摘 要：結合具體案例， 利用NVH測試技術對減振器咕嚕聲問題進行排查分析，將樣件與臺架測試結果以及實車驗證進行比對，形成驗證閉環；探索一種具有實際指導意義的減振器異響問題排查思路，并對異響機理進行分析。

關鍵詞：減振器咕嚕聲異響；NVH測試；臺架測試；異響機理

0 引 言

減振器對于車輛的重要性不言而喻，在二十世紀初減振器被裝到車輛懸架上^[1]。近年來消費者越來越注重汽車NVH（Noise、Vibration、Harshness，噪聲、振動與聲振粗糙度）性能，底盤異響更是不被容忍；電動汽車由于整車靜音性能好，所以異響問題更加突出。各主機廠以及主要零部件廠商已經認識到此問題的重要，成立了專業的異響分析團隊（隸屬NVH部門），但懸架系統減振器異響與一般NVH問題的分析手段和解決方法有所不同，前者更多依賴人員經驗和換件驗證。NVH測試技術的發展和應用極大地促進了減振器異響問題的解決和機理探究。

本文結合具體案例，利用NVH測試技術對減振器咕嚕聲異響問題進行排查分析，并對比臺架測試以及實車驗證，形成驗證閉環；探索一種具有實際指導意義的減振器異響問題排查思路和異響機理分析過程。

1 減振器異響問題分類

減振器異響在懸架系統異響甚至底盤異響故障中占有相當高的比例，在售后故障統計中一直是主要問題。

減振器總成由多個零件組成，如圖1所示，可產生多種模式的異響，但每種異響的產生機理不盡相同，減振器（滑柱總成）常見異響分類如圖2所示。

圖1 滑柱總成結構圖

圖2 減振器常見異響分類

2 咕嚕聲異響問題排查

2.1 問題描述

某車型進行動態路試過程中，當以5～7 km/h車速通過雙扭曲路面時，車輛右前部出現咕嚕聲異響。扭曲路面如圖3所示。

圖3 雙扭曲路面

2.2 NVH技術分析

2.2.1 時域分析鎖定減振器異響

對實車進行主觀評價以確認問題，首先通過布置聽診器發現減振器上支撐和彈簧托盤（即減振器本體）位置異響明顯，初步判定滑柱總成異響；然后通過測試實車振動加速度，進行時域分析，判斷出減振器異響；最后通過減振器ABA（試驗樣件對調）測試確定減振器為異響源，振動時域分析如圖4所示。

圖4 減振器振動時域分析

由圖4可以看出：（1）減振器上支撐振動能量為較規整的正弦波，而本體振動能量有多個聚集區域，所以確認上支撐不是異響源；（2）減振器本體振動明顯，更換故障減振器后異響復現，由此鎖定異響源為減振器本體；（3）異響傳遞主要路徑為輪胎激勵→減振器本體→減振器上支撐→車身。

2.2.2 音頻回放異響對比

采集并對比異響減振器和正常減振器的本體托盤位置的振動加速度數據，通過LMS音頻回放確認異響點，異響為周期性，0.7 s左右出現一次，如圖5所示。

圖5 異響件與非異響件振動時域對比

經音頻回放確認，圖5中所標記部分為振動異響源，兩個減振器本體都出現異響振動能量，但只有當減振器本體振動較大時，振動異響才會表現明顯。

2.2.3 頻域分析

減振器振動的頻域分析如圖6所示，在400 Hz附近，異響減振器比正常減振器的振動峰值高出很多，導致異響產生。

圖6 減振器振動的頻域分析

2.2.4 速度分析

異響減振器發生異響時，減振器托盤運動速度為0.13～0.2 m/s，方向沿Z向（輪胎下跳方向），如圖7所示。

2.3 減振器異響特點

通過以上實車測試得出：故障車異響為減振器本體異響，其發生頻率為400 Hz左右，且異響為周期性，周期為0.7 s左右，減振器發生異響時，其運動速度為0.13 m/s左右，運動位移沿﹢Z向（輪胎下跳方向為正）。

圖7 減振器托盤的運動速度分析

3 臺架測試

3.1 阻尼測試

異響減振器和正常減振器的阻尼測試對比見表1，異響減振器在各速度點下的阻尼力均低于正常減振器，其中在復原工況且異響減振器運動速度為0.13 m/s時二者差異最大，差異率接近44%，與實車NVH測試結果一致。

表1 減振器不同運動速度下的阻尼值對比

由表1可知，在減振器不同運動速度下，異響件的復原阻尼力、壓縮阻尼力均低于正常件，且不滿足設計要求。

3.2 振動加速度測試

對異響減振器和正常減振器的托盤與活塞桿進行Rod-G測試，臺架布置如圖8所示。測試結果如圖9所示，在頻率350～450 Hz內，異響件減振器本體的振動加速度測試值均大于正常件測試值。

圖8 減振器振動加速度測試

圖9 減振器本體的振動加速度測試結果

3.3 殘余軸力測試

將減振器破壞后分別進行殘余軸力測試，異響減振器的殘余軸力為9 174 N，正常減振器的殘余軸力為8 347 N，通常殘余軸力標準值應不小于6 000 N，由此排除裝配封口質量問題引起減振器異響的可能性，殘余軸力測試如圖10所示。

圖10 減振器殘余軸力測試

3.4 減振器拆解排查

將異響減振器拆解后檢查，發現活塞錯用，其他零部件無異常，如圖11所示。

圖11 復原閥系拆解

更換異響減振器活塞后重新測試，阻尼力恢復正常，見表2；再次將錯用活塞裝入減振器，經過測試發現阻尼力異常，并且振動加速度測試值偏大。

表2 更換活塞后減振器不同運動速度下的阻尼值對比

由表2可知，異響減振器更換正確活塞后，在減振器不同運動速度下，其復原阻尼力、壓縮阻尼力均滿足設計要求。

3.5 實車驗證

將異響件活塞重新裝入初始非異響減振器，其他閥系件和工作缸、活塞桿等部件維持原狀，實車驗證發現，異響故障再次出現，由此判斷異響件活塞為故障根源，至此問題排查完成。

經過以上排查，鎖定減振器異響是由于活塞錯用，導致減振器阻尼力偏小，尤其在減振器運動速度為0.13 m/s時阻尼力過小，使減振器做功不足，無法有效衰減整車振動，進而產生異響。

4 異響機理

減振器復原活塞錯用使阻尼力降低，與整車懸架系統不匹配，使減振器吸收路面激勵能力變差。特定工況下路面振動通過閥系、活塞桿傳遞到車身，經車身放大后產生異響。

將汽車視為單質量系統模型，則懸架系統的阻尼比ζ^[2]可由車身質量m、彈簧剛度K和減振器阻尼系數C計算^[2]得到

ζ為不同剛度、不同簧上質量的減振器匹配懸架系統產生的阻尼效果，ζ值越大，則車身振動會迅速衰減，同時會將較大的路面沖擊傳遞到車身，如果ζ過小，對于一般路面的整車舒適性偏好，但在某些工況會出現振動衰減不足，導致異響發生或系統不穩定。采用表1中0.13 m/s減振器運動速度對應的復原阻尼力計算異響減振器和正常減振器的阻尼比，得到ζ_異響件=0.24，ζ_正常件=0.43，具體參數見表3。

表3 減振器阻尼比計算

5 結 論

（1）通過NVH測試技術對整車咕嚕異響部位進行振動加速度測試，通過音頻回放、頻域分析、時域分析、速度和位移分析等手段，鎖定異響源為減振器本體，由此探索出一種具有實際指導意義的減振器異響問題排查思路。

（2）通過臺架阻尼測試、Rod-G測試、殘余軸力測試和拆解驗證等方法，對比異響減振器和正常減振器的各項指標，鎖定異響問題點為活塞錯用，這與NVH測試結果一致，有效驗證了NVH分析思路。

（3）通過計算減振器阻尼比ζ探索產生異響的內在機理，由于異響減振器的ζ值偏小，在雙扭曲路工況下吸收路面激勵能力變差，振動通過閥系、活塞桿傳遞至車身放大后，產生了異響。

參考文獻

[1]John C Dixon.減振器手冊[M].李惠彬，孫振蓮，金婷，譯.北京：機械工業出版社，2011.

[2]余志生.汽車理論[M].北京：機械工業出版社，2006.