车辆悬架最佳阻尼匹配减振器设计_周长城
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[ 7]
( 1)
式中 : ξ 为悬架最佳阻尼比 ; f 0 为悬架固有频率 。
, 大都是利
( 2)
用《机械设计手册》 所提供的阀片最大挠度计 算公 式 , 对阀系参数进行近似设计 , 参数设计值不可靠 , 因此 , 目前传统的减振器阀系参数设计方法 , 不能满 足汽车减振器设计和生产的需要 。 本文对车辆悬架系统最佳阻尼匹配减振器速度 特性进行研究 , 建立了车辆悬架最佳阻尼匹配减振 器速度特性数学模型 , 对减振器阀系参数进行优化 设计 , 并对设计减振器进行了特性试验与整车振动 特性验证 。
力 。 在某一速度下 , 节流压力与相应面积的乘积 , 即 为减振器在该速度下的阻尼力 。
2 最佳阻尼匹配减振器阻尼系数
2. 1 悬架系统最佳阻尼系数 设单轮总质量为 m t , 单轮簧下质量为 m d , 则单 轮簧上质量 m u 为
第 3 期 周长城 , 等 : 车辆悬架最佳阻尼匹配减振器设计 C2f = C2 式中 : C2 f 为减振器复原二次开阀阻尼系数 ; V 2f 为减 振器复原二次开阀速度 。 将式( 6) 代入式( 9) , 则减振器复原二次开阀阻 尼力可表示为 F 2f = 4π ξ f 0 m u V 1f + 1 ( V 2 f -V 1f ) i2 η f ( 10)
16
交 通 运 输 工 程 学 报 减振器阀系参数设计一直是困扰减振器设计和 m u = m t -m d
2008 年
开发的关键问题
[ 6]
[ 5]
。 目前 , 国内 、 外对基于车辆参数
依照 1/ 4 单自由度振动模型 , 根据悬架系统最佳阻 尼比 , 可得悬架系统最佳阻尼系数[ 8] 为 Cs = 4 π ξ f 0 mu 2. 2 减振器最佳阻尼系数 2. 2. 1 首次开阀最佳阻尼系数 根据悬架系统杠 杆比 i , 可求得减 振器在首次 开阀时的阻尼系数为 C1 = 4πξ f 0 m u/ i 2 2. 2. 2 二次开阀最佳阻尼系数 减振器阻尼是非线性的 , 一般将减振器速度特 性分段线性化 , 并将减振器首次开阀前的速度特性 直线斜率 k 1 与二次开阀前的速度特性直线斜率 k 2 的比值 , 定义为减振器平安比 η 。 其中 , 减振器首次 开阀前的速度特性曲线斜率 k 1 为减振器开阀前的 阻尼系数 C1 , 因此 , 减振器平安比 η 可表示为 η= k 1 / k 2 = C1 / k 2 k2 为 k 2 = C1 / η 得减振器二次开阀阻尼系数 C2 为
3 最佳阻尼减振器特性建模
3. 1 复原行程速度特性 当减振器复原行程达到首次开阀速度 V 1f 时 , 减 振器首次开阀复原阻尼力可表示为 F 1f = C1f V 1f = C1 V 1f C1 f = C1 式中 : C1f 为减振器复原首次开阀阻尼系数 ; V 1f 为减 振器复原行程首次开阀速度 。 将式( 2) 代入式( 7) , 可得 F 1f = 4πξ f 0 m u V 1f / i 2 振器二次开阀阻尼力为 F 2f = C2f V 2f =C2 V 2f ( 9) ( 8) 当减振器复原运动达到二次开阀速度 V 2f 时 , 减 ( 7)
17
开阀阻尼力的比值 k , 可确定减振器压缩行程首次 开阀后的速度特性 。 利用压缩行程的首次开阀和二次开阀速度 , 以 及对应的开阀阻尼力 , 可以求得减振器压缩行程的 平安比为 η y = kC 1y / C2f 结合式( 13) , 可得压缩行程平安比为 η y = k η= k η f 即压缩行程平安比是复原行程的 k 倍 。 3. 3 最佳阻尼匹配减振器特性曲线 由以上分析可知 , 利用车辆参数以及复原行程 和压缩行程的开阀速度 , 可求得减振பைடு நூலகம்首次开阀阻 尼力 F 1 和二次开阀阻尼力 F 2 , 由此可得设计减振 器要求的分段线性速度特性曲线 , 见图 2 。 ( 18)
η f =η 式中 : η f 为减振器复原行程平安比 。 3. 2 压缩行程速度特性 在减振器压缩行程中 , 首次开阀速度和二次开 阀速度分别为 V 1y 和 V 2y 。 为了增加车辆的 乘坐舒 适性 , 一般情况下 , 压缩行程的首次开阀速度 V 1y 小 于复原行程的首次开阀速度 V 1f , 即 V 1y <V 1f 。 同理 , 当减 振器 压缩 行程 达到 首次 开 阀速 度 V 1y 时 , 减振器首次开阀压缩阻尼力可表示为 F 1y = C1y V 1y C1y = C1 式中 : C1y 为减振器压缩行程首次开阀阻尼系数 ; V 1y 为减振器压缩行程首次开阀速度 。 将式( 2) 代入式( 11) , 可得 F 1y = 4πξ f 0 m u V 1y / i2 ( 12) 由式( 8) 、 ( 12) 可知复原和压缩的首次开阀阻尼 系数等于减振器首次开阀最佳阻尼系数 C1y = C1f = C1 ( 13) 考虑车辆行驶的平稳性以及压缩行程中弹簧力 的影响 , 一般要求减振器压缩行程二次开阀阻尼力 小于复原行程二次开阀阻尼力 , 即 F 2y = F 2f / k ( 2 ≤ k ≤ 3) 行程二次开阀阻尼力的比值 。 将式( 10) 代入式( 14) , 可得 F 2y = 4πξ f 0 m u V 1f + 1 ( V 2f -V 1 f ) ki 2 η ( 15) ( 14) 式中 : k 为减振器复原行程二次开阀阻尼力与压缩 ( 11)
2 1 2 V 2 -V 1) C2 = F = F +k ( V2 V2
的减振器阀系参数设计还没有准确 、 可靠的设计方 法 , 大都是凭经验首先确定一个设计参数 , 然后经 过反复试验和修改 , 最后才确定出参数值 。 由于减 振器多个阀系参数之间相互影响 , 对于每个设计参 数需要经多次试验才可最终确定其值 。 虽然曾有学 者对基于车辆参数的减振器阀系参数设计进行了大 量的研究 , 但很少通过建立最佳阻尼匹配减振器特 性数学模型 , 对阀系参数进行优化设计
Design of shock absorber matching to optimal damping of vehicle suspension
Z hou Chang-cheng 1 , 2 , Meng Jie1
( 1 .Scho ol of T raffic and V ehicle Engineering , Shando ng U nive rsity o f T echno log y , Zibo 255049 , Shando ng , China ;2 .Schoo l o f M achine and Vehicle Engineering , Beijing I nstitute of T echnolog y , Beijing 100081 , China)
Abstract : In orde r to desig n optimum shock abso rber f or vehicle , i ts optimal damping coef ficient s were studied accordi ng to the o pt imizati on damping rat io of suspensio n , a mat hem atic m odel of i t s velocit y characteristic w as bui lt , an optimal design me thod of it s valves paramete rs w as put fo rw ard , i ts perf orm ance and w hole vehicle vibrat ion test s w ere carried out , and it s pe rf o rm ance s were com pared w ith t hat of original shock abso rber . Computat ion re sult sho w s t hat t he maxim um w arp betw een testing values and optim al requiring values is 9 %, t he t ransfe r f unctio n values of w ho le vehicle vibration w it h de signed shock absorbe rs are low er than t hat wi th original sho ck abso rber s in the scope o f low f requency , the resonance hereabo ut 13 H z is depressed , so the model and me thod are feasible . 3 t abs , 5 f igs , 10 ref s . Key words : aut omo tive engineering ; shock abso rber ; optim al dam ping ; veloci ty cha racteristic ; desig n model ; optim izatio n method Author resume : Z ho u Chang-cheng ( 1962) , male , PhD , professor , sdut . edu . cn .
图 1 减振器结构原理 Fig . 1 S tru ct ure princi pium of shock abso rber
根据阻尼力与阻尼系数和速度之间的关系 , 可 ( 5)
式中 : V 1 、V 2 分别为减振器首次开阀速度和二次开 阀速度 ; F 1 和 F 2 分别为减振器在首次和二次开阀 时的阻尼力 。 将式( 4) 代入式( 5) ,得 C2 = 1 V1 C1 +C1 1 η V2 η ( 6)
+ 86 -533-2786036 ,
g rea tw all @
0 引 言
汽车减振器是悬架系统中重要部件 , 能有效地 衰减簧上和簧下质量的振动 , 提高车辆行驶平顺性
和操纵稳定性[ 1-2] 。 在车辆中 , 应用最多的是筒式液 压减振器 , 其阻尼力主要是由减振器阀系参数决定 的[ 3-4] 。 对于不同车辆类型或同一车辆的前 、后轮都 需要不同阻尼特性的减振器 。
收稿日期 : 2007-11 -20 基金项目 : 山东省自然科学基金项目( Y 2007 F72) ; 北京理工大学全国优秀百篇博士学位论文育苗及奖励基金项目( 01003) 作者简介 : 周长城( 1962 -) , 男 , 山东泰安人 , 山东理工大学教授 , 博士 , 从事车辆悬架设计及理论研究 。
车辆悬架最佳阻尼匹配减振器设计
周长城1 , 2 , 孟 婕1
( 1 . 山东理工大学 交通与 车辆工程学院 , 山东 淄博 255049 ; 2. 北京理工大学 机械与车辆工程学院 , 北京 100081)
摘 要 : 为了使设计减振器对车辆具有最佳减振效果 , 利用悬架最佳阻尼比 , 对减振器最佳阻尼系 数进行了研究 , 建立了减振器最佳速度特性数学模型 , 提出了减振器阀系参数设计优化方法 , 对设 计减振器进行了特性试验和整车振动试验 , 并与原车载减振器性能进行了对比 。 计算结果表明 : 减 振器特性试验值与最佳阻尼匹配要求值的最大偏差为 9 %, 而且 , 在低频范围内 , 设计减振器的整 车振动传递函数幅值明显低于原车载减振器的幅值 , 有效遏制了簧下质量在 13 H z 附近的共振 , 因 此 , 减振器速度特性模型和阀系参数优化设计方法是正确的 。 关键词 : 汽车工程 ; 减振器 ; 最佳阻尼 ; 速度特性 ; 设计模型 ; 优化方法 中图分类号 : U463 . 335 . 1 文献标识码 : A
( 3) ( 4)
1 筒式减振器工作原理
汽车筒式减振器大都采用双筒式结构 , 有 4 个 阀 , 分别是复原阀 、 补偿阀 、压缩阀和流通阀 , 其中 , 复原阀和压缩阀对减振器特性起决定作用 , 其结构 原理 , 见图 1 。 减振 器 处 于 复 原 行程时 , 复原运动速度 为 V f , 活塞缸筒上腔的 油液 和 储油 腔 的一 部 分油液 , 分别流经复原 阀和补偿阀 , 产生复原 节流压 力 。 减 振 器 处 于压缩行程时 , 压缩运 动速度为 V y , 活塞缸筒 下腔中的一部分油液 , 分别 经 过流 通 阀和 压 缩阀 产 生压 缩 节流 压
第 8 卷 第 3 期 2008 年 6 月
交 通 运 输 工 程 学 报
Journal of T raffic and T ransportation Engineering
Vo l. 8 No. 3 Jun . 2008
文章编号 : 1671-1637( 2008) 03 -0015 - 05
( 1)
式中 : ξ 为悬架最佳阻尼比 ; f 0 为悬架固有频率 。
, 大都是利
( 2)
用《机械设计手册》 所提供的阀片最大挠度计 算公 式 , 对阀系参数进行近似设计 , 参数设计值不可靠 , 因此 , 目前传统的减振器阀系参数设计方法 , 不能满 足汽车减振器设计和生产的需要 。 本文对车辆悬架系统最佳阻尼匹配减振器速度 特性进行研究 , 建立了车辆悬架最佳阻尼匹配减振 器速度特性数学模型 , 对减振器阀系参数进行优化 设计 , 并对设计减振器进行了特性试验与整车振动 特性验证 。
力 。 在某一速度下 , 节流压力与相应面积的乘积 , 即 为减振器在该速度下的阻尼力 。
2 最佳阻尼匹配减振器阻尼系数
2. 1 悬架系统最佳阻尼系数 设单轮总质量为 m t , 单轮簧下质量为 m d , 则单 轮簧上质量 m u 为
第 3 期 周长城 , 等 : 车辆悬架最佳阻尼匹配减振器设计 C2f = C2 式中 : C2 f 为减振器复原二次开阀阻尼系数 ; V 2f 为减 振器复原二次开阀速度 。 将式( 6) 代入式( 9) , 则减振器复原二次开阀阻 尼力可表示为 F 2f = 4π ξ f 0 m u V 1f + 1 ( V 2 f -V 1f ) i2 η f ( 10)
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交 通 运 输 工 程 学 报 减振器阀系参数设计一直是困扰减振器设计和 m u = m t -m d
2008 年
开发的关键问题
[ 6]
[ 5]
。 目前 , 国内 、 外对基于车辆参数
依照 1/ 4 单自由度振动模型 , 根据悬架系统最佳阻 尼比 , 可得悬架系统最佳阻尼系数[ 8] 为 Cs = 4 π ξ f 0 mu 2. 2 减振器最佳阻尼系数 2. 2. 1 首次开阀最佳阻尼系数 根据悬架系统杠 杆比 i , 可求得减 振器在首次 开阀时的阻尼系数为 C1 = 4πξ f 0 m u/ i 2 2. 2. 2 二次开阀最佳阻尼系数 减振器阻尼是非线性的 , 一般将减振器速度特 性分段线性化 , 并将减振器首次开阀前的速度特性 直线斜率 k 1 与二次开阀前的速度特性直线斜率 k 2 的比值 , 定义为减振器平安比 η 。 其中 , 减振器首次 开阀前的速度特性曲线斜率 k 1 为减振器开阀前的 阻尼系数 C1 , 因此 , 减振器平安比 η 可表示为 η= k 1 / k 2 = C1 / k 2 k2 为 k 2 = C1 / η 得减振器二次开阀阻尼系数 C2 为
3 最佳阻尼减振器特性建模
3. 1 复原行程速度特性 当减振器复原行程达到首次开阀速度 V 1f 时 , 减 振器首次开阀复原阻尼力可表示为 F 1f = C1f V 1f = C1 V 1f C1 f = C1 式中 : C1f 为减振器复原首次开阀阻尼系数 ; V 1f 为减 振器复原行程首次开阀速度 。 将式( 2) 代入式( 7) , 可得 F 1f = 4πξ f 0 m u V 1f / i 2 振器二次开阀阻尼力为 F 2f = C2f V 2f =C2 V 2f ( 9) ( 8) 当减振器复原运动达到二次开阀速度 V 2f 时 , 减 ( 7)
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开阀阻尼力的比值 k , 可确定减振器压缩行程首次 开阀后的速度特性 。 利用压缩行程的首次开阀和二次开阀速度 , 以 及对应的开阀阻尼力 , 可以求得减振器压缩行程的 平安比为 η y = kC 1y / C2f 结合式( 13) , 可得压缩行程平安比为 η y = k η= k η f 即压缩行程平安比是复原行程的 k 倍 。 3. 3 最佳阻尼匹配减振器特性曲线 由以上分析可知 , 利用车辆参数以及复原行程 和压缩行程的开阀速度 , 可求得减振பைடு நூலகம்首次开阀阻 尼力 F 1 和二次开阀阻尼力 F 2 , 由此可得设计减振 器要求的分段线性速度特性曲线 , 见图 2 。 ( 18)
η f =η 式中 : η f 为减振器复原行程平安比 。 3. 2 压缩行程速度特性 在减振器压缩行程中 , 首次开阀速度和二次开 阀速度分别为 V 1y 和 V 2y 。 为了增加车辆的 乘坐舒 适性 , 一般情况下 , 压缩行程的首次开阀速度 V 1y 小 于复原行程的首次开阀速度 V 1f , 即 V 1y <V 1f 。 同理 , 当减 振器 压缩 行程 达到 首次 开 阀速 度 V 1y 时 , 减振器首次开阀压缩阻尼力可表示为 F 1y = C1y V 1y C1y = C1 式中 : C1y 为减振器压缩行程首次开阀阻尼系数 ; V 1y 为减振器压缩行程首次开阀速度 。 将式( 2) 代入式( 11) , 可得 F 1y = 4πξ f 0 m u V 1y / i2 ( 12) 由式( 8) 、 ( 12) 可知复原和压缩的首次开阀阻尼 系数等于减振器首次开阀最佳阻尼系数 C1y = C1f = C1 ( 13) 考虑车辆行驶的平稳性以及压缩行程中弹簧力 的影响 , 一般要求减振器压缩行程二次开阀阻尼力 小于复原行程二次开阀阻尼力 , 即 F 2y = F 2f / k ( 2 ≤ k ≤ 3) 行程二次开阀阻尼力的比值 。 将式( 10) 代入式( 14) , 可得 F 2y = 4πξ f 0 m u V 1f + 1 ( V 2f -V 1 f ) ki 2 η ( 15) ( 14) 式中 : k 为减振器复原行程二次开阀阻尼力与压缩 ( 11)
2 1 2 V 2 -V 1) C2 = F = F +k ( V2 V2
的减振器阀系参数设计还没有准确 、 可靠的设计方 法 , 大都是凭经验首先确定一个设计参数 , 然后经 过反复试验和修改 , 最后才确定出参数值 。 由于减 振器多个阀系参数之间相互影响 , 对于每个设计参 数需要经多次试验才可最终确定其值 。 虽然曾有学 者对基于车辆参数的减振器阀系参数设计进行了大 量的研究 , 但很少通过建立最佳阻尼匹配减振器特 性数学模型 , 对阀系参数进行优化设计
Design of shock absorber matching to optimal damping of vehicle suspension
Z hou Chang-cheng 1 , 2 , Meng Jie1
( 1 .Scho ol of T raffic and V ehicle Engineering , Shando ng U nive rsity o f T echno log y , Zibo 255049 , Shando ng , China ;2 .Schoo l o f M achine and Vehicle Engineering , Beijing I nstitute of T echnolog y , Beijing 100081 , China)
Abstract : In orde r to desig n optimum shock abso rber f or vehicle , i ts optimal damping coef ficient s were studied accordi ng to the o pt imizati on damping rat io of suspensio n , a mat hem atic m odel of i t s velocit y characteristic w as bui lt , an optimal design me thod of it s valves paramete rs w as put fo rw ard , i ts perf orm ance and w hole vehicle vibrat ion test s w ere carried out , and it s pe rf o rm ance s were com pared w ith t hat of original shock abso rber . Computat ion re sult sho w s t hat t he maxim um w arp betw een testing values and optim al requiring values is 9 %, t he t ransfe r f unctio n values of w ho le vehicle vibration w it h de signed shock absorbe rs are low er than t hat wi th original sho ck abso rber s in the scope o f low f requency , the resonance hereabo ut 13 H z is depressed , so the model and me thod are feasible . 3 t abs , 5 f igs , 10 ref s . Key words : aut omo tive engineering ; shock abso rber ; optim al dam ping ; veloci ty cha racteristic ; desig n model ; optim izatio n method Author resume : Z ho u Chang-cheng ( 1962) , male , PhD , professor , sdut . edu . cn .
图 1 减振器结构原理 Fig . 1 S tru ct ure princi pium of shock abso rber
根据阻尼力与阻尼系数和速度之间的关系 , 可 ( 5)
式中 : V 1 、V 2 分别为减振器首次开阀速度和二次开 阀速度 ; F 1 和 F 2 分别为减振器在首次和二次开阀 时的阻尼力 。 将式( 4) 代入式( 5) ,得 C2 = 1 V1 C1 +C1 1 η V2 η ( 6)
+ 86 -533-2786036 ,
g rea tw all @
0 引 言
汽车减振器是悬架系统中重要部件 , 能有效地 衰减簧上和簧下质量的振动 , 提高车辆行驶平顺性
和操纵稳定性[ 1-2] 。 在车辆中 , 应用最多的是筒式液 压减振器 , 其阻尼力主要是由减振器阀系参数决定 的[ 3-4] 。 对于不同车辆类型或同一车辆的前 、后轮都 需要不同阻尼特性的减振器 。
收稿日期 : 2007-11 -20 基金项目 : 山东省自然科学基金项目( Y 2007 F72) ; 北京理工大学全国优秀百篇博士学位论文育苗及奖励基金项目( 01003) 作者简介 : 周长城( 1962 -) , 男 , 山东泰安人 , 山东理工大学教授 , 博士 , 从事车辆悬架设计及理论研究 。
车辆悬架最佳阻尼匹配减振器设计
周长城1 , 2 , 孟 婕1
( 1 . 山东理工大学 交通与 车辆工程学院 , 山东 淄博 255049 ; 2. 北京理工大学 机械与车辆工程学院 , 北京 100081)
摘 要 : 为了使设计减振器对车辆具有最佳减振效果 , 利用悬架最佳阻尼比 , 对减振器最佳阻尼系 数进行了研究 , 建立了减振器最佳速度特性数学模型 , 提出了减振器阀系参数设计优化方法 , 对设 计减振器进行了特性试验和整车振动试验 , 并与原车载减振器性能进行了对比 。 计算结果表明 : 减 振器特性试验值与最佳阻尼匹配要求值的最大偏差为 9 %, 而且 , 在低频范围内 , 设计减振器的整 车振动传递函数幅值明显低于原车载减振器的幅值 , 有效遏制了簧下质量在 13 H z 附近的共振 , 因 此 , 减振器速度特性模型和阀系参数优化设计方法是正确的 。 关键词 : 汽车工程 ; 减振器 ; 最佳阻尼 ; 速度特性 ; 设计模型 ; 优化方法 中图分类号 : U463 . 335 . 1 文献标识码 : A
( 3) ( 4)
1 筒式减振器工作原理
汽车筒式减振器大都采用双筒式结构 , 有 4 个 阀 , 分别是复原阀 、 补偿阀 、压缩阀和流通阀 , 其中 , 复原阀和压缩阀对减振器特性起决定作用 , 其结构 原理 , 见图 1 。 减振 器 处 于 复 原 行程时 , 复原运动速度 为 V f , 活塞缸筒上腔的 油液 和 储油 腔 的一 部 分油液 , 分别流经复原 阀和补偿阀 , 产生复原 节流压 力 。 减 振 器 处 于压缩行程时 , 压缩运 动速度为 V y , 活塞缸筒 下腔中的一部分油液 , 分别 经 过流 通 阀和 压 缩阀 产 生压 缩 节流 压
第 8 卷 第 3 期 2008 年 6 月
交 通 运 输 工 程 学 报
Journal of T raffic and T ransportation Engineering
Vo l. 8 No. 3 Jun . 2008
文章编号 : 1671-1637( 2008) 03 -0015 - 05