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摘要：内部结构异响一直是减振器异响问题最突出和最难以控制的一种。文章通过对某车辆因减振器内部结构导致的异响故障进行数据测试和原因分析，据此总结出该模式异响的成因，以及异响与减振器外特性曲线间的关系，并提出针对该模式异响减振器的测试方法。
关键词：减振器；内部结构异响；阻尼力曲线；阀系振动
中图分类号：U463文献标识码：A 文章编号：1009-2374（2014）21-0082-03
随着人们对车辆整车性能要求的提高，对汽车振动和噪声控制的要求也越来越重要，由于汽车上的主要噪声源和振动源得到了较好的控制，以前被忽视的其他运动零部件的噪声问题逐渐引起人们的重视，其中，由于悬架液压减振器引发的车内异响噪声问题尤其日益突出。
汽车悬架液压减振器异响可以分为摩擦异响、气流异响、液流异响和结构异响四种，其中由于结构原因导致的异响是目前最突出、最难以控制的一种异响，国内外大量的试验和研究表明：这种结构异响与减振器活塞杆的高频振动有关，振动频率大致在100～500Hz范
围内。
某车辆在进行出厂检查时，车辆以25～40km/h行驶时，一定比例的车辆内明显可听到后悬挂部位发出“咕噜、咕噜”声响，经分析判断该声响由后减振器内部因素引起，本文针对该车辆减振器异响模式进行分析，并提出在减振器性能台架上可对存在结构异响减振器新的测试判断方法。
1减振器结构工作原理
图1液压减振器结构原理图
典型的液压减振器结构原理如图1所示，其工作原理如下：
车轮上跳时，减振器处于压缩行程被压缩，活塞1相对工作缸2向下运动，由于压差活塞1上的阀Ⅱ和底阀4上阀Ⅳ被打开，压缩阻尼力由油液流过这个两个阀时节流作用产生的压差形成；车轮下落时，减振器处于复原行程被拉伸，活塞1相对工作缸2向上运动，由于压差活塞1上的阀Ⅰ被打开，复原阻尼力由油液流过阀Ⅰ时节流作用产生的压差形成，车辆行驶时，由于车轮不停上下振动，减振器在压缩行程和复原行程之间不停转换运动着。
阻尼力原理公式
F（复原）=（PA-PB）×（A活塞-A连杆）（1）
F（压缩）=（PB-PC）×A连杆（2）
其中，F（复原）、F（压缩）表示复原阻尼力和压缩阻尼力，PA、PB、PC分别表示图1中三个油腔的压力，A活塞、A连杆表示活塞和连杆和截面积。
另阻尼力F与活塞速度有关系公式：
F= C×VX（3）
公式中C为减振器阻尼系数，单位N·s/m，V是减振器活塞运动速度，X是不同结构阀系作用的的指数值，该值X大于0。
2悬架系统振动模型
图21/4悬架模型
图2为简化后的车身和车轮1/4悬架二自由度振动模型，其中m2为悬架簧上质量，m1为悬架簧下质量，K为悬架刚度，Kt为轮胎垂直刚度，C为减振器阻尼系数，z2为簧上质量位移，即是车身位移，z1为簧下质量位移，即是车轮位移，其力学方程式为：
（4）
无阻尼自由振动时（C=0），（5）
簧上质量m2不动时（z2=0），（6）
簧下质量偏频，即车轮偏频为：（7）
3试验方法和试验结果分析
3.1试验方法
该车型悬架刚度k=36.8N/mm，轮胎刚度Kt =253.6N/mm，悬架簧下质量m1=61.5kg，根据公式（7），该车簧下质量，既车轮偏频为：
根据车轮偏频值和悬架系统振动模型，使用MTS-849减振器性能试验台对减振器进行台架试验，减振器安装要求为：
（1）减振器垂直安装在试验台上，无侧向力发生；（2）减振器上端（活塞杆端）不通过橡胶衬套直接联接在试验台带有传感器的固定端，下端（贮油筒端）不通过橡胶衬套直接联接试验台的运动端；（3）减振器起始位置为行程中点位置。
试验规范为：
（1）试验温度为室温20℃±2℃；（2）活塞运动行程10mm；（3）振动波形为正弦波，频率分别为7Hz，8Hz，9Hz，10Hz，11Hz，12Hz，13Hz，14Hz，15Hz九个频率；（4）减振器预运行5个循环后，记录九个频率的时间-阻尼力特性曲线。
3.2试验数据采集和分析
图3异响减振器时间-阻尼力外特性曲线
对在经装车判断为异响故障减振器试件和无异响的零件分别进行测试，试验数据如图3、图4，图3为异响减振器时间-阻尼力外特性曲线，图4为无异响减振器时间-阻尼力外特性曲线，横坐标为时间（s），纵坐标为阻尼力（N），试验记录起始点s=0为减振器压缩行程结束、复原行程开始的转换点，整条曲线记录的是减振器从复原行程开始至结束转换到压缩行程开始至结束的一个周期过程中减振器阻尼力与时间的变化
关系。
图4无异响减振器时间-阻尼力外特性曲线
观察对比两者的试验曲线数据，结果如下：
3.2.1 图3中，部分阻尼力曲线段不平滑，出现抖动现象，抖动在减振器行程转换结束后附近位置开始出现，而图4阻尼力曲线光滑过渡无明显抖动。
3.2.2 图3中，曲线抖动是具有明显的“冲击～衰减”特征的振动，其频率大致在350～500Hz范围。
3.2.3 图3中，从时间零点位置到抖动出现的范围内，阻尼力并不为0，而是随着速度的增加而加大。
3.2.4 图3低频率曲线中，阻尼力曲线抖动不存在或很不明显，频率逐步增大的曲线中，抖动开始出现并随频率增大而加大，抖动量可在曲线上测量出其数值，图5显示的是频率与抖动量变化关系，横坐标为频率（Hz），纵坐标为载荷（N）可以看到，抖动量（振动冲击载荷）从10Hz频率开始明显增大。
图5频率与冲击载荷关系图
3.2.5 图3中，同一频率曲线中压缩行程中的抖动程度小于复原行程中的抖动，频率不相同，两者不是由同一个振动源造成。
根据以上信息，归纳总结如下：异响减振器的阻尼力曲线存在异常抖动，该抖动特征是频率350～500Hz的衰减振动，并随着车轮输入频率的提高而加剧。
异响试件的阻尼力曲线存在抖动，既活塞杆受到了振动冲击载荷，根据公式（1）、（2），压缩和复原阻尼力与压力差、面积呈正比关系，因为减振器活塞和连杆刚性体，尺寸基本不变化，既公式中的面积不变，所以阻尼力的变化，是由于三个油腔压力PA、PB、PC出现了波动，该波动最大可能发生根源是如图2中减振器内部结构中阀Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ由于阀系结构因素产生一定频率和振幅的振动，工作阀节流面积随之波动，最后导致压力差的波动。
4异响原因判定
从以上分析可以知，该异响产生的原因为：车轮行驶过程中，由于道路的不平，引起车轮共振（本文研究车辆车轮偏频大约为11Hz左右），导致减振器在换向过程中，尤其在压缩行程结束复原行程开始的位置，由于减振器阀系结构匹配不合理，在连杆中形成频率较高（350～500Hz）、载荷较大（大于30N）的冲击振动，该振动经由连杆传递到车身，经过车身的放大作用，形成容易被司机和乘客察觉到的声响。
5改进措施及验证效果
根据以上分析结果，对减振器阀系进行优化，措施为：
（1）优化活塞上的复原阀和流通阀结构，更改阀片结构、尺寸，改变阀系固有特性。
（2）优化底阀的压缩阀和补偿阀结构，更改阀片结构、尺寸，改变阀系固有特性。
（3）优化活塞活塞和底阀上的凡尔线，减小阀片与活塞和底阀的粘附作用；
根据该措施制作的样件按相同的测试规范进行试验，结果如图6所示，阻尼力曲线相比有显著改善，复原阻尼力曲线出现抖动的频率已延迟至14Hz，冲击载荷为20N，压缩阻尼力曲线出现抖动的频率已延迟至12Hz，冲击载荷为10N，装车路试经评估确认，该状态车辆可以接受。
图6改进后的减振器时间-阻尼力外特性曲线
措施批量断点实施后，车辆该问题故障率由之前的9.6%下降为0.03%，效果明显，措施有效。
6结论
本文通过对某车辆异响减振器成因的分析和改进结果，得到以下结论：
（1）减振器结构异响主要原因在于：受道路激励车轮发生共振，减振器阀系的阀门受此激励产生振动，引起高频冲击载荷，经连杆传递到车身，引起异响。
（2）减振器阀系振动型异响，发生在压缩行程和复原行程转换结束后的附近位置，而且此振动在复原行程中比在压缩行程中发生更早更严重。
（3）根据车轮偏频范围和悬架系统模型制定的测试规范，可对存在阀系振动型异响的减振器在普通的减振器试验性能台进行检测，并能获得定量的测试数据。
本文得到的“减振器阀系振动型异响可在普通试验性能台上检测”的结论，以及所进行的分析工作，为进一步通过理论分析和实验分析手段，深入研究悬架系统中减振器异响问题奠定了良好的基础。
参考文献
[1]余志生．汽车理论（第二版）[M]．北京：机械工业出版社， 1989．
[2]舒红宇，王立勇，吴碧华，殷伟，李政．液力减振器结构异响发生的微过程分析[J]．振动工程学报，2005，（3）．
[3]杨基忠，俞大卫，车辆筒式减振器高频畸变特性研
究．兵工学报之坦克装甲车与发动机分册，1999．
[4] 袁尚平．SAN TANA 2000 型轿车后部异响的诊断与分析[D]．上海交通大学，2000．
[5]罗惕乾．流体力学[M]．北京：机械工业出版社，2007．
[6]俞德孚，马彪，李晓蕾．车辆随机振动与悬架控制原理[M]．北京：兵器工业出版社，1992．
作者简介：潘俊斌（1976－），男，上汽通用五菱汽车股份有限公司工程师，研究方向：汽车底盘悬架系统及零部件开发设计。
关键词：减振器；内部结构异响；阻尼力曲线；阀系振动
中图分类号：U463文献标识码：A 文章编号：1009-2374（2014）21-0082-03
随着人们对车辆整车性能要求的提高，对汽车振动和噪声控制的要求也越来越重要，由于汽车上的主要噪声源和振动源得到了较好的控制，以前被忽视的其他运动零部件的噪声问题逐渐引起人们的重视，其中，由于悬架液压减振器引发的车内异响噪声问题尤其日益突出。
汽车悬架液压减振器异响可以分为摩擦异响、气流异响、液流异响和结构异响四种，其中由于结构原因导致的异响是目前最突出、最难以控制的一种异响，国内外大量的试验和研究表明：这种结构异响与减振器活塞杆的高频振动有关，振动频率大致在100～500Hz范
围内。
某车辆在进行出厂检查时，车辆以25～40km/h行驶时，一定比例的车辆内明显可听到后悬挂部位发出“咕噜、咕噜”声响，经分析判断该声响由后减振器内部因素引起，本文针对该车辆减振器异响模式进行分析，并提出在减振器性能台架上可对存在结构异响减振器新的测试判断方法。
1减振器结构工作原理
图1液压减振器结构原理图
典型的液压减振器结构原理如图1所示，其工作原理如下：
车轮上跳时，减振器处于压缩行程被压缩，活塞1相对工作缸2向下运动，由于压差活塞1上的阀Ⅱ和底阀4上阀Ⅳ被打开，压缩阻尼力由油液流过这个两个阀时节流作用产生的压差形成；车轮下落时，减振器处于复原行程被拉伸，活塞1相对工作缸2向上运动，由于压差活塞1上的阀Ⅰ被打开，复原阻尼力由油液流过阀Ⅰ时节流作用产生的压差形成，车辆行驶时，由于车轮不停上下振动，减振器在压缩行程和复原行程之间不停转换运动着。
阻尼力原理公式
F（复原）=（PA-PB）×（A活塞-A连杆）（1）
F（压缩）=（PB-PC）×A连杆（2）
其中，F（复原）、F（压缩）表示复原阻尼力和压缩阻尼力，PA、PB、PC分别表示图1中三个油腔的压力，A活塞、A连杆表示活塞和连杆和截面积。
另阻尼力F与活塞速度有关系公式：
F= C×VX（3）
公式中C为减振器阻尼系数，单位N·s/m，V是减振器活塞运动速度，X是不同结构阀系作用的的指数值，该值X大于0。
2悬架系统振动模型
图21/4悬架模型
图2为简化后的车身和车轮1/4悬架二自由度振动模型，其中m2为悬架簧上质量，m1为悬架簧下质量，K为悬架刚度，Kt为轮胎垂直刚度，C为减振器阻尼系数，z2为簧上质量位移，即是车身位移，z1为簧下质量位移，即是车轮位移，其力学方程式为：
（4）
无阻尼自由振动时（C=0），（5）
簧上质量m2不动时（z2=0），（6）
簧下质量偏频，即车轮偏频为：（7）
3试验方法和试验结果分析
3.1试验方法
该车型悬架刚度k=36.8N/mm，轮胎刚度Kt =253.6N/mm，悬架簧下质量m1=61.5kg，根据公式（7），该车簧下质量，既车轮偏频为：
根据车轮偏频值和悬架系统振动模型，使用MTS-849减振器性能试验台对减振器进行台架试验，减振器安装要求为：
（1）减振器垂直安装在试验台上，无侧向力发生；（2）减振器上端（活塞杆端）不通过橡胶衬套直接联接在试验台带有传感器的固定端，下端（贮油筒端）不通过橡胶衬套直接联接试验台的运动端；（3）减振器起始位置为行程中点位置。
试验规范为：
（1）试验温度为室温20℃±2℃；（2）活塞运动行程10mm；（3）振动波形为正弦波，频率分别为7Hz，8Hz，9Hz，10Hz，11Hz，12Hz，13Hz，14Hz，15Hz九个频率；（4）减振器预运行5个循环后，记录九个频率的时间-阻尼力特性曲线。
3.2试验数据采集和分析
图3异响减振器时间-阻尼力外特性曲线
对在经装车判断为异响故障减振器试件和无异响的零件分别进行测试，试验数据如图3、图4，图3为异响减振器时间-阻尼力外特性曲线，图4为无异响减振器时间-阻尼力外特性曲线，横坐标为时间（s），纵坐标为阻尼力（N），试验记录起始点s=0为减振器压缩行程结束、复原行程开始的转换点，整条曲线记录的是减振器从复原行程开始至结束转换到压缩行程开始至结束的一个周期过程中减振器阻尼力与时间的变化
关系。
图4无异响减振器时间-阻尼力外特性曲线
观察对比两者的试验曲线数据，结果如下：
3.2.1 图3中，部分阻尼力曲线段不平滑，出现抖动现象，抖动在减振器行程转换结束后附近位置开始出现，而图4阻尼力曲线光滑过渡无明显抖动。
3.2.2 图3中，曲线抖动是具有明显的“冲击～衰减”特征的振动，其频率大致在350～500Hz范围。
3.2.3 图3中，从时间零点位置到抖动出现的范围内，阻尼力并不为0，而是随着速度的增加而加大。
3.2.4 图3低频率曲线中，阻尼力曲线抖动不存在或很不明显，频率逐步增大的曲线中，抖动开始出现并随频率增大而加大，抖动量可在曲线上测量出其数值，图5显示的是频率与抖动量变化关系，横坐标为频率（Hz），纵坐标为载荷（N）可以看到，抖动量（振动冲击载荷）从10Hz频率开始明显增大。
图5频率与冲击载荷关系图
3.2.5 图3中，同一频率曲线中压缩行程中的抖动程度小于复原行程中的抖动，频率不相同，两者不是由同一个振动源造成。
根据以上信息，归纳总结如下：异响减振器的阻尼力曲线存在异常抖动，该抖动特征是频率350～500Hz的衰减振动，并随着车轮输入频率的提高而加剧。
异响试件的阻尼力曲线存在抖动，既活塞杆受到了振动冲击载荷，根据公式（1）、（2），压缩和复原阻尼力与压力差、面积呈正比关系，因为减振器活塞和连杆刚性体，尺寸基本不变化，既公式中的面积不变，所以阻尼力的变化，是由于三个油腔压力PA、PB、PC出现了波动，该波动最大可能发生根源是如图2中减振器内部结构中阀Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ由于阀系结构因素产生一定频率和振幅的振动，工作阀节流面积随之波动，最后导致压力差的波动。
4异响原因判定
从以上分析可以知，该异响产生的原因为：车轮行驶过程中，由于道路的不平，引起车轮共振（本文研究车辆车轮偏频大约为11Hz左右），导致减振器在换向过程中，尤其在压缩行程结束复原行程开始的位置，由于减振器阀系结构匹配不合理，在连杆中形成频率较高（350～500Hz）、载荷较大（大于30N）的冲击振动，该振动经由连杆传递到车身，经过车身的放大作用，形成容易被司机和乘客察觉到的声响。
5改进措施及验证效果
根据以上分析结果，对减振器阀系进行优化，措施为：
（1）优化活塞上的复原阀和流通阀结构，更改阀片结构、尺寸，改变阀系固有特性。
（2）优化底阀的压缩阀和补偿阀结构，更改阀片结构、尺寸，改变阀系固有特性。
（3）优化活塞活塞和底阀上的凡尔线，减小阀片与活塞和底阀的粘附作用；
根据该措施制作的样件按相同的测试规范进行试验，结果如图6所示，阻尼力曲线相比有显著改善，复原阻尼力曲线出现抖动的频率已延迟至14Hz，冲击载荷为20N，压缩阻尼力曲线出现抖动的频率已延迟至12Hz，冲击载荷为10N，装车路试经评估确认，该状态车辆可以接受。
图6改进后的减振器时间-阻尼力外特性曲线
措施批量断点实施后，车辆该问题故障率由之前的9.6%下降为0.03%，效果明显，措施有效。
6结论
本文通过对某车辆异响减振器成因的分析和改进结果，得到以下结论：
（1）减振器结构异响主要原因在于：受道路激励车轮发生共振，减振器阀系的阀门受此激励产生振动，引起高频冲击载荷，经连杆传递到车身，引起异响。
（2）减振器阀系振动型异响，发生在压缩行程和复原行程转换结束后的附近位置，而且此振动在复原行程中比在压缩行程中发生更早更严重。
（3）根据车轮偏频范围和悬架系统模型制定的测试规范，可对存在阀系振动型异响的减振器在普通的减振器试验性能台进行检测，并能获得定量的测试数据。
本文得到的“减振器阀系振动型异响可在普通试验性能台上检测”的结论，以及所进行的分析工作，为进一步通过理论分析和实验分析手段，深入研究悬架系统中减振器异响问题奠定了良好的基础。
参考文献
[1]余志生．汽车理论（第二版）[M]．北京：机械工业出版社， 1989．
[2]舒红宇，王立勇，吴碧华，殷伟，李政．液力减振器结构异响发生的微过程分析[J]．振动工程学报，2005，（3）．
[3]杨基忠，俞大卫，车辆筒式减振器高频畸变特性研
究．兵工学报之坦克装甲车与发动机分册，1999．
[4] 袁尚平．SAN TANA 2000 型轿车后部异响的诊断与分析[D]．上海交通大学，2000．
[5]罗惕乾．流体力学[M]．北京：机械工业出版社，2007．
[6]俞德孚，马彪，李晓蕾．车辆随机振动与悬架控制原理[M]．北京：兵器工业出版社，1992．
作者简介：潘俊斌（1976－），男，上汽通用五菱汽车股份有限公司工程师，研究方向：汽车底盘悬架系统及零部件开发设计。