汽車液壓減振器異響的成因分析與驗證

戎紅俊，彭宇明，楊明亮，黃海波，郭天文

(西南交通大學汽車工程研究所，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。實踐表明:當出現(xiàn)“非正常、非預期的噪聲”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、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 ［4］認為減振器異響是由于路面激勵引起減振器活塞桿振動，進而傳遞到車身，引起車身發(fā)出異響，屬于結構傳遞類異響;文獻 ［5］認為異響與油液的溫度、性能以及節(jié)流孔的幾何特征有關;文獻［6］認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“隨機性”，并且異響與輪胎的動態(tài)特性有很大關系。但對減振器異響產(chǎn)生機制的認識仍然是模糊和片面的，尚無明確定論，這主要是因為研究方法和分析技術很不完善所致。

以國產(chǎn)某轎車為研究對象，通過整車道路試驗和減振器單體臺架試驗發(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關系，相應于大的幅值即出現(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系，對其各組件進行模態(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:導向座和軸套。(4)導向座組件。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，可能是導致減振器異響產(chǎn)生的原因。

對活塞桿在加載效應作用下進行模態(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作用下不能產(chǎn)生關注頻段內(nèi)的軸向振動的結論。

進而考慮到閥片在減振器中的裝配關系，進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，并且補償閥和復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。

通過自由模態(tài)及進一步的約束模態(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行重新界定:

(1)不得違背減振器結構的自然組織狀態(tài);

(2)對于原來模態(tài)頻率較高的元件及組件，以之為基礎重新界定組件集合時，所引入或排除的結構元件應使模態(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，以之為基礎重新界定組件集合時，所引入或排除的結構元件應使模態(tài)頻率向高頻方向轉(zhuǎn)移;

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

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，為確保分析結果的置信度，同時采用了試驗模態(tài)分析與理論模態(tài)分析的方法進行印證。

1.2.1 試驗模態(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)，并采用力錘對其進行激勵，從而對“活塞+活塞桿+外連接套”組件進行試驗模態(tài)分析。組件試驗模態(tài)軸向伸縮振型見圖3，試驗結果如表1所示。

表1 活塞桿與外連接套組件模態(tài)試驗結果

試驗模態(tài)分析得到的這階模態(tài)不僅模態(tài)頻率在關注的敏感頻帶 (270～300 Hz)內(nèi)，而且模態(tài)振型與試驗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。

1.2.2 計算模態(tài)分析

對“活塞+活塞桿+外連接套”組件進行有限元建模，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體單元，外連接套和安裝座為結構較均勻的鋼板，所以使用殼單元，并對模型進行求解，求解結果見圖5、表2。

表2 組件有限元模態(tài)分析結果

從表2中可以看出:理論模態(tài)分析計算結果中包含模態(tài)頻率為265.8 Hz、振型為軸向伸縮的模態(tài)，相比試驗模態(tài)分析獲得的結果模態(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確獲得所造成的。而試驗模態(tài)分析和理論模態(tài)分析所得結果振型完全相符，從而驗證了試驗模態(tài)分析獲得的結果是可靠的。

2 結論

通過試驗模態(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，與整車道路試驗和臺架單體試驗測試得到的與減振器異響相關的活塞桿285 Hz(敏感頻帶270～300 Hz)軸向振動密切相關。而無論減振器整車道路試驗還是減振器單體臺架試驗，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，從而進一步引起減振器異響。

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