摘 要：文章針對某車型的減振器異響問題，通過實車主觀評價，確認異響類型及潛在的原因。并利用客觀測量設備對異響原因進行測量分析，最終鎖定異響源頭。通過異響原因制定主被動相應措施并予以實施，實施后再進行相關(guān)性能的影響評估，經(jīng)確認，最終異響消除且對關(guān)聯(lián)性能無影響，措施可行，可滿足工程應用。

關(guān)鍵詞：減振器 異響 分析 優(yōu)化

隨著汽車技術(shù)的迅速發(fā)展和居民生活水平的不斷提高，對汽車品質(zhì)要求越來越高，尤其是對汽車的安全性和舒適性提出了更為苛刻的要求。且近年來噪聲、振動與聲振粗糙度（Noise、Vibration、Harshness，NVH）技術(shù)在汽車上的大量應用，使汽車上一些主要噪聲源得到了較好地抑制，如發(fā)動機的噪聲；從而導致以前被忽略的部分零部件的噪聲以及異響問題相對地暴露出來，引起顧客的關(guān)注和抱怨。減振器作為懸架系統(tǒng)的重要組成部件，主要起到減振降噪作用，其自身的異響噪聲直接降低了汽車的舒適性[1-3]，影響汽車品牌口碑，越來越引起汽車廠商重視。

減振器異響形成原因非常復雜，異響種類也很多。按異響的發(fā)生機理，減振器異響可分為摩擦撞擊異響．共振異響、節(jié)流異響和氣體異響四大類[4-6]，其中摩擦撞擊異響、節(jié)流異響和氣體異響都是由減振器自身發(fā)出的，共振異響是減振器與其他零件共振產(chǎn)生。本文以車型為研究對象，發(fā)現(xiàn)該車型低速（20km/h-30km/h）行駛在顛簸路面時，部分減振器會在駕駛室內(nèi)主觀感覺到疑似“咕咚咕咚”的異響。針對這種異響，進行實車路試測試，確認異響產(chǎn)生的根源，并在此基礎上提出了相應的可行性控制措施。

1 原因分析

為查找該車型減振器產(chǎn)生異響的根本原因，借助儀器測量客觀數(shù)據(jù)，確定噪聲頻率和噪聲傳遞路徑，以為下一步異響噪聲的激振源與對策研究積累基礎數(shù)據(jù)。

一般與減振器相關(guān)的傳播路徑有兩條，第一條為：車輪—轉(zhuǎn)向節(jié)（與減振器相連）--控制臂—副車架；第二條為：車輪—轉(zhuǎn)向節(jié)—活塞桿—上隔振塊（頂膠）--車身。由于在試駕故障車確認噪聲出處時，確認噪聲來源于駕駛室左前和右前方向，與減振器與車身安裝點位置基本一致，故認定該故障車噪聲傳播路徑為第二條，即車輪—轉(zhuǎn)向節(jié)—活塞桿—上隔振塊（頂膠）——車身。

在故障車減振器上布置振動加速度傳感器，分別布置在下擺臂球銷、減振筒下底部、減振筒中部、彈簧座底部、彈簧圈中部、減振器頂桿、連接板車身側(cè)。如圖1所示，其中表1列出了各傳感器安裝位置。

通過測量，得到各測量點的時域振動響應，為了更直觀地確認各點振幅/頻率是否相同，將以上各點時域振動響應疊加到一張圖中，如圖2所示。

通過各點的振動響應對比結(jié)果，路面激勵反饋到減振器頂桿位置最大，且通過頂端連接板部分傳遞至車身。

對頂桿三個方向振動進行分析，以確認是否是由于減振器頂桿剛度不足引起。頂桿三個方向的振動如圖3所示。

由減震器頂桿X/Y/Z方向時域振動圖可以看出Z方向最大，可以排除減震器頂桿的剛度不足引起的振動問題。

確認車身與頂桿之間響應，將連接板車身側(cè)和頂桿兩點的振動時域圖疊加對比，如圖4所示。由圖可以看出，車身端的振動成分與頂桿的振動成分相同，說明頂桿的振動對車身振動貢獻較大。

對減振器頂桿Z向振動進行頻域分析，確認響應比較明顯的頻率段，通過頻域圖（圖5）可看出，在150Hz-240Hz頻率段響應比較明顯。

2 對策制定及實施

2.1 對策制定

由以上分析可看出，造成減振器異響的原因為減振器頂桿振動過大，此振動通過減振器頂膠傳遞給車身，頂膠不能有效衰減此振動，導致產(chǎn)生“咕咚咕咚”異響。從路面激勵到車身的振動傳遞路徑如圖6所示。

由圖6可看出，要消除異響，需要抑制減振器頂桿振動，抑制振動由被動抑制和主動抑制兩種方式，被動抑制為增大減振器頂膠的吸振能力，降低減振器頂桿振動能量傳遞給車身，以降低異響產(chǎn)生概率；主動抑制為優(yōu)化減振器閥系，降低減振器工作時減振器閥片與液流產(chǎn)生共振的風險。

2.2 對策實施

通過以上兩種方式進行振動抑制，從而降低異響產(chǎn)生概率。

2.2.1 增大減振器頂膠吸振能力

增大減振器頂膠吸振能力即為切斷頂桿振動傳遞到車身，其主要方式為降低橡膠硬度和加大頂膠。結(jié)合車身安裝孔大小，決定加大頂膠直徑4mm和降低橡膠硬度到60Hs，并做件進行主觀駕評。各方案響度測試及主觀評價對比見表2。

通過對比可以看出，新頂膠方案較更改前改善明顯，響聲降低較多，但仍存在。

2.2.2 優(yōu)化減振器閥系結(jié)構(gòu)

對減振器閥系進行分析，發(fā)現(xiàn)減振器流通閥與壓縮閥閥片不匹配，流通閥片厚度僅為0.15mm，而壓縮閥閥片總厚度較大，為0.9mm；此會導致在持續(xù)顛簸路路況下由于流通閥閥片總剛度弱導致流通閥開合度過大且頻繁開合，從而產(chǎn)生不規(guī)律的振動從而導致異響。

為此，對減振器流通閥及壓縮閥剛度重新匹配優(yōu)化，制定3組減振器閥系方案；并基于頂膠新方案進行主觀評價對比，閥系方案及主觀評價結(jié)果見表3。

由方案對比結(jié)果可以看出，在異響、操穩(wěn)、舒適性三個評價溫度方案，方案三綜合表現(xiàn)較好，方案一與方案二均略有不足，故根據(jù)綜合表現(xiàn)，優(yōu)選方案三。

由于減振器閥系方案對ESP性能影響較大，需要保證減振器阻尼盡量保持與原車匹配標定狀態(tài)相近的水平，方案三與原方案阻尼對比如圖7所示。通過對比，二者阻尼力走向趨勢幾乎一致，無較大差異。另進行對車身電子穩(wěn)定系統(tǒng)（Electronic Stability Program，ESP）影響的實際裝車場地確認，經(jīng)實際場地動態(tài)確認，新方案下的ESP表現(xiàn)與更改前表現(xiàn)無明顯差異。

3 總結(jié)

本文針對某車型減振器異響表現(xiàn)，利用客觀測量設備在實車上進行異響周邊區(qū)域的振動測量，通過時域、頻域等分析，最終找出異響產(chǎn)生的原因；針對異響產(chǎn)生的原因，采取主動及被動兩種途徑進行抑制優(yōu)化，分別制定相應的措施并進行主觀駕評確認，最終鎖定整改方案，減振器異響問題得到有效解決。

參考文獻：

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