1、目 录摘要 2第一章 序 言 31.1 减振器的分类 31.2 筒式液阻减振器简介 3第二章 减振器设计方案的确定 32.1 减振器设计参数依据 32.2 汽车振动系统对减振器特性的要求 42.3 方案的确定 4第三章 设计计算 63.1 载荷的确定 63.2 减振器阻力与各腔压力的关系 63.3 主要性能参数的确定 63.3.1 减振器的性能 73.3.2 相对阻尼系数 73.3.3 减振器阻尼系数 的确定 73.3.4 最大卸荷力 Fs 的确定 83.3.5 筒式减振器工作缸直径 D 的确定 8第四章 阀体选用 8第五章 减振器的数学模型 95.1 拉伸（复原行程）工况下的数学模型 95.
2、1.1 开阀前 95.1.2 开阀后 105.2 压缩（压缩行程）工况下的数学模型 115.3 减振器的外特性模拟计算 13第六章 减振器的行程与布置 146.1 减振器的行程选取 146.2 减振器行程匹配 156.3 减振器的行程校核 16结论 18致谢 19参考文献 20摘 要本文旨在以一实例阐述筒式液阻减振器设计流程。先在筒式液阻减振器选取两种制造工艺相对成熟结构方案单筒充气式液力减振器与双筒式液力减振器，进行对比。发现单筒充气式液力减振器相比之下有许多有点，但唯一不足之处在于安装尺寸不合要求，所以采用双筒式液力减振器。减振器设计计算的主要目的在于确定工作缸直径，其他尺寸的确定依赖于一
3、些经验值。本文各项参数的选取和算法主要参照汽车设计手册，进行对减振器设计计算。然后根据前人的减振器数学建模成果，用 MATLAB 进行外特行计算，并绘制出 F-V 曲线。再根据曲线修改阀体尺寸及性能参数，再绘制曲线，直到满足设计要求为止。最后进行行程布置和校核计算，由于此项计算对悬架参数的选取依赖性很大，而本人没有找到合适的悬架参数，因此计算的结果意义不大，但这为以后的工作提供了一些资料。关键词：减振器；数学模型；外特行计算AbstractThe aim of this thesis is to explain the progress of design of the shock absor
4、ber. First, chose tow types of shock absorber which technics of product of is more matureone solid bowl charged absorber and tow solid bowls absorber. Then compare one with the other one. Though the former have much advantage, it s size of assemblage is longer than the request of the design. So I ch
5、ose the latter. According to the theory of automotive design, I chose the frame of the shock absorber and it s part, then calculate the most important parameter which was used to design. I make the F-V curves of the absorber with the mathematics model. At last I complete the calculation of the strok
6、e by which the shock absorber works.Key words: shock absorber; mathematics model; outer performance calculation第一章 序 言1.1 减振器的分类减振器的作用是缓和汽车的振动，提高汽车的行驶平顺性，保护货物，降低车身各部分的动应力，延长车身等部件的寿命。另外，还能增强车轮的附着性，有助于操纵性和稳定性，缓和由于路面不平引起的冲击。减振器从结构上可分为摇臂式减振器和筒式减振器两种。摇臂式减振器是早期产品，现代汽车上已很少用，基本上被淘汰；筒式减振器是主流，它分为被动式和可调式两种。被动式
7、减振器又分为双筒式、单筒充气式、单筒非充气式三种，双筒式减振器按其作用又可分为单向作用式和双向作用式两种。可调式减振器有机械控制式、电子控制式、电流变和磁流变液体减振器四种。1.2 筒式液阻减振器简介筒式液阻减振器在汽车上有着重要的作用，其阻尼力主要通过油液流经孔隙的节流作用产生。汽车上应用最多的该类减振器是悬架减振器，它能够有效地衰减悬挂质量与非悬挂质量的相对运动，提高汽车的乘坐舒适性、行驶平顺性和操纵稳定性。筒式液阻减振器还用作转向系减振器以及驾驶室、驾驶员座椅、发动机罩等部件的减振装置。随着汽车性能要求的不断提高，筒式液阻减振器的结构和性能亦不断得到改进和提高。在传统被动式减振器技术发展
8、和完善的同时，能够适应不同行驶工况而调节其工作特性的机械控制式可调阻尼减振器、电子控制式减振器以及电流变液体、磁流变液体减振器技术也获得了快速发展。作为筒式液阻减振器技术的重要内容，其设计开发技术也正经历着由基于经验设计一实验修正的传统方法向基于 CAD/CAE 技术的现代设计开发方法的转变。随着硬件性能和计算分析能力的提高，在设计阶段预测减振器的性能并进行优化设计已成为可能，这对于提高汽车筒式液阻减振器产品的设计开发效率、缩短开发周期具有重要意义。第二章 减振器设计方案的确定2.1 减振器设计参数依据车型参数：整车质量 1500kg装载质量 500kg轴距 2300mm质心到前轴距离 110
9、0mm轮距 1500mm质心高度 550mm减振器设计要求：1.活塞有效行程不小于 190mm2.活塞最大压缩时全长不大于 310mm3.复原阻力 1000-2800N4.压缩阻力不大于 1000N2.2 汽车振动系统对减振器特性的要求由路面激励引起的汽车垂直、俯仰以及侧倾等运动都会影响汽车的乘坐舒适性、行驶平顺性。悬架减振器的一个重要作用是衰减因冲击引起的车身的自由振动，并抑制在共振频率附近车身强迫振动的幅值，提高乘坐舒适性。在频域内，由路面激励引起乘员振动加速度的幅频响应特性在系统固有振动频率附近存在峰值，如图 1 所示。其中车身一悬架系统的固有振动频率在 1Hz 附近，乘员一座椅系统的固
10、有振动频率在 3Hz 附近，非悬挂系统的固有振动频率在 10Hz 附近。在以保证汽车最佳乘坐舒适性为目标的条件下，减振器阻尼系数的选择在于如何有效降低乘员振动响应峰值。对于轿车减振器，当阻尼比在 0.3 左右，复原压缩行程阻尼力分配为 80:20 时，通常可以获得较好的乘坐舒适性。2.3 方案的确定汽车悬架系统最初采用摇臂式液阻减振器，第二次世界大战期间美军吉普车上采用了筒式液阻减振器并在战场上获得成功，此后筒式液阻减振器很快成为主流产品。它具有工艺性好、成本低、寿命长、质量轻等优点，主要零件采用了冲压、粉末冶金及精密拉管等高效工艺，适于大批量生产。我国在 20 世纪 60 年代生产的 BJ2
11、12、NJ230 汽车上开始采用筒式液阻减振器，70 年代初解放牌汽车也改用了筒式液阻减振器。筒式液阻减振器最初采用双筒式结构，如图 2a 所示，该结构目前仍是悬架减振器中最常见的形式，其优点是工艺简单、成本低廉，缺点是散热困难，且安装角度受到限制。双筒式减振器发展初期不在补偿室内设置背压，在复原行程中油液依靠其自身重力和压缩室负压由补偿室流人压缩室。这类减振器的显著缺点是在高速工况下会出现补偿室向压缩室充油不及时的问题，从而导致减振器工作特性发生畸变，不但影响减振效果，还会导致冲击和噪声。20 世纪 50年代单筒式充气减振器技术蓬勃发展起来，它采用了浮动活塞结构，在浮动活塞与缸筒的一端之间形
12、成的补偿室内充人一定量的高压(2.0 MPa2.5 MPa)氮气，压缩室内油液体积的变化由这部分气体补偿，其典型结构如图 2b 所示。单筒充气式液力减振器与双筒式液力减振器的制造工艺相对比较成熟，所以我在这两种方案中选择。前者与后者相比，具有以下优点：1.工作缸筒直接暴露在空气中，冷却效果好；2.在缸筒外径相同的前提下，可采用大直径活塞，活塞面积可增大将近一倍，从而降低工作油压；3.在充气压力作用下，油液不会乳化，保证了小振幅高频振动时的减振效果；4.由于浮动活塞将油、气隔开，因而减振器的布置与安装方向可以不受限制。其缺点在于：1.为保证气体密封，要求制造精度高；2.成本高；3.轴向尺寸相对较
13、大；4. 由于气体压力作用，活塞杆上大约承受 190N250N 的推出力，当工作温度为 100时，这一值会高达 450N，因此若与双筒式减振器换装，则最好同时换装不同高度的弹簧。从技术上看，单筒充气式液力减振器的理由较充分，但是经过试算，在活塞有效行程为 190mm 时，活塞最大压缩时的全长超过 310mm，其轴向尺寸不满足设计要求。所以只能采用双筒式液力减振器。现在市场上比较流行双向作用的减振器，所以本设计方案也采用双向作用式减振器。第三章 设计计算3.1 载荷的确定此减振器设计以满载情况为标准。由于减振器为后轴设计，根据质心和后轴对前轴力矩平衡有：（1500500）1100 2300 m得
14、：m 957.5kg960kg由簧下质量 mx150kg，有： msmm x得簧上质量：m s（960-150）/2405kg3.2 减振器阻力与各腔压力的关系在减振器拉伸与压缩时，根据活塞上的作用力平衡得： 121-lhglfFPSFy yf式中：F l、F y减振器的拉、压阻力；p1、p 2工作缸内活塞上下腔液压（相对压力） ；Sh活塞面积；Sg活塞杆截面积；Flf、F yf减振器拉压时的摩擦阻力。3.3 主要性能参数的确定3.3.1 减振器的性能减振器在卸荷阀打开前，减振器的性能用阻力和工作速度的关系来表示，具体表达式如下：F=V （1）式中：F减振器阻力；减振器阻尼系数；V减振器工作速
15、度。3.3.2 相对阻尼系数 汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数 的大小来评定振动衰减的快慢程度。 的表达式为：（2）/2scm式中：c悬架系统垂直刚度。式（2）表明，相对阻尼系数 的物理意义是：减振器的阻尼作用在与不同刚度 c 和不同簧上质量 ms 的悬架匹配时会产生不同的阻尼效果。 值大，振动能迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身； 值较小则反之。通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数 y 取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数 S 取得大些。两者之间保持这样的关系： y（0.25 0.50） s， 为 y 与 s 的平均值。由于悬架采用有内摩擦的弹性元件
16、，取 0.5。3.3.3 减振器阻尼系数 的确定减振器阻尼系数 2scm。因悬架系统固有振动频率 /sc，所以理论上 s。实际上应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。当减振器如图 3 安装时，减振器阻尼系数 用下式计算：（3）22/cossmna图 3 悬架结构简图式中：n 双横臂悬架的下臂长；a减振器在下横臂上的连接点到下横臂在车身上的铰接点之间的距离；减振器轴线与铅垂线之间的夹角。3.3.4 最大卸荷力 Fs 的确定为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度 vx。在减振器安装如图 3 所示时cos/Aan（4）式中：v
17、x卸荷速度；A 车身振幅；悬架振动固有频率。在伸张行程的最大卸荷力 sxFv（5）3.3.5 筒式减振器工作缸直径 D 的确定根据伸张行程的最大卸荷力 Fs 计算工作缸的直径 D24(1)sFp（6）式中：p 工作缸最大允许压力；连杆直径与缸筒直径之比。再根据 QC/T 491-1999汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件 ，选取工作缸直径D30mm，贮液筒最大外径 45mm,防尘罩最大外径 56mm,活塞有效行程为 190mm，活塞最大压缩时全长为 310mm。第四章 阀体选用减振器阀的结构和特性对其工作特性有决定性的影响，筒式液阻减振器技术的发展很大程度上取决于阀结构的改进。图 4 所示是三种
18、典型的阀结构，前两种多用于早期的轿车悬架减振器，其特性通过改变弹簧刚度和预加载荷来调节，有关文献已对其节流特性进行了理论分析和实验研究。这两种阀的优点是结构简单，工作可靠，但图 4a 所示的结构由于板阀较小的升程就会形成较大的流通面积，因此导致减振器阻尼力一活塞速度特性呈软非线性特性;在图 4b 所示的结构中滑阀与导向座之间存在摩擦，导致阀运动响应滞后或不连续。图 4c 所示弹性阀片结构的突出优点是易于通过增减阀片数量和垫片等措施改变阀的节流特性;缺点是流量系数对圆角及毛刺等较为敏感，因此加工精度要求较高 ;使用过程中当阀片与阀座间存在杂质颗粒导致阀片关闭不严时，会造成减振器阻尼力的显著下降。
19、这种节流阀最初多用于赛车减振器，随着制造技术的提高，现代轿车悬架和转向系减振器也广泛采用，但对此类阀的节流特性的理论和实验研究尚不充分。因此，综合以上各项因素，通液阀、复原阀采用图 4a 所示的结构，补偿阀、压缩阀采用图 4b 所示的结构。第五章 减振器的数学模型5.1 拉伸（复原行程）工况下的数学模型5.1.1 开阀前当减振器的活塞相对工作缸向上运动时（见图 5） ，油液自活塞上部，经过常通孔流向下部。设活塞与缸筒间的摩擦力及泄漏量不计，并略去油缸下腔的压力 p1(接近大气压)，则有： 0(-)hgQSV（7）式中：Q 0 上腔排入下腔的流量；Sh活塞的端面积；Sg活塞连杆的横截面积；图 5
20、 拉伸行程示意图图 4 筒式液阻减振器的几种典型阀结构V 活塞相对工作缸的运动速度。其中： 214hhSd214ggSd式中：d h活塞的外径；dg连杆的直径。在此状态的行程中，减振液只能从常通孔流入下腔，节流形式属于薄壁小孔节流，其流量为： 2121pgQSS（8）式中：Q 1 从活塞常通孔流入下腔的流量；常通孔流量系数；S1活塞常通孔面积；p2活塞常通孔上部油压；油液的重度；g重力加速度；油液的密度。在开阀前，通过活塞液入下腔的流量与上腔减少的容积应相等，即 Q0=Q1。由式和（8）可得： 221(-)hgSVp（9）因此，减振器的复原阻尼力为： 22-(-)4fhghgFpSdp（10 ）式中：F f复原阻尼力由式（9）和（ 10）可得： 3221-hgfSFV（11 ）5.1.2 开阀后
