戎紅俊，彭宇明，楊明亮，黃海波，郭天文

(西南交通大學(xué)汽車工程研究所，四川成都610031)

0 引言

隨著汽車行業(yè)的快速發(fā)展，消費(fèi)者對汽車品質(zhì)的要求也越來越苛刻，對汽車的舒適性和穩(wěn)定性也提出了更高的要求。實(shí)踐表明:當(dāng)出現(xiàn)“非正常、非預(yù)期的噪聲”即“異響”時，車輛的聲品質(zhì)必然會被較大幅度地削弱。減振器異響是汽車噪聲的一個方面，但其噪聲等級一般比較低。近年來，隨著對發(fā)動機(jī)、傳動系等車輛主要噪聲源的有效治理，以及用戶對車輛NVH要求的日漸苛刻，懸架液壓減振器的異響問題越來越受到各生產(chǎn)廠商的關(guān)注。在此類減振器的主要故障模式 (漏油、發(fā)硬、疲軟、異響)中，用戶投訴異響的比例業(yè)已占據(jù)首位。對于國產(chǎn)減振器，這已成為制約產(chǎn)品配套中高端車型并走向國際市場的最大技術(shù)障礙。

國內(nèi)外研究表明:減振器異響可以分為摩擦撞擊異響、共振異響、節(jié)流異響和氣體異響4大類［1－3］。文獻(xiàn) ［4］認(rèn)為減振器異響是由于路面激勵引起減振器活塞桿振動，進(jìn)而傳遞到車身，引起車身發(fā)出異響，屬于結(jié)構(gòu)傳遞類異響;文獻(xiàn) ［5］認(rèn)為異響與油液的溫度、性能以及節(jié)流孔的幾何特征有關(guān);文獻(xiàn)［6］認(rèn)為減振器異響通常會被低頻的車內(nèi)轟鳴聲所掩蓋，而表現(xiàn)出發(fā)生的“隨機(jī)性”，并且異響與輪胎的動態(tài)特性有很大關(guān)系。但對減振器異響產(chǎn)生機(jī)制的認(rèn)識仍然是模糊和片面的，尚無明確定論，這主要是因?yàn)檠芯糠椒ê头治黾夹g(shù)很不完善所致。

以國產(chǎn)某轎車為研究對象，通過整車道路試驗(yàn)和減振器單體臺架試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)該車型減振器異響出現(xiàn)與否與其活塞桿桿端軸向加速度信號在285 Hz左右 (敏感頻帶270～300 Hz)的幅值大小有直接對應(yīng)關(guān)系，相應(yīng)于大的幅值即出現(xiàn)異響。針對這一現(xiàn)象，推斷減振器異響的出現(xiàn)與減振器某元件或者是組件具有與上述特征頻率相接近的固有頻率存在密切關(guān)系，對其各組件進(jìn)行模態(tài)分析，找到減振器異響的產(chǎn)生原因，以期為減振器異響的控制及整改提供必要的依據(jù)。

1 模態(tài)分析

1.1 篩查性分析

減振器總成包括4大組件，分別為:(1)活塞桿組件。具體涉及:墊片、定位套、閥門蓋、復(fù)原閥片、隔套、固定環(huán)、活塞、節(jié)流片、流通閥片、螺母、彈簧墊圈、彈簧座、活塞桿。(2)工作缸組件。具體涉及:補(bǔ)償閥體、墊片、閥片、螺母、螺栓、工作缸、壓縮節(jié)流閥片。(3)貯油筒組件。具體涉及:導(dǎo)向座和軸套。(4)導(dǎo)向座組件。具體涉及:貯油筒和貯油筒底座。

通過對減振器總成4大組件共24個零件及組件進(jìn)行自由模態(tài)分析，初步分析得出大部分減振器零部件的模態(tài)頻率遠(yuǎn)高于減振器活塞桿軸向異常振動的頻率285 Hz(敏感頻帶270～300 Hz)，而活塞桿以及各組件中的薄閥片的模態(tài)頻率較低，可能是導(dǎo)致減振器異響產(chǎn)生的原因。

對活塞桿在加載效應(yīng)作用下進(jìn)行模態(tài)分析，發(fā)現(xiàn)模態(tài)頻率相對于不考慮上述因素的自由模態(tài)有所降低，但沒有接近285 Hz(敏感頻帶270～300 Hz)的模態(tài)頻率存在，從而得出在活塞桿單獨(dú)作用下不能產(chǎn)生關(guān)注頻段內(nèi)的軸向振動的結(jié)論。

進(jìn)而考慮到閥片在減振器中的裝配關(guān)系，進(jìn)一步分析以減振器活塞桿組件及工作缸組件所包含的4組閥片為分析對象的有接觸的約束模態(tài)分析，分析發(fā)現(xiàn)壓縮閥和流通閥閥片的約束模態(tài)一階頻率很高，并且補(bǔ)償閥和復(fù)原閥閥片的約束模態(tài)沒有285 Hz左右 (敏感頻帶270～300 Hz)的模態(tài)頻率存在，所以，判斷減振器活塞桿285 Hz左右 (敏感頻帶270～300 Hz)軸向振動與閥片無關(guān)。

通過自由模態(tài)及進(jìn)一步的約束模態(tài)分析，發(fā)現(xiàn)減振器零部件、閥片和活塞桿都沒有與減振器活塞桿異常的285 Hz(敏感頻帶270～300 Hz)的軸向振動相近的模態(tài)頻率，所分析的各個零部件不能單獨(dú)引起減振器活塞桿的異常軸向振動。

1.2 成因性分析

在篩查分析中并未發(fā)現(xiàn)模態(tài)頻率接近285 Hz(敏感頻帶270～300 Hz)的減振器元件及組件。將減振器組件集合在以下原則下進(jìn)行重新界定:

(1)不得違背減振器結(jié)構(gòu)的自然組織狀態(tài);

(2)對于原來模態(tài)頻率較高的元件及組件，以之為基礎(chǔ)重新界定組件集合時，所引入或排除的結(jié)構(gòu)元件應(yīng)使模態(tài)頻率向低頻方向轉(zhuǎn)移;

(3)對于原來模態(tài)頻率較低的元件及組件，以之為基礎(chǔ)重新界定組件集合時，所引入或排除的結(jié)構(gòu)元件應(yīng)使模態(tài)頻率向高頻方向轉(zhuǎn)移;

(4)組件中能夠包含所關(guān)注的加速度測點(diǎn)位置，或盡量與所關(guān)注的加速度測點(diǎn)位置相接近。

根據(jù)以上原則，選定“活塞+活塞桿+外連接套”組件作為此處的分析對象，樣件如圖1所示。鑒于其重要性，為確保分析結(jié)果的置信度，同時采用了試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析與理論模態(tài)分析的方法進(jìn)行印證。

1.2.1 試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析

使用橡皮筋和彈性繩相連懸掛在“活塞+活塞桿+外連接套”組件子系統(tǒng)中活塞桿的兩端 (如圖2所示)，并采用力錘對其進(jìn)行激勵，從而對“活塞+活塞桿+外連接套”組件進(jìn)行試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析。組件試驗(yàn)?zāi)B(tài)軸向伸縮振型見圖3，試驗(yàn)結(jié)果如表1所示。

表1 活塞桿與外連接套組件模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果

試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析得到的這階模態(tài)不僅模態(tài)頻率在關(guān)注的敏感頻帶 (270～300 Hz)內(nèi)，而且模態(tài)振型與試驗(yàn)測試中的振動方向完全一致，初步判斷減振器活塞桿桿端285 Hz左右軸向振動與這階模態(tài)有關(guān)。

1.2.2 計算模態(tài)分析

對“活塞+活塞桿+外連接套”組件進(jìn)行有限元建模，模型如圖4所示。在有限元模型中，活塞桿、外連接套中的減振墊使用實(shí)體單元，外連接套和安裝座為結(jié)構(gòu)較均勻的鋼板，所以使用殼單元，并對模型進(jìn)行求解，求解結(jié)果見圖5、表2。

表2 組件有限元模態(tài)分析結(jié)果

從表2中可以看出:理論模態(tài)分析計算結(jié)果中包含模態(tài)頻率為265.8 Hz、振型為軸向伸縮的模態(tài)，相比試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析獲得的結(jié)果模態(tài)頻率有所偏差。這主要是由于減振墊的材料橡膠的彈性模量不能準(zhǔn)確獲得所造成的。而試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析和理論模態(tài)分析所得結(jié)果振型完全相符，從而驗(yàn)證了試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析獲得的結(jié)果是可靠的。

2 結(jié)論

通過試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析和理論模態(tài)分析，發(fā)現(xiàn)減振器“活塞+活塞桿+外連接套”組件子系統(tǒng)存在300 Hz左右的模態(tài)頻率，振型為活塞桿軸向伸縮，與整車道路試驗(yàn)和臺架單體試驗(yàn)測試得到的與減振器異響相關(guān)的活塞桿285 Hz(敏感頻帶270～300 Hz)軸向振動密切相關(guān)。而無論減振器整車道路試驗(yàn)還是減振器單體臺架試驗(yàn)，給予減振器缸筒的激勵都為不高于20 Hz的低頻激勵，所以判斷減振器活塞桿的異常軸向振動為減振器工作時內(nèi)部產(chǎn)生沖擊，激發(fā)“活塞+活塞桿+外連接套”組件子系統(tǒng)的模態(tài)，產(chǎn)生活塞桿軸向振動，從而進(jìn)一步引起減振器異響。

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