内部结构的声音一直是控制阻尼器声音的最重要和最困难的问题。张进行测试数据和所造成的阻尼器的内部结构的异常噪声的原因的分析，并总结的异常噪声模式的原因和异常声音和的外部特性曲线之间的关系阻尼器。常模式阻尼器的试验方法。
击;内部结构：声音异常;阻尼力曲线;阀门系统振动中图分类号：U463文献标识码：A产品货号：1009-2374（2014）21-0082-03具有车辆性能要求改进的振动控制和安全控制要求机动车噪音也变得越来越重要：留下的其他运动部件的噪音问题逐渐引起人们的注意。中，液压悬架冲击引起的车内异响问题尤为重要。车悬架液压悬架的异常振动可分为四种类型：摩擦噪声，异常气流，异常流动和结构异常，其中由结构原因引起的异常声音是最重要的。难控制的。国内外进行的异常，多次实验和研究表明，这种结构异常与阻尼器活塞杆的高频振动有关，振动频率是大约在100至500赫兹。
车辆在工厂在房间检查，在25的速度至40公里/小时，所述车辆的一定的比例可以清楚地听到的声音“咕噜，咕噜”的范围内后悬架。过分析，声音受到后部震动的内部因素的影响。文分析了车辆减振器的异常模式，提出了一种测试和确定减振器性能底盘上结构减震器存在的新方法。尼器结构示意图图1液压阻尼器结构示意图典型液压阻尼器的结构原理如图1所示。1.操作原理如下：当车轮跳跃时，阻尼器在压缩冲程中被压缩，活塞1相对于工作缸2的向下运动，因为压力活塞上的阀门II差速器1和下阀4上的阀门IV打开，当油通过两个阀门时，压缩阻尼力由节流作用产生的压力差形成;当阻尼器在返回行程中伸展时，活塞1相对于工作缸2上升，并且由于差压活塞1的阀I打开，因此由节流作用产生的压力差当油流入阀门时，我恢复了。成的是，当车辆行驶时，阻尼器在压缩冲程和恢复冲程之间连续切换，因为车轮不会上下停止。尼力公式F（恢复）=（PA-PB）×（链接A – 活塞）（1）F（压缩）=（PB – PC）×链接（A）（2）其中F（恢复） ），F（压缩）代表恢复阻尼力，压缩阻尼力PA，PB，PC分别代表图1中三个油室的压力，活塞A和连杆A代表活塞和连杆以及截面。
一个阻尼力F和活塞速度有一个关系式：F = C×VX（3）其中C是阻尼器的阻尼系数，单位是N·s / m，V是阻尼活塞的位移速度，X是不同的结构阀，动作的指数值大于零。动悬架模型图21/4悬架模型图2是1/4轮体和悬架的简化的两自由度振动模型，其中m2是悬架的悬挂质量和m1悬浮液的非簧载质量，K到悬架刚度，Kt为轮胎C为阻尼器的阻尼系数的垂直刚度，Z2是弹簧的质量块的位移，其对应于主体的位移，z1是非簧载质量的位移，其对应于车轮的位移。械方程为：无阻尼当自由振动（C = 0），（5）当悬浮质量m2不移动（z2 = 0）时，（6）非簧载质量超出频率，也就是说，车轮的偏移是：（7）分析方法和分析结果方法车辆悬架的刚度为k = 36.8 N / mm，轮胎的刚度为克拉= 253.6 N /毫米和非簧载质量悬浮液M1 = 61.5 kg.Selon式（7），弹簧的下侧的质量等于车轮偏置频率：视使用MTS-849防震性能试验台对车轮偏置和悬架系统振动模式的值进行冲击测试。
装减震器的要求如下：减震器的起始位置是比赛的中点。试规范如下：一旦寄存器经过5个周期的预测试，就会记录9个频率的阻尼力的特征曲线。
试图数据的采集和分析.3。常噪声衰减力的外部特征曲线分别在被认为是负载的异常声音的部分和没有异常噪声的部分上测试。试结果如图3所示。
4，图3显示了异常吸声器阻尼力的外部特性曲线，图4显示了静音阻尼器阻尼力的外部特性曲线，横坐标表示时间（s）和纵坐标阻尼力（N），测试记录s = 0的起始点是压缩冲程结束之间的过渡点。条曲线记录从恢复冲程开始到阻尼器结束直到压缩冲程结束的时间。尼器的阻尼力与加工过程中的时间之间的关系。4外部特性曲线无异常噪声阻尼。过观察和比较两者的测试曲线数据，结果如下：如图3所示，部分阻尼力的曲线段不平滑，发生抖动现象并且抖动被转换成阻尼器的行程。后，接近位置开始出现，而图4的阻尼力曲线没有明显的抖动。图3中，曲线抖动是具有显着“减震”特性的振动，其频率大约在350和500Hz之间。图3中，阻尼力不是零时间位置和抖动外观之间为零，但随着速度的增加而增加。图3的低频曲线中，阻尼力曲线不存在或不明显在频率增加的曲线中，抖动开始出现并随频率的增加而增大可以在曲线上测量抖动量。5显示了频率与抖动量之间的关系。
坐标是频率（Hz），纵坐标是负载（N）。动量（振动冲击负载）从10 Hz的频率显着增加。5频率与冲击负载之间的关系在图3中，压缩冲程中的抖动程度相同频率曲线小于恢复运行中的抖动，并且频率不同，并且两者都不是由相同的振动源引起的。于以上信息，总结如下：异常阻尼器阻尼力曲线表现出异常抖动，衰减振动频率为350-500 Hz，并且加剧了增加车轮的输入频率。常声学试样的阻尼曲线不稳定，活塞杆受到振动冲击力。据公式（1）和（2），压缩和恢复中的阻尼力与压力差和表面成比例，因为阻尼活塞和杆的刚体尺寸不变并且公式的表面是恒定的，阻尼力的变化是由于三个油室PA，PB和PC的压力的波动引起的，这是图3中所示的波动的起点。中间阻尼器的内部结构中，阀I，II，III和IV由于阀系统的结构因素而产生确定的频率和振幅的振动。修阀的节流区域波动，可能引起压力差的波动。据上述分析，异常噪声的解释是由于车轮行驶过程中车轮不平整引起的车轮共振（本研究研究了车轮转向约11 Hz），这导致阻尼器的修改。此过程中，特别是在压缩冲程结束时恢复行程结束时，由于阻尼气门机构结构的不合理调整，高频振动（350-在连杆中形成500Hz）和大负荷（大于30N）。动通过连杆传递到车身，并被车身放大，形成驾驶员和乘客容易注意到的声音。进措施和验证结果根据上述分析结果，通过优化回收阀和活塞上的直动阀的结构来优化阻尼阀系统，修改阀板的结构和尺寸以及改变阀门系统的固有特性。
化压缩阀和下阀补偿阀的结构，修改阀板的结构和尺寸，并修改阀系统的固有特性。化活塞活塞和下阀门上的阀门管线，以减少阀板与活塞和下阀门之间的粘附力;根据相同的测试规格测试根据该测量制备的样品，结果如图6所示。尼力与曲线相比，恢复阻尼曲线的频率已延迟至14 Hz，冲击载荷为20 N，压缩阻尼曲线频率推迟到12 Hz，冲击载荷为10 N，评估并确认加载路径。
辆的这种状态是可以接受的。6阻尼时间阻尼力外部特征曲线的增强测量在批次实施的断点之后，车辆故障率从之前的9.6％上升到0.03％ 。果明显，测量有效。论从给定车辆异常冲击原因的分析和改进中得出以下结论：减震器的异常结构主要是通过系统的阀门来解释的。过激励道路的励磁轮激励减震器。致高频冲击载荷的振动通过连杆传递到车身，产生异常噪音。动型阻尼阀的异常声音发生在接近压缩行程末端和返回行程转变的位置，并且该振动在恢复行程中比发生的更强在压缩比赛的早些时候。据车轮偏移范围和悬架系统模型的测试规范，恒温阀芯可以在普通冲击试验性能图表和数据上测试阀门系统的声音振动阻尼器。以获得定量测试。“普通测试性能表”中可以检测到“阻尼阀振动类型的异常振动”和本文所进行的分析工作，以进一步研究减振效果。架系统通过理论和实验分析。常噪音问题奠定了良好的基础。
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