《减震器匹配》PPT课件.ppt

1 轿车减震器阻尼的匹配 首先要了解与汽车振动相关的振动理论常识。 （华福林编写） 2 1。 单质量系统的振动 线性单自由度系统是最简单、也是最基础的有限自由度集中参 数系统。系统的最基本物理参数是：质量 m（N），弹簧刚度 k（N/m），阻尼c（N.s/m) 。系统中的阻尼c是线性粘性 阻尼系数，即假设阻尼力与运动速度v成正比，c也称之为粘性 阻尼系数。 建立系统的运动微分方程按下列步骤进行： 1）取隔离体 2）受力分析 3）运用牛顿第二定律建立运动方程 该系统的隔离体和受力分析如图1所示，按牛顿第二定律建立运 动方程为： Xst 为质量m的初始静位移，将坐标原点置于质量块的静平衡位 置上，因 kxst=mg 整理上述方程后得： 3 设弹簧原长为l0 刚度为k， 在重力mg作用下变形Xst， 它为平衡位置。Xst= mg/k 取物体重心为坐标原点， X向下为正，则 Fk=-k（Xst+x） 图1 4 2. 无阻尼的单质量（单自由度）自由振动 m 物体质量 k 弹簧刚度 令上述方程中的粘性阻尼系数c=0，系统就变成无阻 尼的自由振动（图2），其运动微分方程是: 可改写为： 其中 被称为固有 圆频率 该微分方程的解为: x=Asin0t 式中静挠度 f=mg/k 最大振幅 A 5 图2 通常用赫兹（Hz）或次/秒 来表示振动频率的单位 c/s或 Hz（赫兹） 6 当系统参数不变的条件下，固有频率是常数。 然而当增加或减小质量m时，固有频率将相应减小或增加； 当增加或减小弹簧刚度k时，固有频率将相应增加或减小。 3. 线性单自由度有阻尼系统的振动 无阻尼的自由振动是理想状态下的振动模式，在现实生活中，阻 尼力无处不在，譬如质量m与空气之间的摩擦阻尼力、与周围环 境接触的滑动摩擦力等。因此，研究有阻尼的自由振动更具有现 实意义。 有阻尼自由振动：可用如下运动微分方程来描述（图3）: (1) 将上式改写为 令 2=k/m； 2n=C/m， n=c/2m； (2) 定义 为相对阻尼系数，它代表系统阻尼大小的一 个无量纲的量。 7 将此复数根代入(2)式中,方程的解则为: 由欧拉公式可知: 整理后得出: 这个解说明：有阻尼自由振动时，质量m以圆频率d振动，其振幅 按 衰减 ,如图3所示。 (3) 8 图3 9 相对阻尼系数值对有阻尼系统的衰减振动有两方 面的影响: 1) 与有阻尼固有频率d有关, 值增大则d减小, 换句话说，有阻尼的振动令系统的固有频率降低。 当相对阻尼系数等于1时,有阻尼固有频率d=0， 此时运动失去周期性，振动消失。 10 2) 决定振幅衰减程度。 由图3可知：两个相邻的振副Ai与A2之比称为减幅系数 ，以表示 由式(1)知: n=c/2m为衰减系数， .(4) 称为对数衰减率。 11 因为 T0 无阻尼时的振动周期 Td 有阻尼时的振动周期 代入式内得对数衰减率： 由此可得相对阻尼系数： (5) 12 乘用汽车的悬架系统其相对阻尼系数值通常在=0.25-0.45 范围内变化，已知悬架刚度k、悬架质量m，在选取值后按公 式 我们可计算出悬架减震器的实际阻尼系数 C。 也可以通过试验方法测定汽车悬架系统振动时的振幅,计算出系 统的等效阻尼C值。例如，令试验车驶过一凸起颠一下，测出汽 车悬架系统的振动曲线，然后根据公式 求出对数衰减率后再按公式 求得相对阻尼系数，则悬架系统的等效阻尼系数 C即可获得。 13 范例： 市场反应：某轿车前悬架减震器“太硬”，司机在驾驶时能感到脚底下车 轮在跳动，不平路面的冲击直接反应到车身上，坐舱内的噪声很大。初 步判断，减震器阻力值是否偏大（硬），以下就此进行验算并提出整改 意见。 已知： 前悬架空载簧载质量(单轮)为G0=286Kg（2803N） 前悬架满载簧载质量(单轮)为G=351Kg（3440N） 前悬架弹簧刚度k=21.6 N/mm 圆频率（rad/s） 频率Hz（1/s） 14 式中：G 单轮簧载质量 kg f 悬架静挠度 cm 将有关数据代入后得出： 前悬架单轮空载偏频 n0=300/f0=300/ 13.3=82.3次/分 前悬架单轮满载偏频 n0=300/f0=300/ 16.3=74.3次/分 又已知前减震器的阻力值为：见图4 试验速度V=0.3m/s时 拉伸阻力Fr=1176N 压缩阻力Fp=294N V=0.6m/s时 拉伸阻力Fr=1617N 压缩阻力Fp=490N 计算： 1。求式(1)中的阻尼系数C: 由于减振器阻尼是线性阻尼,即阻尼力是速度的一次方 函数. 15 阻尼系数C实际上是F-v的斜率,故可以按下式求得: 拉伸状态下 C= F / V = （1617-1176）/ （0.6-0.3 ） =1470N.s/m=1.47N.s/mm 压缩状态下 C= F / V = （490-294）/ （0.6-0.3 ） =653.3N.s/m=0.6533N.s/mm 16 图4 17 2. 求相对阻尼系数 由式(2) k 悬架刚度 N/mm m簧上质量 空载拉伸状态下: k=21.6 N/mm 由于前悬架采用麦氏悬架,其减振器的安装见图5, 存在杠杆比i=1.12因素的影响,所以减振器相对阻尼系数为 =12.2 18 图5 将相关参数代入后得拉伸时的相对阻尼系数 值: 拉伸状态下: 19 压缩状态下: 通常研究简谐强迫振动时用输出、输入谐量的振幅B与Q的比值 作为对象来分析系统的特性。 该比值叫做传递率（幅频特性）。 =|B/Q|，见图6。 以横坐标代表频率比=/0 输入频率 0 固有频率 当=/0=1时， 系统产生共振。 图6 20 幅频特性曲线分成三个区域来讨论： 1)低频区：00.75 , 区内传递率 =|B/Q|稍微大于1，即输出幅值略大于输入幅值 ，其相位差接近零。 2)共振区：0.752 , 当接近1时, 区内传 递率急速增大出现峰值，即输出幅值被急剧放大 而远远大于输入幅值，当=1时,如果系统不存在 阻尼力时，则输出振幅值将变成无穷大，在此区域 内的情况称为“共振”。 21 3)高频区： 不论相对阻尼系数多大，传递率 值都小于1，系统起减振 作用。然而当相对阻尼系数值大到一定程度时，则振动消逝 。 汽车减震器的阻尼力值必须适当，太小则不能衰减共振振幅， 太大则悬架被“锁死”路面振动可直接传递给车身，大大地影响 乘座舒适性。 根据上述分析，汽车减震器在拉伸状态下，其相对阻尼系数r 值推荐在0.25-0. 5的范围内，而压缩状态下的相对阻尼系数 p值推荐为拉伸状态下r值的0.25-0.6倍。 由于现代轿车的最小离地间隙很低，特别是国外生产的轿车可低 至125mm左右。当汽车驶过一凸起障碍物时，往往会磕碰底 盘。此时，有些汽车设计师在匹配减振器阻尼力时，采取压缩 阻尼力大于拉伸阻尼力的方法，使车身瞬间抬高以避免磕碰底 盘，例如丰田花冠轿车便是如此。 回顾本范例中的减振器拉伸相对阻尼系数r= 1.11值远远大 于推荐值，计算结果与市场反应该轿车前悬架减震器“太硬”相 吻合。必需重新匹配相对阻尼系数值。 22 调整减震器阻尼值： 1) 设拉伸行程的相对阻尼系数为r =0.35 改写 为 如前所述，F=CV=0.4639(0.6-0,3)=0.1392N.s/mm F=139N.s/m 调整后的减震器阻尼参数为： 设减震器试验速度V=0.3m/s时 拉伸阻力Fr=830N 则 V=0.6m/s时 拉伸阻力Fr=830+F=830+139= 969N 23 2) 设压缩行程的相对阻尼系数为 p =0.4 r=0.40.35=0.14 则: F=CV=0.1856(0.6-0,3)=0.05567N.s/mm F=56N.s/m 调整后的减震器阻尼参数为： 设减震器试验速度V=0.3m/s时 压缩阻力Fp=295N 则 V=0.6m/s时 压缩阻力Fp=295+F=295+56= 351N 24 调整后的结果: 减震器试验速度V=0.3m/s时 拉伸阻力Fr=830N 压缩阻力Fp=295N V=0.6m/s时 拉伸阻力Fr=969N 压缩阻力Fp=351N 拉伸行程的相对阻尼系数为 r =0.35 压缩行程的相对阻尼系数为 p=0.14 也可以通过试验方法测定汽车悬架系统振动