大冲击行程下减振器示功图优化设计

  考虑到此异响只在减振器拉伸极限时刻产生，为此将拉伸极限的行程位置附近的阻尼力进行增加，保持其他行程下的阻尼力即可。如图1.7针对此将减振器活塞杆上的普通橡胶缓冲块做了优化改进，设计成具有反向液压缓冲的套管结构。在减振器到达拉伸极限位置附近产生大阻尼，有效吸收冲击能量，避免撞击，且此套管结构能调节拉伸极限位置附近的阻尼力和行程。

  如图1.10结构优化前后的减振器搭载在减振器MTS性能测试台上，进行示功试验，试验得出优化前后减振器示功图。

  优化前后的减振器示功图曲线mm区间内，阻尼力产生差异。使用反向液压缓冲套管结构优化的减振器，在拉伸20mm的位移时，阻尼力剧增，使得冲击能量急速衰减，避免撞击“砰砰”异响的产生。

  [3]喻凡，林逸.汽车系统动力学[M].北京：机械工业出版社，2017.

  大冲击行程下减振器示功图曲线丰满圆滑，上下对称，能解决阀系产生的异响问题，但是并不可避开悬架击穿等问题产生的撞击异响，示功图曲线需要做优化设计。

  [1]俞德孚.悬架减振器的理论和实践[M].北京：中国兵工业出版社，2003.

  首先，通过对前底盘的左右控制臂、左右稳定横拉杆、左右减振器总成，左右悬置、后悬置等部件依次来更换，同时，更换的部件确保自身尺寸等各项参数全部符合设计要求，每次均以25～35 km/h车速通过冲击坎进行方案验证与问题排查，但是每次验证撞击异响声依旧复现。

  通过主观评价初步锁定撞击异响来源于减振器本体，但无法确定问题的具体产生原因，为明确过坎撞击异响的产生机理，通过测试设备和传感器采集客观数据来进行分析，具体测点如表1.1所示。

  如图1.2随后，调节出一套大阻尼的减振器后，搭载整车路试验证，同样以25～35 km/h车速通过冲击坎，撞击异响声减小，但依旧存在，主观评价有改善，但仍需优化。针对此验证结果，可以锁定撞击异响声有减振器本体产生。

  如图1.3将存在撞击异响的减振器本体安装在MTS性能试验台架上进行多种路谱的可靠性耐久测试，此类撞击异响均没有复现。

  如图1.5左前减振器活塞杆顶端的振动存在异常表现，左前减振器活塞杆顶端的振动加速度幅值为15.30g，然而左前悬架安装点车身侧的振动加速度幅值为8.09g，显然可知，左前减振器活塞杆顶端的振动加速度远大于左前悬架安装点车身侧。

  根据客观采集数据比较与减振器内部结构分析，车辆过巴西坎时的撞击异响产生机理是过坎瞬间产生的冲击能量巨大，车辆被抛起，车轮下垂运动，减振器和弹簧在预定的行程下不能完全吸收此冲击能量，使得弹簧和减振器继续被拉伸。如图1.6当减振器到达拉伸极限时，减振器活塞杆上缓冲块与减振器筒体顶端限位撞击，产生“砰砰”撞击异响。

  【摘要】减振器阻尼力的过程中，通常以减振器的示功图曲线作为量化目标要求，要求减振器示功台架后得到的减振器示功图曲线对称、饱满，不得存在空程、畸变等现象。当连续的小起伏颠簸路面，减振器示功图曲线饱满设计可以吸收此类路面产生的冲击能量，不会产生减振器异响状况。然而，对于大冲击路面，示功图曲线饱满设计，可以满足阀系不会产生空程噪声，但存在不能有效衰减瞬态的大冲击能量，产生组件撞击异响，需要对示功图进行优化设计。

  试验前期测点布置完后才能好，车辆以25～35 km/h的速度过巴西坎，采集5组数据，比较一致性，选取具有代表性的数据做多元化的分析。如图1.4通过对噪声和振动数据的对比分析，在300～1000 Hz范围内存在比较大的能量带，截取此频段的音频与路试产生的“砰砰”声极为相似，滤波掉此频段音频后“砰砰”声不复现。

  将结构优化后的减振器搭载在整车上路试验证并采集客观数据，同样以25～35 km/h车速通过冲击坎。撞击异响声消失，主观评价改善明显，可接受，方案有效。

  如图1.8所示，通过对前后噪声频谱图对比分析，在300～1000 Hz范围内，冲击能量带消失；如图1.9所示，减振器活塞杆顶端的振动明显大幅度减小，左前减振器活塞杆顶端的振动加速度幅值减小到为9.56g，降低5.74g, 左前悬架安装点车身侧的振动加速度幅值为9.07，左前减振器活塞杆顶端的振动加速度接近于左前悬架安装点车身侧。

  如图1.1某车型过巴西坎瞬间车辆姿态，冲击坎为拱形结构，最大高度为180 mm，为巴西城市常见路况，故此称为巴西坎，某车型以25～35 km/h车速通过冲击坎，车辆被抛起瞬间，前轮下垂到达拉伸极限时，前底盘产生的“砰砰”撞击异响，驾驶舱内感受明显，主观评价舒适性较差，不可接受；然而，当车速降低至15 km/h时，通过冲击坎，前底盘无“砰砰”撞击异响产生，主观评价舒适性可接受。