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Damper Characteristics

7.1 Introduction

The damper is characterised by:

(1) general dimensional data;

(2) force characteristics;

(3) other factors.

Dimensional data include the stroke, the minimum and maximum length between mountings,

diameters, mounting method, etc. Force characteristics indicate how the force varies with compression and extension velocities, production tolerances on these forces, any effect of position, and so on. Other factors include limitations on operating temperature, power dissipation, cooling requirements, etc.

In considering the required characteristics of dampers it is desirable, if possible, to express their complex behaviour in a few simple parameters that can be correlated with subjective ride and handling quality. Thus the complexity of the force–speed characteristic might be reduced, albeit imperfectly, to the following parameters:

(1) overall mean damping coefficient CD;

(2) asymmetry, the transfer factor eD;

(3) F(V) shape, the progressivity factor l.

The most fundamental parameter is the total average damping coefficient. This results in a damping ratio for the vehicle which varies considerably according to the type of vehicle and the philosophy of the particular vehicle manufacturer. Typical overall damping ratios are 0.2–0.4 for a passenger car, and 0.4–0.8 for a performance-oriented passenger car or competition car. Considering the variation in vehicle mass and spring stiffness, the required damping coefficient per wheel varies typically from 1 to 5 kN s/m for passenger cars, and higher of course for commercial vehicles.

The second fundamental parameter is the asymmetry, the relative amounts of bump and rebound damping, which on passenger cars tends to be around 30/70, although not narrowly constrained, varying between 20/80 and 50/50. On motorcycles it seems to be even more asymmetric, perhaps from 20/80 to 5/95.

The third parameter, the shape of the force against speed curve, may be represented by the

progressivity factor l. With intelligent choice of valve parameters it is possible to achieve a wide range of force–speed graph shapes and progression factors. In general the preference is for a force that increases rather less than proportionally with speed (i.e. a reducing damping coefficient) within the normal operating range, so that the damping ratio is higher at low damper speed. This is to provide good control of handling motions whilst avoiding unacceptable harshness on bad bumps. The actual curve itself should of course be smooth.

As far as the cyclic characteristic is concerned, it is important for the F(X) loop to be smooth in

shape. Basically this means having smooth valve characteristics and avoiding cavitation in the usual range of operation.

The force exerted by a damper depends on its velocity, and also on its recent history of operation which influences the temperature and fluid properties. For a normal damper the effect of position is secondary, although this is not always the case, for example for motorcycle forks which include hydraulic buffering near to the full compression position, or for a combined spring/damper unit. In the latter case, the force is merely the sum of damper and spring forces, which act in parallel.

The basic characteristic of a complete damper is represented by a graph of force against velocity. The damper extension velocity is

where L is the length between mounts, Figure 7.1.1. The compression velocity is then defined as

Essentially this means that any velocity, compression or extension, can be expressed as a compression or extension velocity with appropriate sign. Normally, of course, the one giving a positive sign to the motion of immediate interest is used, i.e. only one of the two velocity variables VDC and VDE is in use at any one time. For drawing F(V) graphs it is often convenient to plot the forces against absolute velocity.

The normal installation of a suspension damper is such that suspension bump causes damper

compression, so bump velocity is a common alternative term for compression velocity, and rebound velocity for extension velocity. However bump and rebound may be inappropriate terms for other types,e.g. steering dampers. The plain term lsquo;damper velocityrsquo; may refer to any of the above, according to context, or to the absolute value of the velocity, then always being positive.

For forces, various conventions are in use. A positive extension damper force FDE is one exerted on the damper causing extension. The damper is in tension. A positive extension force in this sense is therefore one also pulling the mounting points on the vehicle towards each other. Compression forces are opposite to the above. As in the case of velocities, it may be convenient to define compression and extension forces that simply have a sign reversal, , and to use whichever one is positive.

The weight, mass and acceleration of the damper are generally fairly small with a small mA product.Often, therefore, the forces on the two ends can be considered to be equal for practical purposes.

The relationship between the damper F(V) characteristic and the P(Q) characteristics of the

various valves is in principle quite straightforward. For incompressible flow, a given damper

speed results in a volumetric flow rate through the relevant valves. With the valve P(Q) curves

this permits solution of the various chamber pressures, from which the forces may be deduced.

Analytically, it may be more convenient to begin with a pressure difference across a valve, leading to a consequent valve opening, valve flow rate and hence damper velocity. Analysis of linear valves or other simple valves gives consider

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阻尼器特性

7.1引言

阻尼器的特点是:

(1)一般维度数据;

(2)力特征;

(3)其他因素。

维度数据包括行程、配件之间的最小和最大的长度、直径、安装方法等。力特征指力随压缩和扩展速度而改变、生产公差在这些力量,任何位置的影响,等等。其他因素包括操作温度的限制、功耗、冷却需求等。

在考虑所需的阻尼特性时，如果可能的话，可以用几个与主观驾驭和处理质量相关的简单参数来表达它们复杂的关系。因此力-速度特性的复杂性可能会减少至一下几个参数（尽管不完美）：

(1)总体平均阻尼系数;

(2)不对称,转移因子;

(3)F(V)的形状,累进税因素lambda;。

最基本的参数是总平均阻尼系数。这导致车辆的阻尼比率要根据不同类型的车辆和特定的汽车制造商的哲学不同而相对改变。一般，轿车整体阻尼比率是0.2 -0.4，性能优越的乘用车或竞赛用车为0.4 -0.8。由于车辆质量和弹簧刚度的改变，对乘用车而言每轮所需的阻尼系数通常从1-5 kN s / m变化,商用车当然更高。

第二个基本参数是不对称的,相对大量的碰撞和反弹阻尼,在轿车往往是30/70左右,但不是狭隘的约束,在20/80和50/50之间的变化。摩托车似乎更不对称,也许从20/80到5/95。

第三个参数,力量与速度曲线的形状,可能由累进税因素lambda;代表。聪明的选择阀参数可以实现大范围力-速度图的形状和发展因素。一般最好的情况是在正常操作范围内力随速度增加，但不到成比例增加(即减少阻尼系数),因此在低阻尼速度所得阻尼比率更高。这是提供好的处理动作控制的同时避免无法承受的碰撞。实际的曲线本身当然应光滑。

就循环特征而言,重要的是F(X)循环的形状平稳。基本上这意味在通常操作范围内拥有光滑的阀特性和避免气蚀。

阻尼器的力取决于它的速度,并在其最近的历史操作，这些操作会影响温度和流体性质。对于一个正常的阻尼器而言，位置的影响次要的,但这并非总是如此,例如摩托车叉包括液压缓冲充分压缩位置附近,或结合弹簧/阻尼器单元。在后一种情况下,力量仅仅是阻尼和弹簧力量的总和,它们是平行的。

一个完整的阻尼器的基本特征是由力-速度图表示。阻尼器的伸张速度：

其中，L是支座间的长度，见图 7.1.1 。压缩速度被定义为：

这基本上意味着任何速度,无论是压缩或伸张,可以表示为一个有适当的标志的压缩或伸张速度。当然，通常情况下,给了减振器运动一个积极的迹象的速度被应用,即在任何时间时，两个速度中只有一个速度被运用，要么是压缩速度，要么是伸张速度。F(V)图通常是方便绘制力-绝对速度图的。

悬架阻尼器的正常安装是悬架碰撞导致阻尼器压缩,所以碰撞速度是压缩速度的一种常见的替代项,而反弹速度则是伸张速度的代替项。然而碰撞和反弹可能在其他类型使用时不恰当,例如转向阻尼器。平原“阻尼器速度”一词可以指任何上述情况,根据上下文或速度的绝对值,其值总是正的。

对于力量,各种约定都在被使用。一个正的伸张阻尼力是一个作用在阻尼器上会导致其伸张的力。阻尼器在伸张状态。因此，正伸张力在这个意义上是将一个车辆上的支座推向另一个。压缩力与上面的是相反的。在速度的情况下,可以方便的定义压缩和伸张力为相反的关系,,用哪个都是正的。

阻尼器的重量,质量和加速度通常相当小。因此,在实际用途中两端上的力量经常可以被认为是相等的。

阻尼器F(V)特性与不同阀门P(Q)特性之间的关系在原则上是十分简单的。对于不可压缩流体,给定阻尼器速度导致了体积流量通过相关的阀门。根据阀门P(Q)曲线这可以解决各种室压力的问题,从而推导出的力。据分析,从压差阀入手可能更方便,导致顺向阀打开,阀流量和阻尼器速度增加。分析线性阀或其他简单阀门提供了相当大的设计眼光,而计算机模拟提供了分析复杂的阀门的分析。

图7.1.2显示了一个典型的形式基本F(V)特点,伸张(反弹)的力向上,压缩(凹凸)力向下。(b)的横坐标是速度的大小,即它的绝对值,将图凝聚到更小的空间。有时如果压缩和伸张力足够明显而不会混淆也对力做这些,如(c)。对可调阻尼器或者图中包含在其他参数变化通常是不可取的。

图7.1.2的图形假设阻尼器在行程中的位置并不重要,即力依赖于速度而不是位置。对传统的阻尼器大约是这样的,但是组合弹簧阻尼单元不再是真实的。力的任何位置依赖使正弦测试 F(V)线变成一个循环,如图7.1.3,因为在两个极限位置速度为零。

特征也可能通过一个在正弦运动中的F(X)绘制而调查得,也揭示了一些额外的特性。这是稍后讨论。弹簧的F(X)图是一条直线。任何阻尼会使F(X)图变为一个循环。

第十一章中讨论,测试在正弦运动中每周期的能量损耗和平均功率损耗仅仅是与线性阻尼系数有关。它有时是有用的表达一种真实非线性阻尼器的能量或功率耗散作为一种等效线性阻尼系数:

其中：

7.2 基本阻尼器参数

最基本的阻尼器参数表示为:

(1)平均阻尼系数;

(2)不对称度;

(3)中档的F(V)、lambda;的形状。

基本阻尼F(V)图可从在平稳状态分析的基础上得到的阀特性而计算得到。包括后面，测试通常是由正弦振荡,峰值速度相应的峰值力。虽然这并不是真正的稳定状态,认为是通常是不错的。

平均阻尼系数

对一个近似的线性阻尼力可以模仿与速度成正比。这有相当价值的简单性,通常用于操作和处理分析。然而阻尼器通常在操作中不对称,如图7.1.2所以不同的系数可以用于两个方向(双线性模型)。忽视小库仑型摩擦,气压静态的压缩阻尼器压缩力(正压力),这个力在伸张和压缩时是:

平均阻尼系数是：

不对称系数

不同于,阻尼器的不对称因素（力偏移因素）是：

方向性系数：

当然，零不对称是并。100%的不对称度时，，对应于纯伸张阻尼,为零压缩阻尼。常见比值为30/70%，此时值为0.40。

累进税的因素

阻尼器的力并不完全与速度成正比。事实上,在第一阶段和第三阶段的曲线是与成正比。在第二阶段的正常操作范围内，它不遵循确切的V的力，但确实在某种程度上偏离，

偶然或是故意的,从直接比例,通常在递减且指数lt; 1。因此引入累进税这个参数来表达这种偏离比例。

开发这样一个累进税因素的一种方法是考虑一个最适合的模型曲线

在有利的速度范围内(即通过第二阶段的大部分),忽视了阶段1和第三阶段,这为基本控制模拟研究形成了一个合理的模型,比简单的线性模型更易实现。

累进税值如下：

不断的库伦型摩擦

线性粘滞摩擦

动态二次摩擦

拟合的最简单的方法是两个合适的点，令：

其中

在某种程度上的累进税(或累退税率, lt; 1)被认为是可取的,像往常一样,这个为预期影响的量化提供了基础。

早期发现一个根据得出的的阀门特性P(Q)将得出根据的阻尼力。定义一个阀门累进税：

然后所需阀门累进税等于选择阻尼器。

累进税,即非线性、阻尼系数不是常数,一个总平均值是必需的,它通常会在第二阶段被评估的,可能在根部意思是限速范围的面积

7.3机械摩擦

机械摩擦产生于以下几点:

(1)活塞油封;

(2)活塞侧向力(撑杆);

(3)杆油封;

(4)杆侧向力(撑杆)。

阻尼器比单独的阀门提供表现出明显的阻尼，因为活塞密封摩擦系数随着压力增加而增加。尽管如此,简单的理论给出了一个有用的知道，可得出阀系数所需阻尼系数,假设线性行为。与力有关的机械摩擦可增加流体力10 - 20%,但与压力有关这个摩擦并不矛盾。它甚至可以故意使用而不是流体的力除了机械的问题，这很大程度上是缺乏液相力。图7.3.1说明了这样的阻尼器设计。

摩擦力在传统阻尼器中取决于操作条件。对于一个真正的没有额外的径向反应的轴向负载,虽然活塞杆密封预加载压力。活塞摩擦取决于密封设计。对于一个普通的活塞将一般可以忽略不计,假设这本质上是轴向加载。然而要安装密封,如活塞环或滑动密封，即一个以PTFE为基础的环加载一个o形环。在这种情况下,摩擦力是很难计算的，因为尽管密封与缸壁的压力可能是已知的,密封环和缸之间的润滑条件是未知的。径向预加载的密封给出了阻尼器一个不良控制质量和最小化的库仑摩擦项。

活塞密封摩擦的一个简单分析可以如下。当活塞两侧压力()相等时,则没有压力摩擦项。密封环轴向长度是。密封外表面面积为。考虑的情况下。通常是一个o形环下面一半密封圈,密封区域的一半有额外压力,引起密封外指向油缸的一个法向力:

这里的实际情况是不确定的,因为密封概要和倾斜的密封未知。然而,简单地使用在正常力上的一个可信的库仑摩擦系数估计,给出活塞摩擦力：

而是一个有效的活塞摩擦区域：

这个区域可以方便地从活塞面积选出，从而给出活塞摩擦面积系数:

下值为例,假设库仑摩擦系数为0.3，活塞的直径28毫米，其密封长度为6毫米，此时。活塞摩擦面积是0.792平方厘米,压差3 MPa,摩擦力是238 N,而流体的阻力

大约为1500 N,摩擦增加16%,符合测试的实际经验。

阻尼函数纳入一个支柱,有显著的内部侧向力,有额外产生的摩擦,如图7.3.2。轮胎的垂直和侧向力通过底部球接头反应到侧臂,使得应用于支柱。尽管球关节垂直力有小力矩,它是一个大力且总是存在。这个力矩是由阻尼器杆和活塞引起，作为一个从杆轴承到活塞长度的力偶。这将造成杆和活塞侧向力，增加了摩擦磨损。纵向轮胎剪切力也有相似的效果。结果,这两个支柱内的轴承点显著加载,有时超过1 kN,增加摩擦磨损。在更复杂的支柱中,额外的

费用,轴承可用于从侧面负载保护活塞密封。纵向轮胎力也有类似的不利影响。

7.4 静态力

虽然平均阻尼力与速度有关,也有一些静态特征要考虑。当遍历很慢,为了消除流体动力,高压阻尼器将发挥:

(1)在杆区域产生的力；

(2)由于杆插入引起的压力上升时的刚度;

(3)杆与活塞摩擦产生的静态(库仑型)摩擦。

这些都表现在一个超低速F（X）曲线中，如图7.4.1.阻尼器只展现任何程度的第三点。

与上面相对应的阻尼器参数是:

(1)在中央位置时的静态(压缩)力;

(2)刚度的范围;

(3)静态库仑阻尼器摩擦力。

在中央位置使阻尼器往里或外缓慢运动需要阻尼器的静态压缩和伸张力

（里）

（外）

其中是气体压力。对于双筒阻尼器,需要一个超过气体力和小张力的摩擦让阻尼器蠕动出。对于高压阻尼器,气体力大,阻尼器可以在一个给定的压缩力下蠕动出。

两者的区别的作用力是摩擦力的两倍,所以

平均值是气体力：

气体力在运动范围的变化给出了有效的抗压刚度:

这仅仅对于加压阻尼器是重要的,。基本的静态气体阻尼力来自静态的压缩室压强乘以杆面积:

静态刚度来自杆插入引起的内部压力的增加,因此取决于杆面积、行程、初始压力和气体体积,不是完全不变。压缩也可以认为是绝热快速压缩,或等温缓慢压缩或高乳化气体在小泡沫。静态力在整个行程可能会增加20%左右,也许与200 N / m的刚度有关,这将是一个根据特定安装的悬架弹簧刚度很少的百分比。在某些情况下,刚度较高,可能增加50%或更多。这种阻尼器,它可能是可取的考虑气弹簧的非线性方面的效果,并且其温度敏感性。

压力可能在1 MPa(145 psi),杆直径12毫米的可以给出113 N(25磅力)的力。库仑摩擦取决于密封,但设计好的话可以非常小,5 N或更少(1磅力)。刚度可能约200 N / m(1磅力/英寸)。

7.5活塞自由体图

基本的活塞和连杆几何图如图7.5.1所示。活塞直径则活塞底部面积。杆直径则横截面积。活塞环区域,尤其是活塞杆侧，有：

图7.5.2展示在压缩状态下的活塞及杆的自由体图。六个活塞力如下:

(1):作用在阻尼杆外部的机械压缩力,即阻尼器压缩力。

(2):通过压缩室压力作用在活塞下表面上的力:

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