高頻沖擊載荷，經(jīng)連桿傳遞到車身，引起異響。

（2）減振器閥系振動(dòng)型異響，發(fā)生在壓縮行程和復(fù)原行程轉(zhuǎn)換結(jié)束后的附近位置，而且此振動(dòng)在復(fù)原行程中比在壓縮行程中發(fā)生更早更嚴(yán)重。

（3）根據(jù)車輪偏頻范圍和懸架系統(tǒng)模型制定的測(cè)試規(guī)范，可對(duì)存在閥系振動(dòng)型異響的減振器在普通的減振器試驗(yàn)性能臺(tái)進(jìn)行檢測(cè)，并能獲得定量的測(cè)試數(shù)據(jù)。

本文得到的“減振器閥系振動(dòng)型異響可在普通試驗(yàn)性能臺(tái)上檢測(cè)”的結(jié)論，以及所進(jìn)行的分析工作，為進(jìn)一步通過理論分析和實(shí)驗(yàn)分析手段，深入研究懸架系統(tǒng)中減振器異響問題奠定了良好的基礎(chǔ)。

參考文獻(xiàn)

[1]余志生．汽車?yán)碚摚ǖ诙妫M]．北京：機(jī)械工業(yè)出版社， 1989．

[2]舒紅宇，王立勇，吳碧華，殷偉，李政．液力減振器結(jié)構(gòu)異響發(fā)生的微過程分析[J]．振動(dòng)工程學(xué)報(bào)，2005，（3）．

[3]楊基忠，俞大衛(wèi)，車輛筒式減振器高頻畸變特性研

究．兵工學(xué)報(bào)之坦克裝甲車與發(fā)動(dòng)機(jī)分冊(cè)，1999．

[4] 袁尚平．SAN TANA 2000 型轎車后部異響的診斷與分析[D]．上海交通大學(xué)，2000．

[5]羅惕乾．流體力學(xué)[M]．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2007．

[6]俞德孚，馬彪，李曉蕾．車輛隨機(jī)振動(dòng)與懸架控制原理[M]．北京：兵器工業(yè)出版社，1992．

作者簡(jiǎn)介：潘俊斌（1976－），男，上汽通用五菱汽車股份有限公司工程師，研究方向：汽車底盤懸架系統(tǒng)及零部件開發(fā)設(shè)計(jì)。

endprint

摘要：內(nèi)部結(jié)構(gòu)異響一直是減振器異響問題最突出和最難以控制的一種。文章通過對(duì)某車輛因減振器內(nèi)部結(jié)構(gòu)導(dǎo)致的異響故障進(jìn)行數(shù)據(jù)測(cè)試和原因分析，據(jù)此總結(jié)出該模式異響的成因，以及異響與減振器外特性曲線間的關(guān)系，并提出針對(duì)該模式異響減振器的測(cè)試方法。

關(guān)鍵詞：減振器；內(nèi)部結(jié)構(gòu)異響；阻尼力曲線；閥系振動(dòng)

中圖分類號(hào)：U463文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A 文章編號(hào)：1009-2374（2014）21-0082-03

隨著人們對(duì)車輛整車性能要求的提高，對(duì)汽車振動(dòng)和噪聲控制的要求也越來越重要，由于汽車上的主要噪聲源和振動(dòng)源得到了較好的控制，以前被忽視的其他運(yùn)動(dòng)零部件的噪聲問題逐漸引起人們的重視，其中，由于懸架液壓減振器引發(fā)的車內(nèi)異響噪聲問題尤其日益突出。

汽車懸架液壓減振器異響可以分為摩擦異響、氣流異響、液流異響和結(jié)構(gòu)異響四種，其中由于結(jié)構(gòu)原因?qū)е碌漠愴懯悄壳白钔怀觥⒆铍y以控制的一種異響，國(guó)內(nèi)外大量的試驗(yàn)和研究表明：這種結(jié)構(gòu)異響與減振器活塞桿的高頻振動(dòng)有關(guān)，振動(dòng)頻率大致在100～500Hz范

圍內(nèi)。

某車輛在進(jìn)行出廠檢查時(shí)，車輛以25～40km/h行駛時(shí)，一定比例的車輛內(nèi)明顯可聽到后懸掛部位發(fā)出“咕嚕、咕嚕”聲響，經(jīng)分析判斷該聲響由后減振器內(nèi)部因素引起，本文針對(duì)該車輛減振器異響模式進(jìn)行分析，并提出在減振器性能臺(tái)架上可對(duì)存在結(jié)構(gòu)異響減振器新的測(cè)試判斷方法。

1減振器結(jié)構(gòu)工作原理

圖1液壓減振器結(jié)構(gòu)原理圖

典型的液壓減振器結(jié)構(gòu)原理如圖1所示，其工作原理如下：

車輪上跳時(shí)，減振器處于壓縮行程被壓縮，活塞1相對(duì)工作缸2向下運(yùn)動(dòng)，由于壓差活塞1上的閥Ⅱ和底閥4上閥Ⅳ被打開，壓縮阻尼力由油液流過這個(gè)兩個(gè)閥時(shí)節(jié)流作用產(chǎn)生的壓差形成；車輪下落時(shí)，減振器處于復(fù)原行程被拉伸，活塞1相對(duì)工作缸2向上運(yùn)動(dòng)，由于壓差活塞1上的閥Ⅰ被打開，復(fù)原阻尼力由油液流過閥Ⅰ時(shí)節(jié)流作用產(chǎn)生的壓差形成，車輛行駛時(shí)，由于車輪不停上下振動(dòng)，減振器在壓縮行程和復(fù)原行程之間不停轉(zhuǎn)換運(yùn)動(dòng)著。

阻尼力原理公式

F（復(fù)原）=（PA-PB）×（A活塞-A連桿）（1）

F（壓縮）=（PB-PC）×A連桿（2）

其中，F(xiàn)（復(fù)原）、F（壓縮）表示復(fù)原阻尼力和壓縮阻尼力，PA、PB、PC分別表示圖1中三個(gè)油腔的壓力，A活塞、A連桿表示活塞和連桿和截面積。

另阻尼力F與活塞速度有關(guān)系公式：

F= C×VX（3）

公式中C為減振器阻尼系數(shù)，單位N·s/m，V是減振器活塞運(yùn)動(dòng)速度，X是不同結(jié)構(gòu)閥系作用的的指數(shù)值，該值X大于0。

2懸架系統(tǒng)振動(dòng)模型

圖21/4懸架模型

圖2為簡(jiǎn)化后的車身和車輪1/4懸架二自由度振動(dòng)模型，其中m2為懸架簧上質(zhì)量，m1為懸架簧下質(zhì)量，K為懸架剛度，Kt為輪胎垂直剛度，C為減振器阻尼系數(shù)，z2為簧上質(zhì)量位移，即是車身位移，z1為簧下質(zhì)量位移，即是車輪位移，其力學(xué)方程式為：

（4）

無阻尼自由振動(dòng)時(shí)（C=0），（5）

簧上質(zhì)量m2不動(dòng)時(shí)（z2=0），（6）

簧下質(zhì)量偏頻，即車輪偏頻為：（7）

3試驗(yàn)方法和試驗(yàn)結(jié)果分析

3.1試驗(yàn)方法

該車型懸架剛度k=36.8N/mm，輪胎剛度Kt =253.6N/mm，懸架簧下質(zhì)量m1=61.5kg，根據(jù)公式（7），該車簧下質(zhì)量，既車輪偏頻為：

根據(jù)車輪偏頻值和懸架系統(tǒng)振動(dòng)模型，使用MTS-849減振器性能試驗(yàn)臺(tái)對(duì)減振器進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)，減振器安裝要求為：

（1）減振器垂直安裝在試驗(yàn)臺(tái)上，無側(cè)向力發(fā)生；（2）減振器上端（活塞桿端）不通過橡膠襯套直接聯(lián)接在試驗(yàn)臺(tái)帶有傳感器的固定端，下端（貯油筒端）不通過橡膠襯套直接聯(lián)接試驗(yàn)臺(tái)的運(yùn)動(dòng)端；（3）減振器起始位置為行程中點(diǎn)位置。

試驗(yàn)規(guī)范為：

（1）試驗(yàn)溫度為室溫20℃±2℃；（2）活塞運(yùn)動(dòng)行程10mm；（3）振動(dòng)波形為正弦波，頻率分別為7Hz，8Hz，9Hz，10Hz，11Hz，12Hz，13Hz，14Hz，15Hz九個(gè)頻率；（4）減振器預(yù)運(yùn)行5個(gè)循環(huán)后，記錄九個(gè)頻率的時(shí)間-阻尼力特性曲線。

3.2試驗(yàn)數(shù)據(jù)采集和分析

圖3異響減振器時(shí)間-阻尼力外特性曲線

對(duì)在經(jīng)裝車判斷為異響故障減振器試件和無異響的零件分別進(jìn)行測(cè)試，試驗(yàn)數(shù)據(jù)如圖3、圖4，圖3為異響減振器時(shí)間-阻尼力外特性曲線，圖4為無異響減振器時(shí)間-阻尼力外特性曲線，橫坐標(biāo)為時(shí)間（s），縱坐標(biāo)為阻尼力（N），試驗(yàn)記錄起始點(diǎn)s=0為減振器壓縮行程結(jié)束、復(fù)原行程開始的轉(zhuǎn)換點(diǎn)，整條曲線記錄的是減振器從復(fù)原行程開始至結(jié)束轉(zhuǎn)換到壓縮行程開始至結(jié)束的一個(gè)周期過程中減振器阻尼力與時(shí)間的變化

關(guān)系。

圖4無異響減振器時(shí)間-阻尼力外特性曲線

觀察對(duì)比兩者的試驗(yàn)曲線數(shù)據(jù)，結(jié)果如下：

3.2.1?圖3中，部分阻尼力曲線段不平滑，出現(xiàn)抖動(dòng)現(xiàn)象，抖動(dòng)在減振器行程轉(zhuǎn)換結(jié)束后附近位置開始出現(xiàn)，而圖4阻尼力曲線光滑過渡無明顯抖動(dòng)。

3.2.2?圖3中，曲線抖動(dòng)是具有明顯的“沖擊～衰減”特征的振動(dòng)，其頻率大致在350～500Hz范圍。

3.2.3?圖3中，從時(shí)間零點(diǎn)位置到抖動(dòng)出現(xiàn)的范圍內(nèi)，阻尼力并不為0，而是隨著速度的增加而加大。

3.2.4?圖3低頻率曲線中，阻尼力曲線抖動(dòng)不存在或很不明顯，頻率逐步增大的曲線中，抖動(dòng)開始出現(xiàn)并隨頻率增大而加大，抖動(dòng)量可在曲線上測(cè)量出其數(shù)值，圖5顯示的是頻率與抖動(dòng)量變化關(guān)系，橫坐標(biāo)為頻率（Hz），縱坐標(biāo)為載荷（N）可以看到，抖動(dòng)量（振動(dòng)沖擊載荷）從10Hz頻率開始明顯增大。

圖5頻率與沖擊載荷關(guān)系圖

3.2.5?圖3中，同一頻率曲線中壓縮行程中的抖動(dòng)程度小于復(fù)原行程中的抖動(dòng)，頻率不相同，兩者不是由同一個(gè)振動(dòng)源造成。

根據(jù)以上信息，歸納總結(jié)如下：異響減振器的阻尼力曲線存在異常抖動(dòng)，該抖動(dòng)特征是頻率350～500Hz的衰減振動(dòng)，并隨著車輪輸入頻率的提高而加劇。

異響試件的阻尼力曲線存在抖動(dòng)，既活塞桿受到了振動(dòng)沖擊載荷，根據(jù)公式（1）、（2），壓縮和復(fù)原阻尼力與壓力差、面積呈正比關(guān)系，因?yàn)闇p振器活塞和連桿剛性體，尺寸基本不變化，既公式中的面積不變，所以阻尼力的變化，是由于三個(gè)油腔壓力PA、PB、PC出現(xiàn)了波動(dòng)，該波動(dòng)最大可能發(fā)生根源是如圖2中減振器內(nèi)部結(jié)構(gòu)中閥Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ由于閥系結(jié)構(gòu)因素產(chǎn)生一定頻率和振幅的振動(dòng)，工作閥節(jié)流面積隨之波動(dòng)，最后導(dǎo)致壓力差的波動(dòng)。

4異響原因判定

從以上分析可以知，該異響產(chǎn)生的原因?yàn)椋很囕喰旭傔^程中，由于道路的不平，引起車輪共振（本文研究車輛車輪偏頻大約為11Hz左右），導(dǎo)致減振器在換向過程中，尤其在壓縮行程結(jié)束復(fù)原行程開始的位置，由于減振器閥系結(jié)構(gòu)匹配不合理，在連桿中形成頻率較高（350～500Hz）、載荷較大（大于30N）的沖擊振動(dòng)，該振動(dòng)經(jīng)由連桿傳遞到車身，經(jīng)過車身的放大作用，形成容易被司機(jī)和乘客察覺到的聲響。

5改進(jìn)措施及驗(yàn)證效果

根據(jù)以上分析結(jié)果，對(duì)減振器閥系進(jìn)行優(yōu)化，措施為：

（1）優(yōu)化活塞上的復(fù)原閥和流通閥結(jié)構(gòu)，更改閥片結(jié)構(gòu)、尺寸，改變閥系固有特性。

（2）優(yōu)化底閥的壓縮閥和補(bǔ)償閥結(jié)構(gòu)，更改閥片結(jié)構(gòu)、尺寸，改變閥系固有特性。

（3）優(yōu)化活塞活塞和底閥上的凡爾線，減小閥片與活塞和底閥的粘附作用；

根據(jù)該措施制作的樣件按相同的測(cè)試規(guī)范進(jìn)行試驗(yàn)，結(jié)果如圖6所示，阻尼力曲線相比有顯著改善，復(fù)原阻尼力曲線出現(xiàn)抖動(dòng)的頻率已延遲至14Hz，沖擊載荷為20N，壓縮阻尼力曲線出現(xiàn)抖動(dòng)的頻率已延遲至12Hz，沖擊載荷為10N，裝車路試經(jīng)評(píng)估確認(rèn)，該狀態(tài)車輛可以接受。

圖6改進(jìn)后的減振器時(shí)間-阻尼力外特性曲線

措施批量斷點(diǎn)實(shí)施后，車輛該問題故障率由之前的9.6%下降為0.03%，效果明顯，措施有效。

6結(jié)論

本文通過對(duì)某車輛異響減振器成因的分析和改進(jìn)結(jié)果，得到以下結(jié)論：

（1）減振器結(jié)構(gòu)異響主要原因在于：受道路激勵(lì)車輪發(fā)生共振，減振器閥系的閥門受此激勵(lì)產(chǎn)生振動(dòng)，引起高頻沖擊載荷，經(jīng)連桿傳遞到車身，引起異響。

（2）減振器閥系振動(dòng)型異響，發(fā)生在壓縮行程和復(fù)原行程轉(zhuǎn)換結(jié)束后的附近位置，而且此振動(dòng)在復(fù)原行程中比在壓縮行程中發(fā)生更早更嚴(yán)重。

（3）根據(jù)車輪偏頻范圍和懸架系統(tǒng)模型制定的測(cè)試規(guī)范，可對(duì)存在閥系振動(dòng)型異響的減振器在普通的減振器試驗(yàn)性能臺(tái)進(jìn)行檢測(cè)，并能獲得定量的測(cè)試數(shù)據(jù)。

本文得到的“減振器閥系振動(dòng)型異響可在普通試驗(yàn)性能臺(tái)上檢測(cè)”的結(jié)論，以及所進(jìn)行的分析工作，為進(jìn)一步通過理論分析和實(shí)驗(yàn)分析手段，深入研究懸架系統(tǒng)中減振器異響問題奠定了良好的基礎(chǔ)。

參考文獻(xiàn)

[1]余志生．汽車?yán)碚摚ǖ诙妫M]．北京：機(jī)械工業(yè)出版社， 1989．

[2]舒紅宇，王立勇，吳碧華，殷偉，李政．液力減振器結(jié)構(gòu)異響發(fā)生的微過程分析[J]．振動(dòng)工程學(xué)報(bào)，2005，（3）．

[3]楊基忠，俞大衛(wèi)，車輛筒式減振器高頻畸變特性研

究．兵工學(xué)報(bào)之坦克裝甲車與發(fā)動(dòng)機(jī)分冊(cè)，1999．

[4] 袁尚平．SAN TANA 2000 型轎車后部異響的診斷與分析[D]．上海交通大學(xué)，2000．

[5]羅惕乾．流體力學(xué)[M]．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2007．

[6]俞德孚，馬彪，李曉蕾．車輛隨機(jī)振動(dòng)與懸架控制原理[M]．北京：兵器工業(yè)出版社，1992．

作者簡(jiǎn)介：潘俊斌（1976－），男，上汽通用五菱汽車股份有限公司工程師，研究方向：汽車底盤懸架系統(tǒng)及零部件開發(fā)設(shè)計(jì)。

endprint

摘要：內(nèi)部結(jié)構(gòu)異響一直是減振器異響問題最突出和最難以控制的一種。文章通過對(duì)某車輛因減振器內(nèi)部結(jié)構(gòu)導(dǎo)致的異響故障進(jìn)行數(shù)據(jù)測(cè)試和原因分析，據(jù)此總結(jié)出該模式異響的成因，以及異響與減振器外特性曲線間的關(guān)系，并提出針對(duì)該模式異響減振器的測(cè)試方法。

關(guān)鍵詞：減振器；內(nèi)部結(jié)構(gòu)異響；阻尼力曲線；閥系振動(dòng)

中圖分類號(hào)：U463文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A 文章編號(hào)：1009-2374（2014）21-0082-03

隨著人們對(duì)車輛整車性能要求的提高，對(duì)汽車振動(dòng)和噪聲控制的要求也越來越重要，由于汽車上的主要噪聲源和振動(dòng)源得到了較好的控制，以前被忽視的其他運(yùn)動(dòng)零部件的噪聲問題逐漸引起人們的重視，其中，由于懸架液壓減振器引發(fā)的車內(nèi)異響噪聲問題尤其日益突出。

汽車懸架液壓減振器異響可以分為摩擦異響、氣流異響、液流異響和結(jié)構(gòu)異響四種，其中由于結(jié)構(gòu)原因?qū)е碌漠愴懯悄壳白钔怀?、最難以控制的一種異響，國(guó)內(nèi)外大量的試驗(yàn)和研究表明：這種結(jié)構(gòu)異響與減振器活塞桿的高頻振動(dòng)有關(guān)，振動(dòng)頻率大致在100～500Hz范

圍內(nèi)。

某車輛在進(jìn)行出廠檢查時(shí)，車輛以25～40km/h行駛時(shí)，一定比例的車輛內(nèi)明顯可聽到后懸掛部位發(fā)出“咕嚕、咕?！甭曧?，經(jīng)分析判斷該聲響由后減振器內(nèi)部因素引起，本文針對(duì)該車輛減振器異響模式進(jìn)行分析，并提出在減振器性能臺(tái)架上可對(duì)存在結(jié)構(gòu)異響減振器新的測(cè)試判斷方法。

1減振器結(jié)構(gòu)工作原理

圖1液壓減振器結(jié)構(gòu)原理圖

典型的液壓減振器結(jié)構(gòu)原理如圖1所示，其工作原理如下：

車輪上跳時(shí)，減振器處于壓縮行程被壓縮，活塞1相對(duì)工作缸2向下運(yùn)動(dòng)，由于壓差活塞1上的閥Ⅱ和底閥4上閥Ⅳ被打開，壓縮阻尼力由油液流過這個(gè)兩個(gè)閥時(shí)節(jié)流作用產(chǎn)生的壓差形成；車輪下落時(shí)，減振器處于復(fù)原行程被拉伸，活塞1相對(duì)工作缸2向上運(yùn)動(dòng)，由于壓差活塞1上的閥Ⅰ被打開，復(fù)原阻尼力由油液流過閥Ⅰ時(shí)節(jié)流作用產(chǎn)生的壓差形成，車輛行駛時(shí)，由于車輪不停上下振動(dòng)，減振器在壓縮行程和復(fù)原行程之間不停轉(zhuǎn)換運(yùn)動(dòng)著。

阻尼力原理公式

F（復(fù)原）=（PA-PB）×（A活塞-A連桿）（1）

F（壓縮）=（PB-PC）×A連桿（2）

其中，F(xiàn)（復(fù)原）、F（壓縮）表示復(fù)原阻尼力和壓縮阻尼力，PA、PB、PC分別表示圖1中三個(gè)油腔的壓力，A活塞、A連桿表示活塞和連桿和截面積。

另阻尼力F與活塞速度有關(guān)系公式：

F= C×VX（3）

公式中C為減振器阻尼系數(shù)，單位N·s/m，V是減振器活塞運(yùn)動(dòng)速度，X是不同結(jié)構(gòu)閥系作用的的指數(shù)值，該值X大于0。

2懸架系統(tǒng)振動(dòng)模型

圖21/4懸架模型

圖2為簡(jiǎn)化后的車身和車輪1/4懸架二自由度振動(dòng)模型，其中m2為懸架簧上質(zhì)量，m1為懸架簧下質(zhì)量，K為懸架剛度，Kt為輪胎垂直剛度，C為減振器阻尼系數(shù)，z2為簧上質(zhì)量位移，即是車身位移，z1為簧下質(zhì)量位移，即是車輪位移，其力學(xué)方程式為：

（4）

無阻尼自由振動(dòng)時(shí)（C=0），（5）

簧上質(zhì)量m2不動(dòng)時(shí)（z2=0），（6）

簧下質(zhì)量偏頻，即車輪偏頻為：（7）

3試驗(yàn)方法和試驗(yàn)結(jié)果分析

3.1試驗(yàn)方法

該車型懸架剛度k=36.8N/mm，輪胎剛度Kt =253.6N/mm，懸架簧下質(zhì)量m1=61.5kg，根據(jù)公式（7），該車簧下質(zhì)量，既車輪偏頻為：

根據(jù)車輪偏頻值和懸架系統(tǒng)振動(dòng)模型，使用MTS-849減振器性能試驗(yàn)臺(tái)對(duì)減振器進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)，減振器安裝要求為：

（1）減振器垂直安裝在試驗(yàn)臺(tái)上，無側(cè)向力發(fā)生；（2）減振器上端（活塞桿端）不通過橡膠襯套直接聯(lián)接在試驗(yàn)臺(tái)帶有傳感器的固定端，下端（貯油筒端）不通過橡膠襯套直接聯(lián)接試驗(yàn)臺(tái)的運(yùn)動(dòng)端；（3）減振器起始位置為行程中點(diǎn)位置。

試驗(yàn)規(guī)范為：

（1）試驗(yàn)溫度為室溫20℃±2℃；（2）活塞運(yùn)動(dòng)行程10mm；（3）振動(dòng)波形為正弦波，頻率分別為7Hz，8Hz，9Hz，10Hz，11Hz，12Hz，13Hz，14Hz，15Hz九個(gè)頻率；（4）減振器預(yù)運(yùn)行5個(gè)循環(huán)后，記錄九個(gè)頻率的時(shí)間-阻尼力特性曲線。

3.2試驗(yàn)數(shù)據(jù)采集和分析

圖3異響減振器時(shí)間-阻尼力外特性曲線

對(duì)在經(jīng)裝車判斷為異響故障減振器試件和無異響的零件分別進(jìn)行測(cè)試，試驗(yàn)數(shù)據(jù)如圖3、圖4，圖3為異響減振器時(shí)間-阻尼力外特性曲線，圖4為無異響減振器時(shí)間-阻尼力外特性曲線，橫坐標(biāo)為時(shí)間（s），縱坐標(biāo)為阻尼力（N），試驗(yàn)記錄起始點(diǎn)s=0為減振器壓縮行程結(jié)束、復(fù)原行程開始的轉(zhuǎn)換點(diǎn)，整條曲線記錄的是減振器從復(fù)原行程開始至結(jié)束轉(zhuǎn)換到壓縮行程開始至結(jié)束的一個(gè)周期過程中減振器阻尼力與時(shí)間的變化

關(guān)系。

圖4無異響減振器時(shí)間-阻尼力外特性曲線

觀察對(duì)比兩者的試驗(yàn)曲線數(shù)據(jù)，結(jié)果如下：

3.2.1?圖3中，部分阻尼力曲線段不平滑，出現(xiàn)抖動(dòng)現(xiàn)象，抖動(dòng)在減振器行程轉(zhuǎn)換結(jié)束后附近位置開始出現(xiàn)，而圖4阻尼力曲線光滑過渡無明顯抖動(dòng)。

3.2.2?圖3中，曲線抖動(dòng)是具有明顯的“沖擊～衰減”特征的振動(dòng)，其頻率大致在350～500Hz范圍。

3.2.3?圖3中，從時(shí)間零點(diǎn)位置到抖動(dòng)出現(xiàn)的范圍內(nèi)，阻尼力并不為0，而是隨著速度的增加而加大。

3.2.4?圖3低頻率曲線中，阻尼力曲線抖動(dòng)不存在或很不明顯，頻率逐步增大的曲線中，抖動(dòng)開始出現(xiàn)并隨頻率增大而加大，抖動(dòng)量可在曲線上測(cè)量出其數(shù)值，圖5顯示的是頻率與抖動(dòng)量變化關(guān)系，橫坐標(biāo)為頻率（Hz），縱坐標(biāo)為載荷（N）可以看到，抖動(dòng)量（振動(dòng)沖擊載荷）從10Hz頻率開始明顯增大。

圖5頻率與沖擊載荷關(guān)系圖

3.2.5?圖3中，同一頻率曲線中壓縮行程中的抖動(dòng)程度小于復(fù)原行程中的抖動(dòng)，頻率不相同，兩者不是由同一個(gè)振動(dòng)源造成。

根據(jù)以上信息，歸納總結(jié)如下：異響減振器的阻尼力曲線存在異常抖動(dòng)，該抖動(dòng)特征是頻率350～500Hz的衰減振動(dòng)，并隨著車輪輸入頻率的提高而加劇。

異響試件的阻尼力曲線存在抖動(dòng)，既活塞桿受到了振動(dòng)沖擊載荷，根據(jù)公式（1）、（2），壓縮和復(fù)原阻尼力與壓力差、面積呈正比關(guān)系，因?yàn)闇p振器活塞和連桿剛性體，尺寸基本不變化，既公式中的面積不變，所以阻尼力的變化，是由于三個(gè)油腔壓力PA、PB、PC出現(xiàn)了波動(dòng)，該波動(dòng)最大可能發(fā)生根源是如圖2中減振器內(nèi)部結(jié)構(gòu)中閥Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ由于閥系結(jié)構(gòu)因素產(chǎn)生一定頻率和振幅的振動(dòng)，工作閥節(jié)流面積隨之波動(dòng)，最后導(dǎo)致壓力差的波動(dòng)。

4異響原因判定

從以上分析可以知，該異響產(chǎn)生的原因?yàn)椋很囕喰旭傔^程中，由于道路的不平，引起車輪共振（本文研究車輛車輪偏頻大約為11Hz左右），導(dǎo)致減振器在換向過程中，尤其在壓縮行程結(jié)束復(fù)原行程開始的位置，由于減振器閥系結(jié)構(gòu)匹配不合理，在連桿中形成頻率較高（350～500Hz）、載荷較大（大于30N）的沖擊振動(dòng)，該振動(dòng)經(jīng)由連桿傳遞到車身，經(jīng)過車身的放大作用，形成容易被司機(jī)和乘客察覺到的聲響。

5改進(jìn)措施及驗(yàn)證效果

根據(jù)以上分析結(jié)果，對(duì)減振器閥系進(jìn)行優(yōu)化，措施為：

（1）優(yōu)化活塞上的復(fù)原閥和流通閥結(jié)構(gòu)，更改閥片結(jié)構(gòu)、尺寸，改變閥系固有特性。

（2）優(yōu)化底閥的壓縮閥和補(bǔ)償閥結(jié)構(gòu)，更改閥片結(jié)構(gòu)、尺寸，改變閥系固有特性。

（3）優(yōu)化活塞活塞和底閥上的凡爾線，減小閥片與活塞和底閥的粘附作用；

根據(jù)該措施制作的樣件按相同的測(cè)試規(guī)范進(jìn)行試驗(yàn)，結(jié)果如圖6所示，阻尼力曲線相比有顯著改善，復(fù)原阻尼力曲線出現(xiàn)抖動(dòng)的頻率已延遲至14Hz，沖擊載荷為20N，壓縮阻尼力曲線出現(xiàn)抖動(dòng)的頻率已延遲至12Hz，沖擊載荷為10N，裝車路試經(jīng)評(píng)估確認(rèn)，該狀態(tài)車輛可以接受。

圖6改進(jìn)后的減振器時(shí)間-阻尼力外特性曲線

措施批量斷點(diǎn)實(shí)施后，車輛該問題故障率由之前的9.6%下降為0.03%，效果明顯，措施有效。

6結(jié)論

本文通過對(duì)某車輛異響減振器成因的分析和改進(jìn)結(jié)果，得到以下結(jié)論：

（1）減振器結(jié)構(gòu)異響主要原因在于：受道路激勵(lì)車輪發(fā)生共振，減振器閥系的閥門受此激勵(lì)產(chǎn)生振動(dòng)，引起高頻沖擊載荷，經(jīng)連桿傳遞到車身，引起異響。

（2）減振器閥系振動(dòng)型異響，發(fā)生在壓縮行程和復(fù)原行程轉(zhuǎn)換結(jié)束后的附近位置，而且此振動(dòng)在復(fù)原行程中比在壓縮行程中發(fā)生更早更嚴(yán)重。

（3）根據(jù)車輪偏頻范圍和懸架系統(tǒng)模型制定的測(cè)試規(guī)范，可對(duì)存在閥系振動(dòng)型異響的減振器在普通的減振器試驗(yàn)性能臺(tái)進(jìn)行檢測(cè)，并能獲得定量的測(cè)試數(shù)據(jù)。

本文得到的“減振器閥系振動(dòng)型異響可在普通試驗(yàn)性能臺(tái)上檢測(cè)”的結(jié)論，以及所進(jìn)行的分析工作，為進(jìn)一步通過理論分析和實(shí)驗(yàn)分析手段，深入研究懸架系統(tǒng)中減振器異響問題奠定了良好的基礎(chǔ)。

參考文獻(xiàn)

[1]余志生．汽車?yán)碚摚ǖ诙妫M]．北京：機(jī)械工業(yè)出版社， 1989．

[2]舒紅宇，王立勇，吳碧華，殷偉，李政．液力減振器結(jié)構(gòu)異響發(fā)生的微過程分析[J]．振動(dòng)工程學(xué)報(bào)，2005，（3）．

[3]楊基忠，俞大衛(wèi)，車輛筒式減振器高頻畸變特性研

究．兵工學(xué)報(bào)之坦克裝甲車與發(fā)動(dòng)機(jī)分冊(cè)，1999．

[4] 袁尚平．SAN TANA 2000 型轎車后部異響的診斷與分析[D]．上海交通大學(xué)，2000．

[5]羅惕乾．流體力學(xué)[M]．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2007．

[6]俞德孚，馬彪，李曉蕾．車輛隨機(jī)振動(dòng)與懸架控制原理[M]．北京：兵器工業(yè)出版社，1992．

作者簡(jiǎn)介：潘俊斌（1976－），男，上汽通用五菱汽車股份有限公司工程師，研究方向：汽車底盤懸架系統(tǒng)及零部件開發(fā)設(shè)計(jì)。

endprint