雙筒式汽車液壓減振器異響診斷

(哈爾濱工業(yè)大學 (威海)汽車工程學院， 山東 威海 264200)

引言

異響問題一直是減振器行業(yè)的技術(shù)難題之一，國產(chǎn)減振器因異響問題產(chǎn)生的索賠金額占總索賠金額的50%～60%。車輛中廣泛使用的雙筒式液壓減振器的結(jié)構(gòu)決定了它在復原、壓縮循環(huán)工作過程中，內(nèi)部會產(chǎn)生振動沖擊，進而產(chǎn)生噪聲，較為嚴重的噪聲稱為異響[1]。國內(nèi)外對減振器異響多有研究，美國MTS公司對減振器單體進行研究，認為異響及其來源分為三類[2]：缸筒內(nèi)液壓油流過閥體時產(chǎn)生的流動噪聲； 活塞在行程換向時閥片的開啟和關(guān)閉產(chǎn)生的機械噪聲；因零部件加工缺陷、裝配誤差以及油品惡化等引起的其他異響。魯卡寧(Луканин, В.Н.)等[3]認為異響是由儲油缸和活塞桿產(chǎn)生的較高頻率(200～1000 Hz)振動引起的。單寶峰等[4]將減振器異響按來源分為四類：摩擦撞擊異響、共振異響、氣體異響和截流異響。舒紅宇等[5]認為不存在沒有噪聲的減振器，異響件與正常件振動波形相似，但峰值頻率不同；同時他還認為減振器的結(jié)構(gòu)噪聲發(fā)生在活塞桿在復原和壓縮行程換向過程中，頻率范圍在100～450 Hz。

目前對于減振器異響問題的研究方法主要有：柳文健等[6]將試驗數(shù)據(jù)與仿真模型的示功圖、速度特性和活塞桿軸向加速度對比，進行了置信度的檢驗。汪明明[7]和何聯(lián)格[8]建立異響減振器有限元模型，采用流固耦合的方法進行仿真分析。王祥等[9]對減振器進行力錘模態(tài)試驗，發(fā)現(xiàn)活塞桿-活塞-活塞桿外接套組件的固有頻率與異響頻率最為接近。

國內(nèi)外研究學者提出的減振器異響問題多為機械噪聲[10]和共振異響[11]，車輛在某些工況下導致減振器高頻振動，當振動頻率達到減振器的固有頻率時振幅急劇增加，發(fā)生共振現(xiàn)象，產(chǎn)生噪聲并傳遞到車內(nèi)[12-13]。為此，本研究以國內(nèi)某車型的減振器的共振異響問題為研究對象，設(shè)計了臺架試驗和主觀評價試驗，試驗數(shù)據(jù)進行時域和頻域分析，并對該型號減振器進行三維建模及模態(tài)分析，仿真結(jié)果與試驗結(jié)果對比，分析產(chǎn)生共振異響的來源和共振頻率，對理解減振器異響產(chǎn)生機理，尋求減振器異響的控制策略有一定的意義。

1 研究技術(shù)路線

根據(jù)研究目的，確定以國內(nèi)某車型雙筒式液壓減振器異響問題為研究對象，通過臺架試驗和主觀評價試驗診斷出存在異響的減振器及發(fā)生異響的頻率。在Catia中對該型號減振器進行三維建模，利用ANSYS Workbench 求解活塞桿和底閥在各階模態(tài)下的固有頻率。最后，比較仿真結(jié)果和試驗數(shù)據(jù)的振動峰值頻率，發(fā)現(xiàn)活塞桿組件的固有頻率與減振器發(fā)生異響的振動峰值頻率相吻合，得出減振器工作過程中活塞桿組件的振動是異響的來源，圖1是減振器異響診斷試驗研究技術(shù)路線圖。

2 減振器異響試驗研究

2.1 MTS臺架試驗

在雙筒式液壓減振器異響發(fā)生機理研究中， 室內(nèi)臺架試驗方法應(yīng)用最為廣泛。采用的美國MTS減振器試驗臺架，如圖2所示。對質(zhì)保部門提供的返修減振器和同型號新減振器進行編號(返修件：1，2…30；新減振器：102，103)，將減振器裝夾固定在MTS試驗臺上，試驗過程中減振器去掉防塵罩，垂向安裝。PU探頭安裝在固定于試驗臺架前的機械臂上，調(diào)整PU探頭距離減振器外缸筒壁面約3 mm，2個三向加速度傳感器分別固定在減振器上下吊環(huán)處。采集振動加速度信號的24通道數(shù)采和采集PU信號的4通道數(shù)采分別與測試電腦連接。

圖1 減振器異響研究技術(shù)路線圖

圖2 減振器異響試驗臺

激振方式為減振器上端固定，下端施加正弦激勵。激振頻率為1～15 Hz，振幅取4 mm，即激振行程為8 mm。2個三向加速度傳感器采集活塞桿軸向振動加速度信號。試驗中引入了PU探頭：1個傳統(tǒng)的麥克風(P探頭)和1個聲波質(zhì)點速度通道(U探頭)。在聲場中，U探頭可測得垂直于探頭平面的質(zhì)點速度同時濾掉其他方向的聲音，能有效隔離環(huán)境噪聲。

2.2 主觀評價試驗

目前對減振器異響特征判斷主要是基于主觀評價標準形成的。我們將臺架試驗中PU探頭采集到的聲速信號處理為音頻文件作為聲音樣本，請22位均具有減振器聽音經(jīng)驗的專業(yè)人員作為評價主體進行試驗。試驗過程中，保證評價房間無異響，控制室內(nèi)溫度在25 ℃左右，減振器異響主觀評價結(jié)果見表1。

表1 減振器異響及異響激振工況診斷結(jié)果(“0” 表示無異響，“1” 表示有異響)

根據(jù)表1，可得如下結(jié)論：

(1) 不論返修件還是新減振器，該型號減振器發(fā)生異響是一種特定振動激勵下的普遍現(xiàn)象；

(2) 對于1～6 Hz的低頻振動激勵，該型號減振器不發(fā)生異響。對于7～9 Hz的振動激勵，該型號減振器基本不發(fā)生異響，但偶爾會出現(xiàn)異響；

(3) 對于10～15 Hz的振動激勵，該型號減振器發(fā)生異響的概率極高。

2.3 試驗數(shù)據(jù)時域分析

根據(jù)主觀評價分析，選取MTS臺架試驗中采集的18號減振器和21號減振器活塞桿軸向振動加速度信號(激振頻率13 Hz，振幅4 mm)，在時域中進行分析，圖中位移曲線為施加的正弦激勵。圖3為18號減振器發(fā)生異響的時域信號圖，圖4為21號減振器無異響的時域信號圖。

圖3 18號減振器發(fā)生異響的時域信號圖

圖4 21號減振器無異響的時域信號圖

分析臺架試驗中減振器的時域信號圖，發(fā)現(xiàn)不管是發(fā)生異響的減振器還是無異響的減振器，其加速度信號均在復原行程和壓縮行程換向位置出現(xiàn)峰值。同時，對比異響件與無異響件的時域信號圖，可以看出異響件的活塞桿軸向振動加速度峰值明顯大于無異響件。因此，認為活塞桿在換向過程中的加速度沖擊導致減振器發(fā)生異響。

2.4 試驗數(shù)據(jù)頻域分析

采用頻域分析的方法可以找到減振器異響產(chǎn)生的頻率范圍，進而確定異響源。對臺架試驗中18號減振器的活塞桿軸向振動加速度信號進行頻域分析，試驗中測得的加速度時域信號作傅立葉變換得到頻域信號，圖5a～圖5o分別為激勵頻率1～15 Hz的加速度頻譜圖。

為進一步驗證實驗數(shù)據(jù)的可靠性，對上述18號異響減振器，選取激勵頻率為8 Hz工況下測得的振動加速度信號做出頻率熱譜圖分析如圖6所示。橫軸為時間，左側(cè)縱軸為頻率，右側(cè)縱軸為振幅。從圖6中可以看出在500～700 Hz和900～1100 Hz這兩個范圍為高

圖5 活塞桿軸向振動加速度頻域信號圖

圖6 活塞桿軸向振動加速度信號頻率熱譜圖

振幅熱區(qū)，振幅明顯高于其他頻率范圍，其他測試減振器軸向振動加速度信號頻域分析結(jié)果一致。

隨著試驗激勵頻率增大，活塞桿軸向振動加速度峰值有增大趨勢，對應(yīng)的峰值頻率增加，但始終在500～700 Hz和900～1100 Hz范圍內(nèi)變化。根據(jù)主觀評價試驗結(jié)果和加速度頻域信號圖，當加速度峰值達到0.3 m/s2以上時，該型號減振器發(fā)生異響概率極高，這時減振器所受沖擊激發(fā)了活塞桿組件或液壓缸底閥組件的模態(tài)，引發(fā)活塞桿軸向1000 Hz左右的振動且振幅急劇增加，通過剛性連接傳遞到車內(nèi)，產(chǎn)生異響。

3 模態(tài)分析

根據(jù)減振器臺架試驗結(jié)果，在ANSYS Workbench中對減振器活塞桿組件和底閥組件及其上主要零部件進行模態(tài)分析，求解其固有頻率。判斷是否存在1000 Hz左右的減振器結(jié)構(gòu)模態(tài)，找出產(chǎn)生異響的原因。

3.1 活塞桿組件模態(tài)分析

在Catia軟件中對該型號減振器活塞桿、底閥、活塞、閥片等主要零部件進行三維建模，并將各零部件裝配成組件，導入到ANSYS Workbench中進行仿真，分析各零部件和零件組合的模態(tài)，求解其固有頻率。表2為活塞桿總成各零部件的材料信息。

為了與試驗結(jié)果對比，仿真條件應(yīng)盡可能與試驗條件一致。因此在進行模態(tài)分析前需要先進行靜力結(jié)構(gòu)分析并設(shè)置固定約束，屬于有預應(yīng)力的模態(tài)分析。對表2中的零部件做六階模態(tài)分析，求解固有頻率。模態(tài)分析結(jié)果見表3。

由表3可知活塞桿自身的三階模態(tài)和四階模態(tài)的固有頻率是430 Hz，接近熱譜圖中高振幅熱區(qū)的頻率范圍500～700 Hz。為了綜合分析減振器的異響是否與活塞桿組件有關(guān)，在ANSYS Workbench中導入裝配完成的活塞桿組件三維模型進行模態(tài)分析，活塞桿組件在各階模態(tài)下的固有頻率見表4。

表2 減振器活塞桿各零部件材料

表3 減振器活塞桿組件各零部件固有頻率 Hz

表4 活塞桿組件各階模態(tài)固有頻率

由仿真結(jié)果可知，活塞桿組件的五階模態(tài)固有頻率為1038 Hz，六階模態(tài)固有頻率為1141 Hz與臺架試驗中減振器發(fā)生異響的工況下活塞桿頂端軸向振動峰值頻率1000 Hz十分接近。當活塞桿組件受到的振動頻率達到1038 Hz和1141 Hz附近時激發(fā)其模態(tài)，從而使減振器產(chǎn)生較大噪聲或異響。

3.2 液壓缸底閥模態(tài)分析

考慮減振器的結(jié)構(gòu)特性，活塞桿通過導向器和工作缸筒與底閥組件形成了剛性連接，底閥的振動會通過缸筒傳遞到活塞桿，判斷臺架試驗中測得的活塞桿軸向振動峰值頻率是否來源于液壓缸底閥，表5列出了底閥的材料信息。

表5 減振器液壓缸底閥零件材料

在Catia中對減振器底閥組件進行三維建模，導入ANSYS Workbench中，求解減振器液壓缸底閥在各階模態(tài)下的固有頻率，表6列出了底閥組件各階模態(tài)固有頻率。

表6 液壓缸底閥組件各階模態(tài)固有頻率

在減振器臺架試驗中并沒有發(fā)現(xiàn)與液壓缸底閥組件各階模態(tài)下的固有頻率相近的振動峰值頻率，而且底閥組件模態(tài)分析得到的固有頻率遠小于試驗中發(fā)生異響時的振動峰值頻率，認為該型號減振器異響的來源并不是液壓缸底閥。

4 結(jié)論

(1) 本研究針對某車型減振器異響問題，通過MTS臺架試驗及主觀評價試驗，發(fā)現(xiàn)該型號減振器發(fā)生異響是在激振頻率達到10 Hz以上的特定工況下的普遍現(xiàn)象；

(2) 對試驗數(shù)據(jù)進行時域分析，得出減振器在復原和壓縮行程的換向時刻對活塞的沖擊振動是產(chǎn)生異響的重要因素；

(3) 試驗中采集的減振器活塞桿軸向振動加速度信號在頻域下分析，得到該型號減振器發(fā)生異響時活塞桿軸向振動峰值頻率在1000 Hz附近，并通過熱譜圖可以看到在500～700 Hz和900～1100 Hz這兩個范圍振幅明顯高于其他頻率范圍；

(4) 對比試驗數(shù)據(jù)和仿真結(jié)果，液壓缸底閥組件的各階模態(tài)下的固有頻率遠小于減振器噪聲較大的頻率范圍，但是活塞桿組件的五階模態(tài)固有頻率1038 Hz和六階模態(tài)固有頻率1141 Hz十分接近臺架試驗中活塞桿頂端的軸向振動峰值頻率1000 Hz，也在頻率熱譜圖中的高振幅區(qū)域900～1100 Hz附近。因此，認為減振器活塞桿組件是該型號減振器異響的主要來源。