減震器設(shè)計(jì)論文解讀

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1、 目 錄 摘要 2 第一章 序 言 3 1.1 減振器的分類 3 1.2 筒式液阻減振器簡(jiǎn)介 3 第二章 減振器設(shè)計(jì)方案的確定 3 2.1 減振器設(shè)計(jì)參數(shù)依據(jù) 3 2.2 汽車振動(dòng)系統(tǒng)對(duì)減振器特性的要求 4 2.3 方案的確定 4 第三章 設(shè)計(jì)計(jì)算 6 3.1 載荷的確定 6 3.2 減振器阻力與各腔壓力的關(guān)系 6 3.3 主要性能參數(shù)的確定 6 3.3.1 減振器的性能 7 3.3.2 相對(duì)阻尼系數(shù) Ψ7 3.3.3 減振器阻尼系數(shù) δ的確定 7 3.3

2、.4 最大卸荷力 Fs 的確定 8 3.3.5 筒式減振器工作缸直徑 D 的確定 8 第四章 閥體選用 8 第五章 減振器的數(shù)學(xué)模型 9 5.1 拉伸（復(fù)原行程）工況下的數(shù)學(xué)模型 9 5.1.1 開閥前 9 5.1.2 開閥后 10 5.2 壓縮（壓縮行程）工況下的數(shù)學(xué)模型 11 5.3 減振器的外特性模擬計(jì)算 13 第六章 減振器的行程與布置 14 6.1 減振器的行程選取 14 6.2 減振器行程匹配 15 6.3 減振器的行程校核 16 結(jié)論 18 致謝 19 參考文獻(xiàn) 20

3、 摘 要 本文旨在以一實(shí)例闡述筒式液阻減振器設(shè)計(jì)流程。先在筒式液阻減振器選取兩種制造 工藝相對(duì)成熟結(jié)構(gòu)方案――單筒充氣式液力減振器與雙筒式液力減振器，進(jìn)行對(duì)比。發(fā)現(xiàn) 單筒充氣式液力減振器相比之下有許多有點(diǎn)，但唯一不足之處在于安裝尺寸不合要求，所 以采用雙筒式液力減振器。減振器設(shè)計(jì)計(jì)算的主要目的在于確定工作缸直徑，其他尺寸的 確定依賴于一些經(jīng)驗(yàn)值。本文各項(xiàng)參數(shù)的選取和算法主要參照汽車設(shè)計(jì)手冊(cè)，進(jìn)行對(duì)減振 器設(shè)計(jì)計(jì)算。 然后根據(jù)前人的減振器數(shù)學(xué)建模成果， 用 MATLAB 進(jìn)行外特行計(jì)算， 并繪制 出 F-V 曲線。再根據(jù)曲線修改

4、閥體尺寸及性能參數(shù)， 再繪制曲線， 直到滿足設(shè)計(jì)要求為止。最后進(jìn)行行程布置和校核計(jì)算，由于此項(xiàng)計(jì)算對(duì)懸架參數(shù)的選取依賴性很大，而本人沒有 找到合適的懸架參數(shù)，因此計(jì)算的結(jié)果意義不大，但這為以后的工作提供了一些資料。 關(guān)鍵詞：減振器；數(shù)學(xué)模型；外特行計(jì)算 Abstract The aim of this thesis is to explain the progress of design of the shock absorber. First, chose tow types of shock abso

5、rber which technics of product of is more mature —— one 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 chose the latter. According to the

6、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 stroke by which the shock absorber wor

7、ks. Key words: shock absorber; mathematics model; outer performance calculation 第一章 序 言 1.1 減振器的分類 減振器的作用是緩和汽車的振動(dòng)，提高汽車的行駛平順性，保護(hù)貨物，降低車身各部 分的動(dòng)應(yīng)力，延長(zhǎng)車身等部件的壽命。另外，還能增強(qiáng)車輪的附著性，有助于操縱性和穩(wěn) 定性，緩和由于路面不平引起的沖擊。減振器從結(jié)構(gòu)上可分為搖臂式減振器和筒式減振器 兩種。搖臂式減振器是早期產(chǎn)品，現(xiàn)代汽車上已很少用，基本上被淘汰；筒式減振器

8、是主 流，它分為被動(dòng)式和可調(diào)式兩種。被動(dòng)式減振器又分為雙筒式、單筒充氣式、單筒非充氣 式三種，雙筒式減振器按其作用又可分為單向作用式和雙向作用式兩種。可調(diào)式減振器有 機(jī)械控制式、電子控制式、電流變和磁流變液體減振器四種。 1.2 筒式液阻減振器簡(jiǎn)介 筒式液阻減振器在汽車上有著重要的作用，其阻尼力主要通過油液流經(jīng)孔隙的節(jié)流作 用產(chǎn)生。汽車上應(yīng)用最多的該類減振器是懸架減振器，它能夠有效地衰減懸掛質(zhì)量與非懸 掛質(zhì)量的相對(duì)運(yùn)動(dòng)，提高汽車的乘坐舒適性、行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。筒式液阻減振器 還用作轉(zhuǎn)向系減振器以及駕駛室、駕駛員座椅、

9、發(fā)動(dòng)機(jī)罩等部件的減振裝置。隨著汽車性 能要求的不斷提高，筒式液阻減振器的結(jié)構(gòu)和性能亦不斷得到改進(jìn)和提高。在傳統(tǒng)被動(dòng)式 減振器技術(shù)發(fā)展和完善的同時(shí)，能夠適應(yīng)不同行駛工況而調(diào)節(jié)其工作特性的機(jī)械控制式可 調(diào)阻尼減振器、電子控制式減振器以及電流變液體、磁流變液體減振器技術(shù)也獲得了快速 發(fā)展。作為筒式液阻減振器技術(shù)的重要內(nèi)容，其設(shè)計(jì)開發(fā)技術(shù)也正經(jīng)歷著由基于經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì) 一實(shí)驗(yàn)修正的傳統(tǒng)方法向基于 CAD/CAE 技術(shù)的現(xiàn)代設(shè)計(jì)開發(fā)方法的轉(zhuǎn)變。隨著硬件性能 和計(jì)算分析能力的提高，在設(shè)計(jì)階段預(yù)測(cè)減振器的性能并進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)已成為可能，這對(duì) 于提高汽車筒式液阻減振器產(chǎn)品的設(shè)

10、計(jì)開發(fā)效率、縮短開發(fā)周期具有重要意義。 第二章 減振器設(shè)計(jì)方案的確定 2.1 減振器設(shè)計(jì)參數(shù)依據(jù) 車型參數(shù)：整車質(zhì)量 1500kg 裝載質(zhì)量 500kg 軸距 2300mm 質(zhì)心到前軸距離 1100mm 輪距 1500mm 質(zhì)心高度 550mm 減振器設(shè)計(jì)要求： 1.活塞有效行程不小于 190mm 2.活塞最大壓縮時(shí)全長(zhǎng)不大于 310mm 3.復(fù)原阻力 1000-2800N 4.壓縮阻力不大于 1000N 2.2 汽車振動(dòng)系統(tǒng)對(duì)減振器特性的要求

11、 由路面激勵(lì)引起的汽車垂直、俯仰以及側(cè)傾等運(yùn)動(dòng)都會(huì)影響汽車的乘坐舒適性、行駛平順性。懸架減振器的一個(gè)重要作用是衰減因沖擊引起的車身的自由振動(dòng)，并抑制在共振頻率附近車身強(qiáng)迫振動(dòng)的幅值，提高乘坐舒適性。在頻域內(nèi)，由路面激勵(lì)引起乘員振動(dòng)加 速度的幅頻響應(yīng)特性在系統(tǒng)固有振動(dòng)頻率附近存在峰值，如圖 1 所示。其中車身一懸架系 統(tǒng)的固有振動(dòng)頻率在 1Hz 附近，乘員一座椅系統(tǒng)的固有振動(dòng)頻率在 3Hz 附近，非懸掛系 統(tǒng)的固有振動(dòng)頻率在 10Hz 附近。在以保證汽車最佳乘坐舒適性為目標(biāo)的條件下，減振器 阻尼系數(shù)的選擇 在 于如何有效降低 乘 員振動(dòng)響應(yīng)峰值

12、。對(duì) 于轎車減振器，當(dāng)阻 尼比在 0.3 左右，復(fù) 原壓縮行程阻尼 力 分配為 80:20 時(shí)，通 ?？梢垣@得較好 的 乘坐舒適性。 2.3 方案的確定 汽車懸架系統(tǒng)最初采用搖臂式液阻減振器，第二次世界大戰(zhàn)期間美軍吉普車上采用了 筒式液阻減振器并在戰(zhàn)場(chǎng)上獲得成功，此后筒式液阻減振器很快成為主流產(chǎn)品。它具有工藝性好、成本低、壽命長(zhǎng)、質(zhì)量輕等優(yōu)點(diǎn)，主要零件采用了沖壓、粉末冶金及精密拉管等 高效工藝，適于大批量生產(chǎn)。 我國(guó)在 20 世紀(jì) 60 年代生產(chǎn)的 BJ212 、NJ230 汽車上開始采

13、用筒式液阻減振器， 70 年代初解放牌汽車也改用了筒式液阻減振器。 筒式液阻減振器最初采用雙筒式結(jié)構(gòu)，如圖 2a 所示，該結(jié)構(gòu)目前仍是懸架減振器中最常見的形式，其優(yōu)點(diǎn)是工藝簡(jiǎn)單、成本低廉，缺點(diǎn)是散熱困難，且安裝角度受到限制。 雙筒式減振器發(fā)展初期不在補(bǔ)償室內(nèi)設(shè)置背壓，在復(fù)原行程中油液依靠其自身重力和壓縮 室負(fù)壓由補(bǔ)償室流人 壓縮室。這類減振器的 顯著缺點(diǎn)是在高速工 況下會(huì)出現(xiàn)補(bǔ)償室向 壓縮室充油不及時(shí)的 問題，從而導(dǎo)致減振器 工作特性發(fā)生畸變， 不 但影響減振效果， 還會(huì) 導(dǎo)致沖擊和噪聲。 20 世紀(jì) 50 年代單筒式充

14、 氣減振器技術(shù)蓬勃發(fā) 展起來，它采用了浮動(dòng) 活塞結(jié)構(gòu)，在浮動(dòng)活塞 與缸筒的一端之間形 成的補(bǔ)償室內(nèi)充人一 定 量 的 高 壓 (2.0 MPa ～2.5 MPa) 氮?dú)猓? 壓縮室內(nèi)油液體積的變化由這部分氣體補(bǔ)償，其典型結(jié)構(gòu)如圖 2b 所示。 單筒充氣式液力減振器與雙筒式液力減振器的制造工藝相對(duì)比較成熟，所以我在這兩 種方案中選擇。前者與后者相比，具有以下優(yōu)點(diǎn)： 1. 工作缸筒直接暴露在空氣中，冷卻效 果好； 2.在缸筒外徑相同的前提下，可采用大直徑活塞，活塞面積可增大將近一倍，從而 降低工作油壓； 3.在充氣壓力作用下，油

15、液不會(huì)乳化，保證了小振幅高頻振動(dòng)時(shí)的減振效 果； 4.由于浮動(dòng)活塞將油、氣隔開，因而減振器的布置與安裝方向可以不受限制。其缺點(diǎn) 在于： 1.為保證氣體密封，要求制造精度高； 2.成本高； 3.軸向尺寸相對(duì)較大； 4.由于氣體壓力作用，活塞桿上大約承受 190N ～250N 的推出力，當(dāng)工作溫度為 100 ℃時(shí)，這一值會(huì)高達(dá) 450N ，因此若與雙筒式減振器換裝，則最好同時(shí)換裝不同高度的彈簧。 從技術(shù)上看，單筒充氣式液力減振器的理由較充分，但是經(jīng)過試算，在活塞有效行程 為 190mm 時(shí)，活塞最大壓縮時(shí)的全長(zhǎng)超過 310mm ，其軸向尺寸不滿足設(shè)計(jì)要求

16、。 所以只能采用雙筒式液力減振器?，F(xiàn)在市場(chǎng)上比較流行雙向作用的減振器，所以本設(shè)計(jì)方案也采 用雙向作用式減振器。 第三章 設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 載荷的確定 此減振器設(shè)計(jì)以滿載情況為標(biāo)準(zhǔn)。由于減振器為后軸設(shè)計(jì)，根據(jù)質(zhì)心和后軸對(duì)前軸力 矩平衡有：（1500 ＋ 500 ）3 1100 ＝ 2300 3 m 得： m ＝957.5kg ≈960kg 由簧下質(zhì)量 m x＝ 150kg ，有： m s＝m－m x 得簧上質(zhì)量： ms＝（ 960-150 ）/2＝405kg 3.2 減振器阻力與各腔壓力的關(guān)系

17、 在減振器拉伸與壓縮時(shí)，根據(jù)活塞上的作用力平衡得： Fl P1 - P2 Sh - PS1g Flf Fy P2 - P1 Sh - PS1g Fyf 式中： Fl、Fy―――減振器的拉、壓阻力； p1、 p2―――工作缸內(nèi)活塞上下腔液壓（相對(duì)壓力） ； Sh ―――活塞面積； Sg ―――活塞桿截面積； Flf、 Fyf―――減振器拉壓時(shí)的摩擦阻力。 3.3 主要性能參數(shù)的確定 3.3.1 減振器的性能 減振器在卸荷閥打開前，減振器的性能用阻力和工作速度的關(guān)

18、系來表示，具體表達(dá)式 如下： F=δV （1） 式中： F――－減振器阻力； δ―――減振器阻尼系數(shù)； V―――減振器工作速度。 3.3.2 相對(duì)阻尼系數(shù) Ψ 汽車懸架有阻尼以后， 簧上質(zhì)量的振動(dòng)是周期衰減振動(dòng)， 用相對(duì)阻尼系數(shù) Ψ 的大小來評(píng)定振動(dòng)衰減的快慢程度。 Ψ 的表達(dá)式為： / 2 cms （2） 式中： c―――懸架系統(tǒng)垂直剛度。 式（ 2）表明，相對(duì)阻尼系數(shù) Ψ 的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度 c 和不同簧上質(zhì)量 ms 的懸架匹配時(shí)會(huì)產(chǎn)生不同的阻尼效果。 Ψ 值大，振動(dòng)能迅速衰減

19、，同時(shí)又能將較大的路面沖擊力傳到車身； Ψ 值較小則反之。通常情況下，將壓縮行程時(shí)的相對(duì)阻尼系數(shù) Ψy 取得小些，伸張行程時(shí)的相對(duì)阻尼系數(shù) ΨS 取得大些。兩者之間保持這樣的關(guān)系： Ψy＝（ 0.25 ～0.50 ） Ψs， Ψ 為 Ψy 與 Ψs 的平均值。由于懸架采用有內(nèi)摩擦的彈性元件，取 Ψ＝0.5 。 3.3.3 減振器阻尼系數(shù) δ的確定 減振器阻尼系數(shù)2 cms 。因懸架系統(tǒng)固有振動(dòng) 頻率 c / ms ，所以理論上 2 ms 。實(shí)際上應(yīng)根 據(jù)減振器的布置特點(diǎn)確定減振器的阻尼系數(shù)。當(dāng)減振器 如圖 3 安

20、裝時(shí)，減振器阻尼系數(shù) 圖 3 懸架結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 δ用下式計(jì)算： 2 ms n2 / a2 cos2 （3） 式中： n―――雙橫臂懸架的下臂長(zhǎng)； a―――減振器在下橫臂上的連接點(diǎn)到下橫臂在車身上的鉸接點(diǎn)之間的距離； α―――減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。 3.3.4 最大卸荷力 Fs 的確定 為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減振器活塞振動(dòng)速度達(dá)到一定值時(shí)，減振器打開卸荷 閥。此時(shí)的活塞速度稱為卸荷速度 vx。在減振器安裝如圖 3 所示時(shí) vx A a cos / n （

21、4） 式中： vx――－卸荷速度； A―――車身振幅； ω―――懸架振動(dòng)固有頻率。 在伸張行程的最大卸荷力 Fssvx （5） 3.3.5 筒式減振器工作缸直徑 D 的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力 Fs 計(jì)算工作缸的直徑 D 4Fs （6） D [ p](1 2 ) 式中： [p] ―――工作缸最大允許壓力； λ―――連桿直徑與缸筒直徑之比。 再根據(jù) QC/T 491-1999 《汽車筒式減振器尺寸系列及技術(shù)條件》 ，選取工作缸直徑 D30mm ，貯液筒最大外徑 45mm, 防塵罩最大外徑 5

22、6mm, 活塞有效行程為 190mm ，活塞 最大壓縮時(shí)全長(zhǎng)為 310mm 。 第四章 閥體選用 減振器閥的結(jié)構(gòu)和特性對(duì)其工作特性有決定性的影響，筒式液阻減振器技術(shù)的發(fā)展很 大程度上取決于閥結(jié)構(gòu)的改進(jìn)。圖 4 所示是三種典型的閥結(jié)構(gòu)，前兩種多用于早期的轎車 懸架減振器，其特性通過改變彈簧剛度和預(yù)加載荷來調(diào)節(jié)，有關(guān)文獻(xiàn)已對(duì)其節(jié)流特性進(jìn)行 了理論分析和實(shí)驗(yàn)研究。這兩種閥的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠，但圖 4a 所示的結(jié)構(gòu)由 于板閥較小的升程就會(huì)形成較大的流通面積，因此導(dǎo)致減振器阻尼力一活塞速度特性呈軟 非線性特性 ;在圖 4b

23、所示的結(jié)構(gòu)中滑閥與導(dǎo)向座之間存在摩擦，導(dǎo)致閥運(yùn)動(dòng)響應(yīng)滯后或不 連續(xù)。圖 4c 所示彈性閥片結(jié)構(gòu)的突出優(yōu)點(diǎn)是易于通過增減閥片數(shù)量和墊片等措施改變閥 的節(jié)流特性 ;缺點(diǎn)是流量系數(shù)對(duì)圓角及毛刺等較為敏感，因此加工精度要求較高 ;使用過程 中當(dāng)閥片與閥座間存在雜質(zhì)顆粒導(dǎo)致閥片關(guān)閉不嚴(yán)時(shí)，會(huì)造成減振器阻尼力的顯著下降。 圖 4 筒式液阻減振器的幾種典型閥 結(jié)構(gòu) 這種節(jié)流閥最初多用于賽車減振器，隨著制造技術(shù)的提高，現(xiàn)代轎車懸架和轉(zhuǎn)向系減振器 也廣泛采用，但對(duì)此類閥的節(jié)流特性

24、的理論和實(shí)驗(yàn)研究尚不充分。 因此，綜合以上各項(xiàng)因素，通液閥、復(fù)原閥采用圖 4a 所示的結(jié)構(gòu)，補(bǔ)償閥、壓縮閥 采用圖 4b 所示的結(jié)構(gòu)。 第五章 減振器的數(shù)學(xué)模型 5.1 拉伸（復(fù)原行程）工況下的數(shù)學(xué)模型 5.1.1 開閥前 當(dāng)減振器的活塞相對(duì)工作缸向上運(yùn)動(dòng)時(shí)（見圖 5），油液自活塞上部，經(jīng)過常通孔流向 下部。設(shè)活塞與缸筒間的摩擦力及泄漏量不計(jì)，并略去油缸下腔的壓力 p1 ( 接近大氣壓 ， ) 則有： Q0

25、( Sh - Sg )V （ 7） 式中： Q0 ―――上腔排入下腔的流量； Sh ―――活塞的端面積； Sg ―――活塞連桿的橫截面積； V―――活塞相對(duì)工作缸的運(yùn)動(dòng)速度。 其中： Sh 41 dh2 Sg 41 d g2 式中： dh―――活塞的外徑； 圖 5 拉伸行程示意圖 dg―――連桿的直徑。 在此狀態(tài)的行程中，減振液只能從常通孔流入下腔，

26、節(jié)流形式屬于薄壁小孔節(jié)流，其 流量為： Q S 2g p S 2 p2 1 1 2 1 式中： Q1 ―――從活塞常通孔流入下腔的流量； ε―――常通孔流量系數(shù)； S1 ―――活塞常通孔面積； p2―――活塞常通孔上部油壓； γ―――油液的重度； g―――重力加速度； ρ―――油液的密度。 在開閥前，通過活塞液入下腔的流量與上腔減少的容積應(yīng)相等，即（ 8）可得： 2 (Sh - Sg )V p2 S1 2 因此，減振器的復(fù)原阻尼力為： Ff p2

27、Sh - Sg (dh2 - dg2 ) p2 4 式中： Ff―――復(fù)原阻尼力 由式（ 9）和（ 10 ）可得： Sh - Sg 3 V 2 Ff 2S12 2  （8） Q0=Q1 。由式⑺和 （9） （ 10） （ 11） 5.1.2 開閥后

28、 開閥時(shí)，閥片受油壓產(chǎn)生彈性變形，形成環(huán)形間隙。此時(shí)，通過活塞的流量除了常通 孔那部分流量外，還有通過復(fù)原閥的流量。這部分流量與壓差的關(guān)系式為： Q2S2 2p2 （ 12） 式中： Q2 ―――油液通過復(fù)原閥的流量： S2 ―――復(fù)原閥開閥后的節(jié)流面積； S2 =2πbω, b―――閥片的內(nèi)環(huán)半徑， ω――― 閥片的內(nèi)環(huán)撓度。 根據(jù)流量連續(xù)的原理，可得： Q2 =Q1＋Q2 （ 13） 將式（ 7）、（8）和式（ 12 ）代入式（ 13 ），整理得： 2 2(S1

29、 S2 ) 2 p2 1 (Sh Sg )V0 （ 14） 由上式可求出壓差 p2，則此時(shí)減振器的復(fù)原阻尼為： Ff p2 (Sh Sg ) （ 15） 5.2 壓縮（壓縮行程）工況下的數(shù)學(xué)模型 壓縮行程的節(jié)流形式與復(fù)原行程的節(jié)流形式不同。在復(fù)原 行程中，主要是靠活塞上閥片的彈性變形來實(shí)現(xiàn)節(jié)流；而壓縮 行程的節(jié)流，主要是靠閥片壓縮圓錐螺旋彈簧來實(shí)現(xiàn)節(jié)流的目 的。壓縮行程進(jìn)行時(shí)，油從活塞下腔經(jīng)過活塞中的常通孔（面 積為 f 1）;流向上腔，且有部分多余油液經(jīng)過工作缸下面的常通 孔（面積

30、為 f3）; 流入補(bǔ)償室。示意圖見圖 6。活塞與缸筒間的 摩擦力和泄漏量不計(jì)，并略去補(bǔ)償室內(nèi)的壓力 p3 （等于大氣 圖 6 壓縮行程示意圖 壓） 。設(shè)通過常通孔 f1 和 f3 的流量為 Q1 、Q3，則有： Q1 S1 2 p （ 16） Q3 S3 2p1 （ 17） 式中： Q1 ―――下腔排入上腔的流量； Q3 ―――下腔排入補(bǔ)償室的流量； f3―――工作缸的常通孔截流面積； p―――工作缸上、下腔的油壓差； p1―――工作缸下腔的油壓。 減振器壓縮阻力

31、 Fy 為： Ff p1Sh p2 ( Sh Sg ) （ 18） 油液的流量： Q1 ( Sh Sg )V （ 19） Q3 SgV （ 20） 由式（ 14）（15 ）（ 17）和式（ 18 ）可推導(dǎo)出： p1 ( SgV 2 （ 21 ） ) 2 S3 (Sh Sg )V 2 p2 p1 （22 ） 2 S1 由式（ 18）至式

32、（ 22 ）可得減振器的壓縮阻力為： 2 2 Fy V Sg 3 SgV （ 23） 2 Sh 2 Sg S1 S3 根據(jù)減振器在工作過程中，振動(dòng)速度在不斷地變化，其工作狀態(tài)可以分為開閥前、開 閥后和開閥到最大開度三種情況。所以，在建立其數(shù)學(xué)模型時(shí)，也應(yīng)分為三種情況進(jìn)行討 論。實(shí)際汽車減振器設(shè)計(jì)的壓縮阻力很小，故僅討論開閥狀態(tài)。 （1）開閥前 開閥前，活塞中的圓錐螺旋彈簧未發(fā)生彈性變形。當(dāng)活塞向下運(yùn)動(dòng)時(shí)，減振液從活 塞的常通孔流入上腔，節(jié)流形式屬于薄壁小孔節(jié)流，其流量為 Q1

33、，見式（ 16）。減振液從下腔流入補(bǔ)償室的流量為 Q3，見式（ 17）。阻尼力與振動(dòng)速度的關(guān)系見式（ 23 ）。 （2）開閥后 隨著壓縮行程中速度的增大，下腔的油壓也在升高，從而使壓縮彈簧變形，于是閥片開啟，通過活塞的流量得到迅速增加。 通過活塞閥片的流量為： Q1 2 p S1 （ 24） Q4 2 p S4 （ 25） 式中： Q4 ―――閥片開啟后所經(jīng)過油液的流量； f4―――閥片開啟后的節(jié)流面積。 其中： S2 2 a 式中： a―――閥片的外環(huán)半徑； X――－圓錐

34、螺旋彈簧的壓縮量。 由彈簧的變形原理可知： F K ( x x0 ) （ 26） 式中： F―――圓錐螺旋彈簧所受的壓力； K―――圓錐螺旋彈簧的剛度； x0―――圓錐螺旋彈簧的預(yù)壓量。 則有： p F （ 27） S1 式中： S1 ―――閥片上液體作用的面積。 將此時(shí)求出的 (f1＋f4) 值代入式（ 23）中的 f1，即可求得此時(shí)的減振器壓縮阻力值。（3）開閥到最大 當(dāng)圓錐螺旋彈簧處于限位狀態(tài)時(shí)，閥片的開度最大。此時(shí)，開度為： x=x max （ 28） 將式（ 28 ）代入式（

35、26） ,重復(fù)上面的運(yùn)算過程，即可得出閥片在最大開度時(shí)，減振 器的壓縮阻力值。 5.3 減振器的外特性模擬計(jì)算 減振器的外特性是指阻尼力與行程或阻尼力與相對(duì)振動(dòng)速度關(guān)系的通稱。根據(jù)上面建 立的數(shù)學(xué)模型，再確定振動(dòng)速度，就可以計(jì)算出減振器的阻尼力。如果計(jì)算出一個(gè)周期的 數(shù)據(jù)，就可以繪出減振器的示功圖和速度特性曲線。 根據(jù)我國(guó)減振器臺(tái)架試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn) JB3901 －85 的規(guī)定，測(cè)取減振器示功特性采用正弦激 勵(lì)方式。即活塞相對(duì)于工作缸作往往復(fù)諧波規(guī)律的運(yùn)動(dòng)。 S Smax sin t （ 29） 式中： Smax

36、―――活塞的最大位移； ω―――活塞運(yùn)動(dòng)的角頻率； f―――激振頻率； t―――時(shí)間。 活塞與工作缸的相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度為： VSmax cos t （ 30） 根據(jù)上面的推導(dǎo)， 用 MATLAB 編制計(jì)算程序， 分別計(jì)算減振器在不同的振動(dòng)速度下所產(chǎn)生的阻尼力，并繪制出速度特性圖 (F－ V)曲線。圖 7 是用計(jì)算機(jī)模擬出的減振器的示功圖和速度特性曲線。

37、 圖 7 速度特性曲線 第六章 減振器的行程與布置 6.1 減振器的行程選取 對(duì)于筒式減振器垂直布置是所希望的， 但受到其它方面的限制， 通常不得不傾斜布置。 而為了獲得良好的使用效果和使用壽命， 減振器的最大傾斜角不超過 45。在車輪達(dá)到上跳極限位置時(shí)，減振器行程的富裕長(zhǎng)度應(yīng)大于 10mm ；在復(fù)原（拉伸）方向，對(duì)于鋼板彈簧懸架，則從自由狀態(tài)富裕長(zhǎng)度在 40mm 以上，在復(fù)原方向富裕長(zhǎng)度不夠，是減振器發(fā)響和早期損壞的原因之一（只適

38、用于不兼作限值器的減振器） 。 減振器的連接型式不同，允許擺動(dòng)的角度不同，設(shè)計(jì)時(shí)要根據(jù)具體情況，選擇合適的連接型式，各種型式的允許擺動(dòng)角范圍見表 1 。 減振器的允許擺動(dòng)角，與連接的結(jié)構(gòu)型式、尺寸大小、橡膠硬度、配方及過盈量等有關(guān)。 減振器的耐久性受連接部分角位移力矩給予本體內(nèi)部滑動(dòng)部分的表面壓力和橡  連接型式 斜擺角 α 同軸扭轉(zhuǎn)角 β H1H4( 錐吊環(huán)型 ) 6 H2 （直吊環(huán)）型 3～ 4 20 H3 （X 銷吊環(huán)）型 G（S）型 11～15 （任何方向） 表 1 允許擺動(dòng)

39、角范圍 膠墊（襯套）的局部應(yīng)力影響很大， 所以連接部分的工作角要在規(guī)定的許用工作角范圍內(nèi)，并進(jìn)可能地減少其數(shù)值。 根據(jù)行程余量及布置的需要，減振器的行程表示為： S f d f j l （ 31） 式中： S―――減振器的行程； fd―――懸架的上跳行程； fj―――懸架的下跳行程； l―――減振器的總行程余量。 為減少品種，減振器的行程已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，規(guī)定以 10mm 分檔，因此最后確定時(shí)以 10 為單位圓整。 6.2 減振器行程匹配 在布置減振器時(shí)，根據(jù)具體情況及

40、空間位置，確定恰當(dāng)?shù)倪B接方式。減振器初步布置 后，采用作圖或者計(jì)算進(jìn)行運(yùn)動(dòng)校核，有時(shí)要交替進(jìn)行，初算時(shí)，可暫時(shí)忽略懸架跳動(dòng)時(shí) 的橫縱向位移，見圖 8。計(jì)算式為： 圖 8 行程布置示意圖 2 2 1 Sa zs zm 2 xs ys ym 2 Lmin xm 2 2 1 Sb 2 ys 2 zs

41、 zm Lmax xs xm ym 式中： S（xs,ys,zs）―――減振器上連接點(diǎn)坐標(biāo)； M(x m,ym,zm)―――滿載時(shí)，減振器下連接點(diǎn)坐標(biāo)； Lmin――― 減振器壓縮到底時(shí)的極限長(zhǎng)度； Lmax――― 減振器最大拉伸時(shí)的極限長(zhǎng)度； Sa ―――相對(duì)滿載，減振器壓縮到底時(shí)的上移行程； Sb ―――相對(duì)滿載，減振器最大拉伸時(shí)的下移行程。 減振器上下跳動(dòng)余量為： 上跳動(dòng)余量＝ Sa－fd ； 下跳動(dòng)余量＝ S b－fj 。  （ 32） （ 32）

42、 6.3 減振器的行程校核 減振器作為懸架的一部分，其上端與車身或車架相連，下端與車軸（非獨(dú)立懸架）或 控制臂（獨(dú)立懸架）連接。對(duì)于非獨(dú)立懸架，減振器的下連接銷一般與車軸剛性連接，在 運(yùn)動(dòng)過程中，連接銷（或連接桿中心）與車軸的相對(duì)位置不變。從減振器下連接中心點(diǎn)向 車軸的兩個(gè)中心平面作垂線。在任意狀態(tài)下，減振器下連接中心與車軸中心及傾角的關(guān)系 為： xc x0 Lz sin b Lx cos b zc  z0  Lx cos 

43、 b  Lz sin  b 對(duì)于獨(dú)立懸架，減振器與控制臂連接，如果控制臂與  x 軸平行，從減振器下連接中心 圖 9 行程校核示意圖 點(diǎn)向控制臂作垂線（見圖 9 ）則有下面關(guān)系式： yc y1 Ly cos 1 Lz sin 1 zc z1 Ly sin 1 Lz c

44、os 1 減振器長(zhǎng)度為： l j 2 2 2 xs xc ys yc zs zc 減振器傾斜角為： x tan 1 xsxc zs zc y tan 1 ysyc zs zc 2 2 tan 1 xs xc ys yc zs zc 式中：（ xs,ys,zs）―――減振器上連接中心點(diǎn)坐標(biāo)； （ xc,yc,zc）―――減振器下連接中心點(diǎn)坐標(biāo)； （ x1,y1,z1 ）―――控制臂（擺臂）軸中心點(diǎn)坐

45、標(biāo)； Lx， Ly，L z―――減振器相對(duì)于車軸（或控制臂）的兩個(gè)垂距，減振器下端中心在 軸的前方時(shí) Lx 取負(fù)值，在軸的上方時(shí) Lz 取負(fù)值，在控制臂下方 Lz 取負(fù)值； ω b ―――車軸傾角（對(duì)于前軸為相對(duì)車架后傾角，后軸又為后橋翹角）； ω 1 ―――擺臂角（在水平線下時(shí)取負(fù)值） 。 對(duì)于鋼板彈簧懸架，前面已將車輪中心描述為彈簧弧高的函數(shù)，故減振器下點(diǎn)也描述 為彈簧弧高的函數(shù)。在進(jìn)行行程余量計(jì)算時(shí)，首先不計(jì)懸架的上、下限位，用循環(huán)法以減 振器長(zhǎng)度 |L j－Lmax |和|Lj－ Lmax |小于某一精度值位條件，計(jì)算出減振器上、下兩個(gè)極限位置

46、 的坐標(biāo)值。再計(jì)算出達(dá)到懸架上、下極限位置時(shí)的減振器下點(diǎn)坐標(biāo)（板簧懸架用零負(fù)荷點(diǎn) 作為下極限位置），從而比較 zc 的變化，得出上、下跳余量。擺臂式懸架則描述為下臂角 ω 1 的函數(shù)，代入上、下限位時(shí)的擺臂角，得出上、下限位時(shí)的減振器下點(diǎn)坐標(biāo)，再比較 zc 的變化。 結(jié) 論 （1）通過數(shù)學(xué)建模得出的減振器速度圖形上看，該減振器基本滿足設(shè)計(jì)要求。行程校核也符合要求。所以，該減振器設(shè)計(jì)是達(dá)到要求的。 （2）由于本人能力有限，設(shè)計(jì)采用了傳統(tǒng)的被動(dòng)式減振器。其發(fā)展主要在于局部結(jié)構(gòu)的改善和新材料新工藝的應(yīng)用，因此，不能從根本上滿足現(xiàn)代汽車

47、的使用需求。而可調(diào)阻尼式減振器才是未來減振器發(fā)展的趨勢(shì)。 （3）由于本人缺乏經(jīng)驗(yàn)，再加上資料準(zhǔn)備不充分，在此文的設(shè)計(jì)計(jì)算中有許多參數(shù)的選取沒有經(jīng)過仔細(xì)考慮。 （4）在閥體選擇上，本人選取了較為過時(shí)的閥體，主要是對(duì)新的閥體不夠了解。而減振器的性能很大程度上取決于閥體，所以今后在這方面需要做的工作還有很多。 （5）在油料選擇上，本設(shè)計(jì)只是參照其它減振器的選擇方案，究竟是否選擇合理，還有待考究。 致 謝 大學(xué)四年完結(jié)在即，心里很是興奮。特別是一想到快回家了，而且是一去再也不會(huì)回 來，我從內(nèi)心深處感到愉悅。我常對(duì)別人說，這四年就像坐牢

48、一樣，這是我的真心話。但 是我還對(duì)自己說，“天下沒有白坐的牢” ，這也是我的真心話。在這四年里學(xué)到的東西，比 起我以往任何時(shí)候?qū)W到的都要寶貴。這四年我雖然不怎么快樂，卻沒有白白浪費(fèi)。圖書館 是我最留念的地方，我對(duì)那里像家一樣熟悉，有時(shí)甚至隨便得穿拖鞋進(jìn)出。我為自己在那 里花費(fèi)了較多時(shí)間而自豪。在那里，我得到了曾經(jīng)夢(mèng)寐以求的知識(shí)。還要感謝李健康、徐 偉和周海燕老師在學(xué)習(xí)中給我的啟發(fā)。 通過這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，我深切感受到大學(xué)生活里最痛苦的事莫過于沒有一臺(tái)屬于自己的 電腦。 本論文是在薛念文、周衛(wèi)琪老師細(xì)心指導(dǎo)下完成的，在做畢業(yè)設(shè)計(jì)期間，我深深地體

49、會(huì)到了兩位老師治學(xué)嚴(yán)謹(jǐn)?shù)膽B(tài)度，對(duì)學(xué)生認(rèn)真的責(zé)任心。在此我由衷地感謝兩位老師。 參考文獻(xiàn) [1] . 呂光源，呂利國(guó) . 汽車設(shè)計(jì)手冊(cè)：整車 2底盤卷 . 長(zhǎng)春：長(zhǎng)春汽車研究所， 1998. [2] . 李衛(wèi)民，朱濤 . 汽車減振器設(shè)計(jì)中數(shù)學(xué)模型的建立 . 遼寧：遼寧工學(xué)院學(xué)報(bào)， 1998.9. [3] . 黃志剛，毛志懷 . 減振器的外特性計(jì)算與試驗(yàn)研究 . 北京：機(jī)械設(shè)計(jì)與制造， 2002.12. [4] . 劉惟信 . 汽車設(shè)計(jì) . 北京：清華大學(xué)出版社， 2001. [5] . 李世民，呂振華 . 汽車筒

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