車輛液壓減振器閥系異響成因分析

潘俊斌 韋友超 肖光育

摘要：內部結構異響一直是減振器異響問題最突出和最難以控制的一種。文章通過對某車輛因減振器內部結構導致的異響故障進行數據測試和原因分析，據此總結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系，并提出針對該模式異響減振器的測試方法。

關鍵詞：減振器；內部結構異響；阻尼力曲線；閥系振動

中圖分類號：U463文獻標識碼：A 文章編號：1009-2374（2014）21-0082-03

隨著人們對車輛整車性能要求的提高，對汽車振動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源得到了較好的控制，以前被忽視的其他運動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的車內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、液流異響和結構異響四種，其中由于結構原因導致的異響是目前最突出、最難以控制的一種異響，國內外大量的試驗和研究表明：這種結構異響與減振器活塞桿的高頻振動有關，振動頻率大致在100～500Hz范

圍內。

某車輛在進行出廠檢查時，車輛以25～40km/h行駛時，一定比例的車輛內明顯可聽到后懸掛部位發出“咕嚕、咕嚕”聲響，經分析判斷該聲響由后減振器內部因素引起，本文針對該車輛減振器異響模式進行分析，并提出在減振器性能臺架上可對存在結構異響減振器新的測試判斷方法。

1減振器結構工作原理

圖1液壓減振器結構原理圖

典型的液壓減振器結構原理如圖1所示，其工作原理如下：

車輪上跳時，減振器處于壓縮行程被壓縮，活塞1相對工作缸2向下運動，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兩個閥時節流作用產生的壓差形成；車輪下落時，減振器處于復原行程被拉伸，活塞1相對工作缸2向上運動，由于壓差活塞1上的閥Ⅰ被打開，復原阻尼力由油液流過閥Ⅰ時節流作用產生的壓差形成，車輛行駛時，由于車輪不停上下振動，減振器在壓縮行程和復原行程之間不停轉換運動著。

阻尼力原理公式

F（復原）=（PA-PB）×（A活塞-A連桿）（1）

F（壓縮）=（PB-PC）×A連桿（2）

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

另阻尼力F與活塞速度有關系公式：

F= C×VX（3）

公式中C為減振器阻尼系數，單位N·s/m，V是減振器活塞運動速度，X是不同結構閥系作用的的指數值，該值X大于0。

2懸架系統振動模型

圖21/4懸架模型

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

（4）

無阻尼自由振動時（C=0），（5）

簧上質量m2不動時（z2=0），（6）

簧下質量偏頻，即車輪偏頻為：（7）

3試驗方法和試驗結果分析

3.1試驗方法

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

根據車輪偏頻值和懸架系統振動模型，使用MTS-849減振器性能試驗臺對減振器進行臺架試驗，減振器安裝要求為：

（1）減振器垂直安裝在試驗臺上，無側向力發生；（2）減振器上端（活塞桿端）不通過橡膠襯套直接聯接在試驗臺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接試驗臺的運動端；（3）減振器起始位置為行程中點位置。

試驗規范為：

（1）試驗溫度為室溫20℃±2℃；（2）活塞運動行程10mm；（3）振動波形為正弦波，頻率分別為7Hz，8Hz，9Hz，10Hz，11Hz，12Hz，13Hz，14Hz，15Hz九個頻率；（4）減振器預運行5個循環后，記錄九個頻率的時間-阻尼力特性曲線。

3.2試驗數據采集和分析

圖3異響減振器時間-阻尼力外特性曲線

對在經裝車判斷為異響故障減振器試件和無異響的零件分別進行測試，試驗數據如圖3、圖4，圖3為異響減振器時間-阻尼力外特性曲線，圖4為無異響減振器時間-阻尼力外特性曲線，橫坐標為時間（s），縱坐標為阻尼力（N），試驗記錄起始點s=0為減振器壓縮行程結束、復原行程開始的轉換點，整條曲線記錄的是減振器從復原行程開始至結束轉換到壓縮行程開始至結束的一個周期過程中減振器阻尼力與時間的變化

關系。

圖4無異響減振器時間-阻尼力外特性曲線

觀察對比兩者的試驗曲線數據，結果如下：

3.2.1?圖3中，部分阻尼力曲線段不平滑，出現抖動現象，抖動在減振器行程轉換結束后附近位置開始出現，而圖4阻尼力曲線光滑過渡無明顯抖動。

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

3.2.3?圖3中，從時間零點位置到抖動出現的范圍內，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，阻尼力曲線抖動不存在或很不明顯，頻率逐步增大的曲線中，抖動開始出現并隨頻率增大而加大，抖動量可在曲線上測量出其數值，圖5顯示的是頻率與抖動量變化關系，橫坐標為頻率（Hz），縱坐標為載荷（N）可以看到，抖動量（振動沖擊載荷）從10Hz頻率開始明顯增大。

圖5頻率與沖擊載荷關系圖

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

根據以上信息，歸納總結如下：異響減振器的阻尼力曲線存在異常抖動，該抖動特征是頻率350～500Hz的衰減振動，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，既活塞桿受到了振動沖擊載荷，根據公式（1）、（2），壓縮和復原阻尼力與壓力差、面積呈正比關系，因為減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，是由于三個油腔壓力PA、PB、PC出現了波動，該波動最大可能發生根源是如圖2中減振器內部結構中閥Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ由于閥系結構因素產生一定頻率和振幅的振動，工作閥節流面積隨之波動，最后導致壓力差的波動。

4異響原因判定

從以上分析可以知，該異響產生的原因為：車輪行駛過程中，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），導致減振器在換向過程中，尤其在壓縮行程結束復原行程開始的位置，由于減振器閥系結構匹配不合理，在連桿中形成頻率較高（350～500Hz）、載荷較大（大于30N）的沖擊振動，該振動經由連桿傳遞到車身，經過車身的放大作用，形成容易被司機和乘客察覺到的聲響。

5改進措施及驗證效果

根據以上分析結果，對減振器閥系進行優化，措施為：

（1）優化活塞上的復原閥和流通閥結構，更改閥片結構、尺寸，改變閥系固有特性。

（2）優化底閥的壓縮閥和補償閥結構，更改閥片結構、尺寸，改變閥系固有特性。

（3）優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；

根據該措施制作的樣件按相同的測試規范進行試驗，結果如圖6所示，阻尼力曲線相比有顯著改善，復原阻尼力曲線出現抖動的頻率已延遲至14Hz，沖擊載荷為20N，壓縮阻尼力曲線出現抖動的頻率已延遲至12Hz，沖擊載荷為10N，裝車路試經評估確認，該狀態車輛可以接受。

圖6改進后的減振器時間-阻尼力外特性曲線

措施批量斷點實施后，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結論

本文通過對某車輛異響減振器成因的分析和改進結果，得到以下結論：

（1）減振器結構異響主要原因在于：受道路激勵車輪發生共振，減振器閥系的閥門受此激勵產生振動，引起高頻沖擊載荷，經連桿傳遞到車身，引起異響。

（2）減振器閥系振動型異響，發生在壓縮行程和復原行程轉換結束后的附近位置，而且此振動在復原行程中比在壓縮行程中發生更早更嚴重。

（3）根據車輪偏頻范圍和懸架系統模型制定的測試規范，可對存在閥系振動型異響的減振器在普通的減振器試驗性能臺進行檢測，并能獲得定量的測試數據。

本文得到的“減振器閥系振動型異響可在普通試驗性能臺上檢測”的結論，以及所進行的分析工作，為進一步通過理論分析和實驗分析手段，深入研究懸架系統中減振器異響問題奠定了良好的基礎。

參考文獻

[1]余志生．汽車理論（第二版）[M]．北京：機械工業出版社， 1989．

[2]舒紅宇，王立勇，吳碧華，殷偉，李政．液力減振器結構異響發生的微過程分析[J]．振動工程學報，2005，（3）．

[3]楊基忠，俞大衛，車輛筒式減振器高頻畸變特性研

究．兵工學報之坦克裝甲車與發動機分冊，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，2000．

[5]羅惕乾．流體力學[M]．北京：機械工業出版社，2007．

[6]俞德孚，馬彪，李曉蕾．車輛隨機振動與懸架控制原理[M]．北京：兵器工業出版社，1992．

作者簡介：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：汽車底盤懸架系統及零部件開發設計。

endprint

摘要：內部結構異響一直是減振器異響問題最突出和最難以控制的一種。文章通過對某車輛因減振器內部結構導致的異響故障進行數據測試和原因分析，據此總結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系，并提出針對該模式異響減振器的測試方法。

關鍵詞：減振器；內部結構異響；阻尼力曲線；閥系振動

中圖分類號：U463文獻標識碼：A 文章編號：1009-2374（2014）21-0082-03

隨著人們對車輛整車性能要求的提高，對汽車振動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源得到了較好的控制，以前被忽視的其他運動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的車內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、液流異響和結構異響四種，其中由于結構原因導致的異響是目前最突出、最難以控制的一種異響，國內外大量的試驗和研究表明：這種結構異響與減振器活塞桿的高頻振動有關，振動頻率大致在100～500Hz范

圍內。

某車輛在進行出廠檢查時，車輛以25～40km/h行駛時，一定比例的車輛內明顯可聽到后懸掛部位發出“咕嚕、咕嚕”聲響，經分析判斷該聲響由后減振器內部因素引起，本文針對該車輛減振器異響模式進行分析，并提出在減振器性能臺架上可對存在結構異響減振器新的測試判斷方法。

1減振器結構工作原理

圖1液壓減振器結構原理圖

典型的液壓減振器結構原理如圖1所示，其工作原理如下：

車輪上跳時，減振器處于壓縮行程被壓縮，活塞1相對工作缸2向下運動，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兩個閥時節流作用產生的壓差形成；車輪下落時，減振器處于復原行程被拉伸，活塞1相對工作缸2向上運動，由于壓差活塞1上的閥Ⅰ被打開，復原阻尼力由油液流過閥Ⅰ時節流作用產生的壓差形成，車輛行駛時，由于車輪不停上下振動，減振器在壓縮行程和復原行程之間不停轉換運動著。

阻尼力原理公式

F（復原）=（PA-PB）×（A活塞-A連桿）（1）

F（壓縮）=（PB-PC）×A連桿（2）

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

另阻尼力F與活塞速度有關系公式：

F= C×VX（3）

公式中C為減振器阻尼系數，單位N·s/m，V是減振器活塞運動速度，X是不同結構閥系作用的的指數值，該值X大于0。

2懸架系統振動模型

圖21/4懸架模型

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

（4）

無阻尼自由振動時（C=0），（5）

簧上質量m2不動時（z2=0），（6）

簧下質量偏頻，即車輪偏頻為：（7）

3試驗方法和試驗結果分析

3.1試驗方法

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

根據車輪偏頻值和懸架系統振動模型，使用MTS-849減振器性能試驗臺對減振器進行臺架試驗，減振器安裝要求為：

（1）減振器垂直安裝在試驗臺上，無側向力發生；（2）減振器上端（活塞桿端）不通過橡膠襯套直接聯接在試驗臺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接試驗臺的運動端；（3）減振器起始位置為行程中點位置。

試驗規范為：

（1）試驗溫度為室溫20℃±2℃；（2）活塞運動行程10mm；（3）振動波形為正弦波，頻率分別為7Hz，8Hz，9Hz，10Hz，11Hz，12Hz，13Hz，14Hz，15Hz九個頻率；（4）減振器預運行5個循環后，記錄九個頻率的時間-阻尼力特性曲線。

3.2試驗數據采集和分析

圖3異響減振器時間-阻尼力外特性曲線

對在經裝車判斷為異響故障減振器試件和無異響的零件分別進行測試，試驗數據如圖3、圖4，圖3為異響減振器時間-阻尼力外特性曲線，圖4為無異響減振器時間-阻尼力外特性曲線，橫坐標為時間（s），縱坐標為阻尼力（N），試驗記錄起始點s=0為減振器壓縮行程結束、復原行程開始的轉換點，整條曲線記錄的是減振器從復原行程開始至結束轉換到壓縮行程開始至結束的一個周期過程中減振器阻尼力與時間的變化

關系。

圖4無異響減振器時間-阻尼力外特性曲線

觀察對比兩者的試驗曲線數據，結果如下：

3.2.1?圖3中，部分阻尼力曲線段不平滑，出現抖動現象，抖動在減振器行程轉換結束后附近位置開始出現，而圖4阻尼力曲線光滑過渡無明顯抖動。

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

3.2.3?圖3中，從時間零點位置到抖動出現的范圍內，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，阻尼力曲線抖動不存在或很不明顯，頻率逐步增大的曲線中，抖動開始出現并隨頻率增大而加大，抖動量可在曲線上測量出其數值，圖5顯示的是頻率與抖動量變化關系，橫坐標為頻率（Hz），縱坐標為載荷（N）可以看到，抖動量（振動沖擊載荷）從10Hz頻率開始明顯增大。

圖5頻率與沖擊載荷關系圖

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

根據以上信息，歸納總結如下：異響減振器的阻尼力曲線存在異常抖動，該抖動特征是頻率350～500Hz的衰減振動，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，既活塞桿受到了振動沖擊載荷，根據公式（1）、（2），壓縮和復原阻尼力與壓力差、面積呈正比關系，因為減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，是由于三個油腔壓力PA、PB、PC出現了波動，該波動最大可能發生根源是如圖2中減振器內部結構中閥Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ由于閥系結構因素產生一定頻率和振幅的振動，工作閥節流面積隨之波動，最后導致壓力差的波動。

4異響原因判定

從以上分析可以知，該異響產生的原因為：車輪行駛過程中，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），導致減振器在換向過程中，尤其在壓縮行程結束復原行程開始的位置，由于減振器閥系結構匹配不合理，在連桿中形成頻率較高（350～500Hz）、載荷較大（大于30N）的沖擊振動，該振動經由連桿傳遞到車身，經過車身的放大作用，形成容易被司機和乘客察覺到的聲響。

5改進措施及驗證效果

根據以上分析結果，對減振器閥系進行優化，措施為：

（1）優化活塞上的復原閥和流通閥結構，更改閥片結構、尺寸，改變閥系固有特性。

（2）優化底閥的壓縮閥和補償閥結構，更改閥片結構、尺寸，改變閥系固有特性。

（3）優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；

根據該措施制作的樣件按相同的測試規范進行試驗，結果如圖6所示，阻尼力曲線相比有顯著改善，復原阻尼力曲線出現抖動的頻率已延遲至14Hz，沖擊載荷為20N，壓縮阻尼力曲線出現抖動的頻率已延遲至12Hz，沖擊載荷為10N，裝車路試經評估確認，該狀態車輛可以接受。

圖6改進后的減振器時間-阻尼力外特性曲線

措施批量斷點實施后，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結論

本文通過對某車輛異響減振器成因的分析和改進結果，得到以下結論：

（1）減振器結構異響主要原因在于：受道路激勵車輪發生共振，減振器閥系的閥門受此激勵產生振動，引起高頻沖擊載荷，經連桿傳遞到車身，引起異響。

（2）減振器閥系振動型異響，發生在壓縮行程和復原行程轉換結束后的附近位置，而且此振動在復原行程中比在壓縮行程中發生更早更嚴重。

（3）根據車輪偏頻范圍和懸架系統模型制定的測試規范，可對存在閥系振動型異響的減振器在普通的減振器試驗性能臺進行檢測，并能獲得定量的測試數據。

本文得到的“減振器閥系振動型異響可在普通試驗性能臺上檢測”的結論，以及所進行的分析工作，為進一步通過理論分析和實驗分析手段，深入研究懸架系統中減振器異響問題奠定了良好的基礎。

參考文獻

[1]余志生．汽車理論（第二版）[M]．北京：機械工業出版社， 1989．

[2]舒紅宇，王立勇，吳碧華，殷偉，李政．液力減振器結構異響發生的微過程分析[J]．振動工程學報，2005，（3）．

[3]楊基忠，俞大衛，車輛筒式減振器高頻畸變特性研

究．兵工學報之坦克裝甲車與發動機分冊，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，2000．

[5]羅惕乾．流體力學[M]．北京：機械工業出版社，2007．

[6]俞德孚，馬彪，李曉蕾．車輛隨機振動與懸架控制原理[M]．北京：兵器工業出版社，1992．

作者簡介：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：汽車底盤懸架系統及零部件開發設計。

endprint

摘要：內部結構異響一直是減振器異響問題最突出和最難以控制的一種。文章通過對某車輛因減振器內部結構導致的異響故障進行數據測試和原因分析，據此總結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系，并提出針對該模式異響減振器的測試方法。

關鍵詞：減振器；內部結構異響；阻尼力曲線；閥系振動

中圖分類號：U463文獻標識碼：A 文章編號：1009-2374（2014）21-0082-03

隨著人們對車輛整車性能要求的提高，對汽車振動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源得到了較好的控制，以前被忽視的其他運動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的車內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、液流異響和結構異響四種，其中由于結構原因導致的異響是目前最突出、最難以控制的一種異響，國內外大量的試驗和研究表明：這種結構異響與減振器活塞桿的高頻振動有關，振動頻率大致在100～500Hz范

圍內。

某車輛在進行出廠檢查時，車輛以25～40km/h行駛時，一定比例的車輛內明顯可聽到后懸掛部位發出“咕嚕、咕嚕”聲響，經分析判斷該聲響由后減振器內部因素引起，本文針對該車輛減振器異響模式進行分析，并提出在減振器性能臺架上可對存在結構異響減振器新的測試判斷方法。

1減振器結構工作原理

圖1液壓減振器結構原理圖

典型的液壓減振器結構原理如圖1所示，其工作原理如下：

車輪上跳時，減振器處于壓縮行程被壓縮，活塞1相對工作缸2向下運動，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兩個閥時節流作用產生的壓差形成；車輪下落時，減振器處于復原行程被拉伸，活塞1相對工作缸2向上運動，由于壓差活塞1上的閥Ⅰ被打開，復原阻尼力由油液流過閥Ⅰ時節流作用產生的壓差形成，車輛行駛時，由于車輪不停上下振動，減振器在壓縮行程和復原行程之間不停轉換運動著。

阻尼力原理公式

F（復原）=（PA-PB）×（A活塞-A連桿）（1）

F（壓縮）=（PB-PC）×A連桿（2）

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

另阻尼力F與活塞速度有關系公式：

F= C×VX（3）

公式中C為減振器阻尼系數，單位N·s/m，V是減振器活塞運動速度，X是不同結構閥系作用的的指數值，該值X大于0。

2懸架系統振動模型

圖21/4懸架模型

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

（4）

無阻尼自由振動時（C=0），（5）

簧上質量m2不動時（z2=0），（6）

簧下質量偏頻，即車輪偏頻為：（7）

3試驗方法和試驗結果分析

3.1試驗方法

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

根據車輪偏頻值和懸架系統振動模型，使用MTS-849減振器性能試驗臺對減振器進行臺架試驗，減振器安裝要求為：

（1）減振器垂直安裝在試驗臺上，無側向力發生；（2）減振器上端（活塞桿端）不通過橡膠襯套直接聯接在試驗臺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接試驗臺的運動端；（3）減振器起始位置為行程中點位置。

試驗規范為：

（1）試驗溫度為室溫20℃±2℃；（2）活塞運動行程10mm；（3）振動波形為正弦波，頻率分別為7Hz，8Hz，9Hz，10Hz，11Hz，12Hz，13Hz，14Hz，15Hz九個頻率；（4）減振器預運行5個循環后，記錄九個頻率的時間-阻尼力特性曲線。

3.2試驗數據采集和分析

圖3異響減振器時間-阻尼力外特性曲線

對在經裝車判斷為異響故障減振器試件和無異響的零件分別進行測試，試驗數據如圖3、圖4，圖3為異響減振器時間-阻尼力外特性曲線，圖4為無異響減振器時間-阻尼力外特性曲線，橫坐標為時間（s），縱坐標為阻尼力（N），試驗記錄起始點s=0為減振器壓縮行程結束、復原行程開始的轉換點，整條曲線記錄的是減振器從復原行程開始至結束轉換到壓縮行程開始至結束的一個周期過程中減振器阻尼力與時間的變化

關系。

圖4無異響減振器時間-阻尼力外特性曲線

觀察對比兩者的試驗曲線數據，結果如下：

3.2.1?圖3中，部分阻尼力曲線段不平滑，出現抖動現象，抖動在減振器行程轉換結束后附近位置開始出現，而圖4阻尼力曲線光滑過渡無明顯抖動。

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

3.2.3?圖3中，從時間零點位置到抖動出現的范圍內，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，阻尼力曲線抖動不存在或很不明顯，頻率逐步增大的曲線中，抖動開始出現并隨頻率增大而加大，抖動量可在曲線上測量出其數值，圖5顯示的是頻率與抖動量變化關系，橫坐標為頻率（Hz），縱坐標為載荷（N）可以看到，抖動量（振動沖擊載荷）從10Hz頻率開始明顯增大。

圖5頻率與沖擊載荷關系圖

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

根據以上信息，歸納總結如下：異響減振器的阻尼力曲線存在異常抖動，該抖動特征是頻率350～500Hz的衰減振動，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，既活塞桿受到了振動沖擊載荷，根據公式（1）、（2），壓縮和復原阻尼力與壓力差、面積呈正比關系，因為減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，是由于三個油腔壓力PA、PB、PC出現了波動，該波動最大可能發生根源是如圖2中減振器內部結構中閥Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ由于閥系結構因素產生一定頻率和振幅的振動，工作閥節流面積隨之波動，最后導致壓力差的波動。

4異響原因判定

從以上分析可以知，該異響產生的原因為：車輪行駛過程中，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），導致減振器在換向過程中，尤其在壓縮行程結束復原行程開始的位置，由于減振器閥系結構匹配不合理，在連桿中形成頻率較高（350～500Hz）、載荷較大（大于30N）的沖擊振動，該振動經由連桿傳遞到車身，經過車身的放大作用，形成容易被司機和乘客察覺到的聲響。

5改進措施及驗證效果

根據以上分析結果，對減振器閥系進行優化，措施為：

（1）優化活塞上的復原閥和流通閥結構，更改閥片結構、尺寸，改變閥系固有特性。

（2）優化底閥的壓縮閥和補償閥結構，更改閥片結構、尺寸，改變閥系固有特性。

（3）優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；

根據該措施制作的樣件按相同的測試規范進行試驗，結果如圖6所示，阻尼力曲線相比有顯著改善，復原阻尼力曲線出現抖動的頻率已延遲至14Hz，沖擊載荷為20N，壓縮阻尼力曲線出現抖動的頻率已延遲至12Hz，沖擊載荷為10N，裝車路試經評估確認，該狀態車輛可以接受。

圖6改進后的減振器時間-阻尼力外特性曲線

措施批量斷點實施后，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結論

本文通過對某車輛異響減振器成因的分析和改進結果，得到以下結論：

（1）減振器結構異響主要原因在于：受道路激勵車輪發生共振，減振器閥系的閥門受此激勵產生振動，引起高頻沖擊載荷，經連桿傳遞到車身，引起異響。

（2）減振器閥系振動型異響，發生在壓縮行程和復原行程轉換結束后的附近位置，而且此振動在復原行程中比在壓縮行程中發生更早更嚴重。

（3）根據車輪偏頻范圍和懸架系統模型制定的測試規范，可對存在閥系振動型異響的減振器在普通的減振器試驗性能臺進行檢測，并能獲得定量的測試數據。

本文得到的“減振器閥系振動型異響可在普通試驗性能臺上檢測”的結論，以及所進行的分析工作，為進一步通過理論分析和實驗分析手段，深入研究懸架系統中減振器異響問題奠定了良好的基礎。

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作者簡介：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：汽車底盤懸架系統及零部件開發設計。

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