关注3·15 | 基于NVH测试技术的汽车减振器咕噜声异响问题排查与分析

国高材高分子材料产业创新中心 2024年3月20日浏览：1019 收藏：1

摘要：结合具体案例，利用NVH测试技术对减振器咕噜声问题进行排查分析，将样件与台架测试结果以及实车验证进行比对，形成验证闭环；探索一种具有实际指导意义的减振器异响问题排查思路，并对异响机理进行分析。

关键词：减振器咕噜声异响；NVH测试；台架测试；异响机理

0 引言

减振器对于车辆的重要性不言而喻，在二十世纪初减振器被装到车辆悬架上^[1]。近年来消费者越来越注重汽车NVH（Noise、Vibration、Harshness，噪声、振动与声振粗糙度）性能，底盘异响更是不被容忍；电动汽车由于整车静音性能好，所以异响问题更加突出。各主机厂以及主要零部件厂商已经认识到此问题的重要，成立了专业的异响分析团队（隶属NVH部门），但悬架系统减振器异响与一般NVH问题的分析手段和解决方法有所不同，前者更多依赖人员经验和换件验证。NVH测试技术的发展和应用极大地促进了减振器异响问题的解决和机理探究。

本文结合具体案例，利用NVH测试技术对减振器咕噜声异响问题进行排查分析，并对比台架测试以及实车验证，形成验证闭环；探索一种具有实际指导意义的减振器异响问题排查思路和异响机理分析过程。

1 减振器异响问题分类

减振器异响在悬架系统异响甚至底盘异响故障中占有相当高的比例，在售后故障统计中一直是主要问题。

减振器总成由多个零件组成，如图1所示，可产生多种模式的异响，但每种异响的产生机理不尽相同，减振器（滑柱总成）常见异响分类如图2所示。

图1 滑柱总成结构图

图2 减振器常见异响分类

2 咕噜声异响问题排查

2.1 问题描述

某车型进行动态路试过程中，当以5～7 km/h车速通过双扭曲路面时，车辆右前部出现咕噜声异响。扭曲路面如图3所示。

图3 双扭曲路面

2.2 NVH技术分析

2.2.1 时域分析锁定减振器异响

对实车进行主观评价以确认问题，首先通过布置听诊器发现减振器上支撑和弹簧托盘（即减振器本体）位置异响明显，初步判定滑柱总成异响；然后通过测试实车振动加速度，进行时域分析，判断出减振器异响；最后通过减振器ABA（试验样件对调）测试确定减振器为异响源，振动时域分析如图4所示。

图4 减振器振动时域分析

由图4可以看出：（1）减振器上支撑振动能量为较规整的正弦波，而本体振动能量有多个聚集区域，所以确认上支撑不是异响源；（2）减振器本体振动明显，更换故障减振器后异响复现，由此锁定异响源为减振器本体；（3）异响传递主要路径为轮胎激励→减振器本体→减振器上支撑→车身。

2.2.2 音频回放异响对比

采集并对比异响减振器和正常减振器的本体托盘位置的振动加速度数据，通过LMS音频回放确认异响点，异响为周期性，0.7 s左右出现一次，如图5所示。

图5 异响件与非异响件振动时域对比

经音频回放确认，图5中所标记部分为振动异响源，两个减振器本体都出现异响振动能量，但只有当减振器本体振动较大时，振动异响才会表现明显。

2.2.3 频域分析

减振器振动的频域分析如图6所示，在400 Hz附近，异响减振器比正常减振器的振动峰值高出很多，导致异响产生。

图6 减振器振动的频域分析

2.2.4 速度分析

异响减振器发生异响时，减振器托盘运动速度为0.13～0.2 m/s，方向沿Z向（轮胎下跳方向），如图7所示。

2.3 减振器异响特点

通过以上实车测试得出：故障车异响为减振器本体异响，其发生频率为400 Hz左右，且异响为周期性，周期为0.7 s左右，减振器发生异响时，其运动速度为0.13 m/s左右，运动位移沿﹢Z向（轮胎下跳方向为正）。

图7 减振器托盘的运动速度分析

3 台架测试

3.1 阻尼测试

异响减振器和正常减振器的阻尼测试对比见表1，异响减振器在各速度点下的阻尼力均低于正常减振器，其中在复原工况且异响减振器运动速度为0.13 m/s时二者差异最大，差异率接近44%，与实车NVH测试结果一致。

表1 减振器不同运动速度下的阻尼值对比

由表1可知，在减振器不同运动速度下，异响件的复原阻尼力、压缩阻尼力均低于正常件，且不满足设计要求。

3.2 振动加速度测试

对异响减振器和正常减振器的托盘与活塞杆进行Rod-G测试，台架布置如图8所示。测试结果如图9所示，在频率350～450 Hz内，异响件减振器本体的振动加速度测试值均大于正常件测试值。

图8 减振器振动加速度测试

图9 减振器本体的振动加速度测试结果

3.3 残余轴力测试

将减振器破坏后分别进行残余轴力测试，异响减振器的残余轴力为9 174 N，正常减振器的残余轴力为8 347 N，通常残余轴力标准值应不小于6 000 N，由此排除装配封口质量问题引起减振器异响的可能性，残余轴力测试如图10所示。

图10 减振器残余轴力测试

3.4 减振器拆解排查

将异响减振器拆解后检查，发现活塞错用，其他零部件无异常，如图11所示。

图11 复原阀系拆解

更换异响减振器活塞后重新测试，阻尼力恢复正常，见表2；再次将错用活塞装入减振器，经过测试发现阻尼力异常，并且振动加速度测试值偏大。

表2 更换活塞后减振器不同运动速度下的阻尼值对比

由表2可知，异响减振器更换正确活塞后，在减振器不同运动速度下，其复原阻尼力、压缩阻尼力均满足设计要求。

3.5 实车验证

将异响件活塞重新装入初始非异响减振器，其他阀系件和工作缸、活塞杆等部件维持原状，实车验证发现，异响故障再次出现，由此判断异响件活塞为故障根源，至此问题排查完成。

经过以上排查，锁定减振器异响是由于活塞错用，导致减振器阻尼力偏小，尤其在减振器运动速度为0.13 m/s时阻尼力过小，使减振器做功不足，无法有效衰减整车振动，进而产生异响。

4 异响机理

减振器复原活塞错用使阻尼力降低，与整车悬架系统不匹配，使减振器吸收路面激励能力变差。特定工况下路面振动通过阀系、活塞杆传递到车身，经车身放大后产生异响。

将汽车视为单质量系统模型，则悬架系统的阻尼比ζ^[2]可由车身质量m、弹簧刚度K和减振器阻尼系数C计算^[2]得到

ζ为不同刚度、不同簧上质量的减振器匹配悬架系统产生的阻尼效果，ζ值越大，则车身振动会迅速衰减，同时会将较大的路面冲击传递到车身，如果ζ过小，对于一般路面的整车舒适性偏好，但在某些工况会出现振动衰减不足，导致异响发生或系统不稳定。采用表1中0.13 m/s减振器运动速度对应的复原阻尼力计算异响减振器和正常减振器的阻尼比，得到ζ_异响件=0.24，ζ_正常件=0.43，具体参数见表3。

表3 减振器阻尼比计算