外特性设计理论依据

2
2 w0 - n 2 = w0 1- y 2 wr 由式可知 y 增大 wr下降，当 y =1时，
wr =
A1 Ae - nt1 d= = e = e - n(t1 + T1 ) A 2 Ae
阻尼比 y
减幅系数d
ຫໍສະໝຸດ Baidu
- nt1
根据此式可得出个阻尼比下的振幅衰减比，如表2-1所示。 表2-1 各阻尼比下振幅衰减比
减振器外特性设计理论依据
四、减振器外特性反求 目前，我国轿车、微轿车、轻型汽车大多为引进国外成熟车型，其减振器与悬架系统、 整车已经做好匹配。对于国内见减振器企业主要是结构模仿和外特性反求，在进行该项工 作时，应注意如下问题： 1）获得原车样品至少三件以上，在规范的条件下进行外特性试验，即示功试验和速度特性 试验。 2）试验速度应为多点速度、建议测点为0.05、0.1、0.2、0.3、0.52、0.6、0.8、1.0、 1.5、2.0m/s. 3) 测试行程应为多行程，建议采用25mm,50mm,75mm,100mm,行程大的减震器可以增加120mm.
0.1
1.9
0.2
3.6
0.3
7.2
0.4
15.5
0.5
37.5
0.6
111
0.7
471 值取得
小，振动衰减慢，不利于行驶平顺性及操纵稳定性。
y 值取得大，能使振动迅速衰减，但会把较大的不平路面的冲击力传到车身； y
减振器外特性设计理论依据
2.车轮振动模型 机动车轮胎是弹性体，具有较小的阻尼力，在研究车轮振 动及其接地性时，一般只考虑轮胎的刚度而略去其阻尼，这 样可建立起如图2-3所示的两质量振动模型。分析可得：增加 减振器阻尼对抑制车轮振动十分有利。 3.车身部分阻尼比ψ 对平顺性的影响 评价车辆平顺性的指标主要有三个：车身加速度z、悬架 挠动度 f d 和车轮相对动载 f d G，图2-7为ψ =0.125、0.25、 z 2、f d、 Fd G对 Fd G 的幅频特性。此 0.5三种情况下， 时，f0=1HZ,μ =m2/m1=10, γ =Kt/K=9保持不变,ft=10HZ, Ψ 1=ψ 0 由图可见，随着阻尼比的增大，在低频共振区幅频特性 .. .. Z2 q , Z2 G 的峰值均下降，而在低频、高频两个共振区之间幅 .. 值都在增大，在高频共振区 Z2 q 幅值变化很小，而 f d G 幅 值有明显下降。当ψ增大时，动挠度的幅频特性在高低两个共 振区幅值均显著下降，在两个共振区之间变化很小。
..
式中
Z、
分别表示 m 2 质量的车身振动加速度、速度。
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Ψ 称为阻尼比或相对阻尼系数，用它可以描述悬架系统 的效 果，汽车、摩托车悬架系统阻尼比的数值在 0.2--0.4左右，属于小阻尼，此时式（2-2）的解为：
2—2振动衰减
这个解说明，有阻尼自由振动时，车身部分以有阻尼固有频率 w 2 - n 2 振动，其振幅 0 按 e- nt 衰减，如图2-2所示
图2-3 车身与车轮两 个自由度振动系统
减振器外特性设计理论依据
减振器外特性设计理论依据
二、悬架系统相对阻尼系统ψ的选取
减振器不仅缓和车身振动。而且改善车轮接地性。因此，匹配良好的减振器对机动 车来说是十分必要的，尤其是高速行驶的车辆，合理地匹配减振器是改善车辆行驶平 顺性、操纵稳定性及行驶安全性所必需的。为了使减振器阻尼效果好，根据大量试验 经验，常把压缩行程的相对阻尼系数 选得小于伸张行程时的相对阻尼系数 ， 一般减振器 与 之间有下列关系，即 =（0.25~0.5） 当 =0时，即减振器压缩时无阻尼，只有伸张行程有阻尼作用，这就是前文提到的 单作用减振器。 对于不同悬架结构型式及不同的使用条件，满足平顺性要求的相对阻尼系数的大 小应有所不同。在设计时，往往先选取压缩行程和伸张行程相对阻尼系数的平均值 对于无内摩擦的弹性元件（如螺旋弹簧）悬架，取ψ=0.25～0.35；对于有内摩擦的 刚板弹簧悬架，相对阻尼系数可取小些。后悬架的平均ψ值应稍大些，对于越野汽车 或行驶路面条件较差的汽车，应取较大的ψ 值。 三、减振器外特性设计 减振器阻尼系数的确定 减振器在汽车上应垂直于车身(车架)安装，此时由式2-5可得减振器阻尼系数 (2-19) d = 2y km
d = 2y
i2 km 2 . cos 2 a
图2-8
在选择了悬架系统相对阻尼系数ψ后 ，由上式可求出减振器阻 尼系数，这样根据式 F = dvn 减振器的外特性曲线也就基本确 定了。
图2-9 图2-10
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• 实际的减振器是很难实现上述关系的，而上述关系也不一定是最佳的。实际的减振器 的外特性是非线性的，又是非对称的，即减振器在复原行程和压缩行程，开阀前和开阀后 阻尼系数都是变量。为了分析问题的方便，工程上采用分段线性外特性取代非线性外特性 设计，一般将其简化为三段近似直线，如图2-11所示 OK1段为低速特性，近似于直线，由减振器阀系常通孔及泄露确定，此时的速度特性 n 为 F = dv K1点称为开阀点，对应的速度、阻尼力被称为开阀速度及开阀阻尼力， 开阀速度通常在0.2-0.3m/s,它反映车辆在良好的路面运行，路面低频激振工况，确保舒适 性要求的减振器阻尼匹配能力。 K1K2段对应阀门开启，阀系弹性元件变形逐渐加大 F P 直到被限位，再次形成固定通道节流之前的工作过程， 它表示车辆在通常路面行驶下所需要的减振器匹配阻尼， K2 由于兼顾改善舒适性和安全性的需要，实施软阻尼，阻 K1 尼系数较小。 K2点为阀门最大开度点，它对应车轮高频激振共振区， 但尚未达到车轮共振区，该点对应的速度一般小于1m/s。 K2P段为阀门全开后形成了固定通道，该段曲线又接近直 O v 线，这个区域提供硬阻尼，抑制车轮共振频区（8-20HZ） 图2-11 外特性曲线 的振动，以适应车辆行驶安全性的阻尼匹配有求。
减振器外特性设计理论依据
一、外特性设计理论依据 减振器的外特性是指减振器伴随悬架弹性元件的相对运动速度或位移，与之相应产生 的工作阻尼力之间的关系，通常我们分别称之为速度特性和示功特性。 为悬架系统配置适当的减振器，实际上就是根据悬架系统的振动特性，匹配适当的减 振器外特性。因此研究减振器的外特性设计，首先要研究汽车及悬架系统的振动特性， 同时它也是进行减振器试验的理论依据。 1．车身振动模型． 汽车是一个复杂的振动系统，为了分析问题的方便， 将其简化成接近实际情况的单质量系统的自由振动， 图2-1是分析车身振动的单质量系统模型，它是由车 身质量 m2 和弹簧刚度K，减振器阻尼系数为δ 的悬架 组成。q是输入的路面不平度函数。车身垂直位移坐 标z的原点取在静力平衡位置，根据牛顿笫二定律， 得到描述系统运动的微分方程为：
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令 =0，此时运动失去振荡特性； 当 y =0时， 表示系统无阻尼。对于小阻尼悬加系统，车身部分振动频率几乎不受阻尼影响，可以近似 认为车身部分振动频率等于系统固有频率。 设衰减振动中，相邻周期的振幅以A1、A2表示，A1、A2比值称之为减幅系数，以d表 示
2pj 1- j
2
在很多情况下，减振器安装由于受空间限制，往往与垂直线成一角度，此时的减振器 阻尼有个等效问题，下面是几种安装方法的等效关系。
减振器外特性设计理论依据
• • • 图2-8为非独立悬架，当两侧车轮通向等幅跳动时，阻尼折算 到车轮处的传动比 i=1/cosα 图2-9为独立悬架 i=n/α 图2-10为摩托车摇臂式前悬架 i=a/b a越大，在车轮端的力越小，因此上述传动比以平方的形式出 现在阻尼计算中即