基于連續小波變換的乘用車筒式減振器異響分析與驗證

中圖分類號：U463.1 文獻標志碼：A文章編號：1006-0316（2025）07-0041-08

Abstract ： Regarding the issue of abnormal noise from the shock absorber of acertain vehicle model when passing through potholeroad，both the subjective evaluation test and the bench test are used to study the abnormal noise.The subjective evaluation and scoring rules are formulated to identify whether the shock absorber is abnormal，and then the scientific validity ofthe scheme is verified by comparing the bench test.The vibrationofthe piston rodof the shock absorbercan directly reflect thecoupled vibration of the shock absorber assembly.The acceleration signal at the topof the piston rod is collected by the LMS SCADASdata acquisition systemafter the frequency sweep of the bench and time-frequency analysis is carried out.The comparison and analysis show that the vibration energy of the abnormal vibration damper is 1.5～2 times that of the normal shock absorber in the frequency band of 500～700Hz . It isconcluded that the abnormal vibration of piston rod isthe main cause of abnormal sound of shock absorber. After repeated verification through the disassembly of the shock absorber，it is found thattheabnormal vibrationof thepiston rodof the shock absorber iscaused by the riveting processAfter optimizing the riveting process，the abnormal noise state of the shock absorber has been significantly improved.The research provides a reference for solving the abnormal noise of shock absorber.

Key words ：time-frequency analysis icylindrical shock absorber icontinuous wavelet transform iabnormal noise discrimination

汽車異響問題指的是車輛在行駛過程中產生的非正常響聲。這些異響可能源自車輛各個部件，例如發動機、底盤、轉向系統、車輪、懸架系統等。其中懸架系統中的減振器異響又居于異響問題的前列，這嚴重影響了汽車舒適性。因此，國內外研究學者對減振器異響問題進行了深入研究。魯卡寧等1認為異響是由活塞桿高頻振動引起。和題等[2通過臺架試驗和模態分析，確定活塞桿組件是異響的源頭。宋睿等[3結合減振器異響特點，分別進行道路試驗和臺架試驗，分析得出減振器活塞桿異常振動并轉遞到車身的結構傳遞異響。Kruse等[4]提出在底盤開發早期進行減振器針對性優化，在真實車輛安裝條件的前提下進行減振器準確建模是關鍵，且通過優化組件是最有效的措施。許翔等[5]通過道路主觀評價和整車道路測試確定異響源以及異響頻段，再進行模態分析驗證試驗的準確性。王祥等針對減振器異響問題，分別進行了整車道路試驗和臺架試驗，并利用時評分析和力錘模態試驗得出異響是由于活塞桿在復原、壓縮行程換向時沖擊產生的軸向振動所導致。么鳴濤等[7基于臺架試驗發現異響減振器活塞桿頂端加速度明顯大于正常減振器，分析出減振器在 500～l000Hz 頻率范圍內發生異響，并利用Matlab建立非線性動力學模型仿真驗證了分析的準確性。丁都都等基于客觀試驗，確定異響是由于活塞閥面尺寸超差和螺紋管焊渣引起。王玲燕等[分別進行道路試驗和臺架試驗，利用權重的聚類分析法來鑒別減振器異響，再通過LabVIEW和Matlab設計了一套鑒別筒式減振器異響的測試系統。戎紅俊等[10]針對減振器Rattling異響機理進行研究分析，建立了Rattling異響故障樹，便于找出異響源。

上述理論是對信號使用時域分析和頻域分析方法，時域分析不能顯示數據的主振頻，頻域分析無法表達信號的局部特征，因此使用小波變換進行時頻域的全面分析。本研究以國內某車型筒式液壓減振器為研究對象，進行臺架試驗，試驗數據進行時頻分析，提出一種更為準確的異響分析方法。

1減振器結構及異響分類

1.1減振器基本結構及工作原理

筒式液壓減振器結構包括活塞組件、底閥組件、導向座、儲油缸等，其中活塞組件主要由活塞、活塞桿、流通閥片、復原閥片等結構組成，底閥組件主要由補償閥片、壓縮閥片、鉚釘和彈簧等組成，結構簡圖如圖1所示。減振器一個完整的工作行程是由壓縮和復原兩部分組成。

當減振器進行壓縮行程時，流通閥和壓縮閥工作。下腔中的一部分油液經活塞上的流通閥和常通孔流入上腔，而另一部分油液經底閥上的壓縮閥和常通孔流入儲油腔，由于閥片的節流效應，油液經流通閥和壓縮閥時產生壓縮節流壓力。在壓縮行程時，流通閥和壓縮閥并非一直打開。當減振器運動速度小于壓縮行程開閥速度時，流通閥和壓縮閥不打開，油液僅流經活塞以及底閥上的常通孔產生較小的節流壓力；而當減振器運動速度大于壓縮行程開閥速度時，流通閥和壓縮閥打開，油液經常通孔及閥片變形所形成的節流縫隙，產生較大的節流壓力。同樣的，減振器處于復原行程時，補償閥和復原閥工作，油液經復原閥和補償閥時產生復原節流壓力。當減振器運動速度小于復原行程開閥速度時，復原閥和補償閥不打開，油液僅通過活塞與底閥上的常通孔產生較小的節流壓力；當減振器運動速度大于復原行程開閥速度時，復原閥和補償閥打開，油液通過流經常通孔與閥片變形所形成的節流縫隙，產生較大的節流壓力[11]。

1.活塞桿；2.缸筒；3.上腔；4.流通閥；5.活塞；6.壓縮閥；7.復原閥；8.螺母；9.下腔；10.補償閥；11.儲油腔；12.吊環。

圖1筒式減振器結構簡圖

1.2減振器異響分類

液壓筒式減振器異響分為結構傳遞異響和自身異響。結構傳遞異響是由于減振器內部零部件受損或處于極端路況等因素，對活塞桿產生沖擊導致。主要包括共振噪聲、空程與非空程沖擊噪聲，一般為“咚咚”的聲音，此類異響頻譜在 200～1000Hz 頻段，可通過優化閥系等方式改善。許多研究表明[12-13]：活塞桿和車身連接處是此類噪聲的主要傳遞路徑，如圖2所示。

減振器自身異響是由于減振器設計不合理或極端環境下等導致。包括截流異響、氣體異響、摩擦撞擊異響等。截流異響和氣體異響基本為“咻咻、咕嚕”等聲音，是由于油液泡沫化導致，可以通過選擇溫度特性好、抗泡沫化好的減振器油來改善。

圖2噪聲傳遞路徑

2減振器異響試驗方法

2.1主觀評價試驗

主觀評價試驗分為道路主觀評價與室內主觀評價兩部分。測試減振器為50支減振器（AA、BA各25支），AA與BA是同種減振器不同批次。道路主觀評價是由專業測試人員駕駛車輛在城市路面、比利時路面特征路面進行主觀評價，測試人員有主駕駛、副駕駛以及后排評價人員4名，評價道路建議選擇車流量較少處，車速為 30～40km/h ，道路主觀評價方法按照中國汽車工程學會發布的乘用車商品性主觀評價方法T/CSAE 163-2020^[14] 進行試驗方法與評價標準，該評價標準有不可接受、有條件接受和可接受3個類別，分數為 _1～10 分， 1～4 分為不可接受，5分為有條件接受， 6～10 分為可接受。

該試驗為4人進行主觀評價并評分，由于主觀評價是基于測試人員的主觀感受與經驗進行評分，現制定主觀評價的評分規則，若4人評分的方差小于0.5，則計算評分分數的均方根值（RMS），將計算出的RMS值進行四舍五入取整，得到減振器的最終得分。若4人評分的方差大于0.5，則重新進行試驗。

式中： σ 為標準差； σ² 為方差； x_i 為第 i 個得分；

為平均得分； R_s 為主觀評價得分的RMS值。

測試結果如表1所示。表1中Y、 N 分別表示異響和不異響，特殊路面包括凸包路面、光滑鋪石路面和搓板路面，特征路面旨在測試減振器的極端路況下的性能，而城市路面更貼合車輛日常使用的場景，兩者結合可更全面地評價減振器的性能。經主觀評價測試，共16支減振器異響，其中BA批次異響件有10支、AA批次有6支。

表1道路主觀評價結果

2.2 MTS臺架試驗

臺架試驗設備如圖3所示，包括MTS850減振器試驗臺、LMSSCADAS數據采集系統以及B05Y31壓電式三軸加速度傳感器，B05Y31加速度傳感器靈敏度為 50mV/g （即每 _1g 加速度變化對應輸出 50mV ）、量程為 ±100g （表示可測量的加速度范圍為- .100g 至 +100g） ）、頻率響應為 1～7000Hz （指傳感器在該頻率范圍內能保持標稱靈敏度精度）。

圖3臺架試驗設備

如圖3所示，加速度傳感器放置在減振器活塞桿頂端軸頭。使用LMSSCADAS數據采集器進行采集數據，其中采樣頻率為 4096Hz， 采樣時間為

本次臺架試驗為主觀評價試驗的50支減振器，其中異響件16支，正常件34支。經臺架掃頻試驗 （10～20Hz） 后發現異響件和正常件在激振頻率 16Hz，20Hz， 振幅 1.5mm 下，兩者差距最明顯，因此后續試驗皆選上述兩種工況。臺架試驗是將減振器上、下端固定，下端輸入正弦信號，試驗工況有：激振頻率為 16Hz 20Hz ，振幅皆為 1.5mm （2

減振器加速度時域信號圖如圖4所示，將時域數據進行傅里葉變換（FFT）得到頻譜圖，信號頻譜圖如圖5所示。

圖4加速度信號時域圖

圖4和圖5減振器在激振頻率為 16Hz、 振幅為 1.5mm 下的加速度信號。由圖4、圖5可知。在時域分析中，異響減振器桿端加速度的幅值遠大于正常減振器桿端加速度幅值；在頻

域分析中，異響減振器和正常減振器的振動主頻皆在 500～700Hz， ，對數據進行濾波處理，截止頻率為 500Hz 與 700Hz， ，提取出 500～700 Hz 的加速度信號，并計算此頻段的RMS值，發現異響減振器的加速度峰值大于正常減振器的加速度峰值，且正常減振器的RMS值為0.15g ，異響減振器的RMS值為 0.32g 異響減振器的加速度RMS值是正常減振器加速度RMS值的2倍。

圖5加速度信號頻譜圖

據研究表明[15-16]， 噪聲主要是減振器在復原和壓縮行程換向時，減振器內部作用力對活塞桿產生沖擊所導致，故直接測試活塞桿端的加速度并加以數據分析即可鑒別減振器是否異響。為了便于鑒別減振器是否異響，需提出減振器異響的量化指標進行區分，選取 500～700Hz 下的有效值（RMS值）作為異響的量化指標。

對50支減振器進行頻域分析并計算其RMS值，如表2所示，頻域分析結果顯示主觀評價鑒定為異響的減振器各工況下的活塞桿端加速度RMS值均大于正常減振器，即減振器活塞桿桿端的異常振動是引起減振器異響的重要因素。后續改變底閥、活塞桿組件等零件時，可根據查看減振器桿端加速度是否減小作為評判標準。通過總結減振器活塞桿桿端加速度頻域 500～700Hz 的RMS值，制定出異響評價標準為激振頻率 16Hz 下RMS值 lt;0.24g 與 20Hz 下RMS值 lt;0.35g 同時滿足時即為正常，反之為異響。若只滿足其中一個條件，通過后續試驗鑒別。

為驗證異響評價標準的準確性，先從100支減振器中挑選AA、BA批次異響各4支與正常件各4支。通過主觀評價實驗鑒定減振器狀態。如表3所示。通過試驗發現，初步評價與主觀評價較為準確對應，即異響評價標準的準確性較高。

表2活塞桿端加速度RMS值

表3異響評價準確性試驗結果

3基于連續小波變換的加速度信號提取

3.1連續小波變換分析原理

小波變換的原理是將原函數與一個有限長的衰減的小波基卷積，將信號分解至不同時段和頻段內的各個成分，再進行下一步分析。

式中： m 1 n∈R：s≠0：ψ_mn 為連續小波函數；m 為尺度參數； n 為位移參數； ψ 為母小波函數 為使不同尺度的小波均有相同的歸一化的能量[17]。

對于任意信號 f（t）=L²（R） 的連續小波變換表示為：

式中： {f，ψ_mn} 為兩個函數內積； W_f（m，n） 為小波函數的系數，表示原信號與小波函數的接近程度，系數越大表明兩個信號越接近[18]

連續小波變換通常采用morlet小波函數，但morlet小波并不是完全解析的，當中心頻率較小時可能產生負頻率泄露，造成分析有一定的偏差。所以本文選擇morse小波函數，morse小波是完全解析的[19]。

3.2加速度信號時頻分析結果

時頻分析方法更為全面地觀察出減振器的主振頻率，進行數據對比分析后，發現異響減振器和正常減振器在 500～700Hz 頻段下振動能量相差較大，其余頻段變化不大。先挑選出正常件和異響件各一支進行時頻分析，圖6為正常件的時頻圖，圖7為異響件時頻圖，通過顏色反映振動能量大小，顏色越暖代表振動能量越大。

對比可知：異響減振器的振動能量更大，在兩工況下，異響減振器和正常減振器的周期相同，但異響減振器的活塞桿桿端加速度最大幅值為1.4和1.54，大于正常減振器的活塞桿桿端加速度最大幅值0.75和1.13。從圖中可觀察到減振器為高頻振動，低頻段變化不大，異響件減振器的振動能量更集中。后續測試500支減振器并進行時頻分析，統計出正常減振器在 16Hz.20Hz 的振動能量分別小于0.75和 1 而異響減振器在 16Hz，20Hz 的振動能量分別1.45和1.55。得出異響減振器的振動能量是正常減振器的振動能量的 1.5～2 倍。

圖6正常件加速度時頻分析結果

圖7異響件加速度時頻分析結果

4減振器的拆裝及驗證

導致減振器桿端異常振動的因素與閥系結構的匹配、鉚釘的預緊力和活塞磨損等有關，為找出異響源頭，進行減振器拆解以及零件互換。通過對異響件與正常件進行拆解，未發現活塞桿以及內部零件有損壞，再進行零件測量，也未發現有明顯差異。進行異響件與正常件減振器零部件互換，根據測試發現，互換正常減振器（AA-2）與異響減振器（AA-3）的底閥后，在頻率為 500～700Hz 范圍內，正常減振器的加速度RMS值皆上升，異響減振器的加速度RMS均下降。證明活塞桿桿端異常振動與底閥有關。結果如表4所示。

表4減振器底閥互換加速度RMS值

進一步將正常減振器的底閥分別換至另4支異響減振器上，4支異響減振器的加速度RMS值均較大下降，振動能量下降 30% 左右，由于拆解時未發現零件損壞或尺寸差異，鉚釘的工藝為手動鉚接，且減振器是部分異響，極有可能是手動鉚接時操作不當導致鉚接質量不高、一致性不好。后續調整鉚接工藝為機器壓鉚，并隨機挑選10支減振器進行測試，測試結果如表5所示，結果顯示10支減振器均滿足上述異響評價標準，皆為不異響狀態，再經裝車主觀評價后確定為不異響狀態，兩者完全對應，體現出方法的準確性。

5結論

通過對減振器進行主觀評價試驗以及對臺架試驗數據進行時頻分析。得到以下結論：

（1）異響減振器在復原、壓縮行程換向時，相較于正常減振器，異響減振器內部對活塞桿的沖擊增長了 30%～50% ，導致活塞桿異常振動，并經過活塞桿組件、外接拼盤等傳遞給車身。

表5壓鉚下減振器活塞桿桿端加速度RMS值

（2）通過連續小波變換對加速度信號進行時頻分析，發現減振器主振頻段在 500～700Hz 之間，且此頻段內異響減振器的峰值加速度遠大于正常減振器的峰值加速度，相差 1.5～2 倍。

（3）拆解減振器后，活塞桿異常振動是由于鉚接工藝原因導致，為結構傳遞異響，更改工藝為壓鉚后，減振器未發出噪聲，客觀試驗數據與主觀評價精確對應，方準確性達 90% 以上。

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