汽車懸架減振系統(tǒng)優(yōu)化設計1

1、.第1章 緒論1.1 選題的目的和意義隨著我國經(jīng)濟的迅速發(fā)展，人民生活水平日漸提高，汽車已經(jīng)成為人們的生活中必不可少的交通工具，并且對乘車的安全性和舒適性也有了更高的要求，本文對雙筒液壓減振器的優(yōu)化就是為了滿足這一目的。車輛是一個由許多子系統(tǒng)組合而成的復雜系統(tǒng)，其總體性能與零部件的性能關系密切。因此，零部件的研發(fā)，不但涉及零部件本身的分析計算與試驗等，而且涉及許多與整車有關的參數(shù)，是一個較為復雜的研發(fā)過程。減振器是車輛懸架系統(tǒng)中的重要部件，其性能的好壞對車輛的舒適性以及車輛及懸架系統(tǒng)的使用壽命等有較大影響。1.2 減振器的發(fā)展歷史世界上第一個有記載、比較簡單的減振器是1897年由兩個姓吉明的人

2、發(fā)明的。他們把橡膠塊與葉片彈簧的端部相連，當懸架被完全壓縮時，橡膠減振塊就碰到連接在汽車大梁上的一個螺栓，產(chǎn)生止動。這種減振器在很多現(xiàn)代汽車懸架上仍有使用，但其減振效果很小。1898年，第一個實用的減振器由一法國人特魯芬特研制成功并被安裝到摩托賽車上。該車的前叉懸置于彈簧上，同時與一個摩擦阻尼件相連，以防止摩托車的振顫。減振器的結構發(fā)展主要經(jīng)歷了以下幾種發(fā)展形式：加布里埃爾減振器，它是由固定在汽車大梁上的罩殼和裝在其里面的渦旋形鋼帶組成，鋼帶通過一個彈簧保持其張力，鋼帶的外端與車橋軸端連接，以限制由振動引起的彈跳量。平衡彈簧式減振器，這是加到葉片彈簧上的一種輔助螺旋彈簧。由于每一個彈簧都有不同

3、的諧振頻率，它們趨向于抵消各自的振顫，但同時也增大了懸架的剛性，所以很快就停止了使用?？諝鈴椈蓽p振器，空氣彈簧不僅兼有彈簧和吸振的作用，而且常常可省去金屬彈簧。第一個空氣彈簧減振器是1909年由英國考溫汽車工廠研制成功的。它是一個圓柱形的空氣筒，利用打氣筒可以把空氣經(jīng)外殼上部的氣閥注滿空氣筒，空氣筒的下半部分容納一個由橡膠和簾布制成的膜片。因為它被空氣所包圍，所以其工作原理與充氣輪胎相似，它的主要缺點是常常泄漏空氣。液壓減振器，第一個實用的液壓減振器是1908年由法國人霍迪立設計的。液壓減振器的原理是迫使液流通過小孔產(chǎn)生阻尼作用。通常的筒式減振器是由一個與汽車底盤固定的帶有節(jié)流小孔的活塞和一個

4、與懸架或車橋固定的圓柱形貯液筒組成。門羅在1933年為赫德森制造的汽車裝用了第一個采用原始液壓減振器的汽車。到了二十世紀三十年代末，雙向作用筒式液力減振器在美國生產(chǎn)的汽車上被普遍采用。到了二十世紀六十年代，歐洲采用的杠桿式液壓減振器占了優(yōu)勢，這種減振器與哈德福特的摩擦式減振原理相似，但使用的是液流而不是摩擦緩沖襯墊。麥弗遜支柱式減振器，隨著前輪驅動汽車的出現(xiàn)，二十世紀七十年代以來，制造商開始采用麥弗遜式減振器。這種減振器是二十世紀六十年代通用公司麥弗遜工程師研制成功的。他把螺旋彈簧、液壓減振器和上懸架臂桿組成一個緊湊的部件。其主要優(yōu)點是體積小，適合前輪驅動汽車，可在與變速器組成一體的驅動橋上應

5、用。另外，有一種電子控制減振器，能根據(jù)道路狀況、車速和驅動形式自動調節(jié)懸架軟、中、硬三種剛度。該減振器通過在汽車保險杠下方裝有一個帶聲納的測量部件監(jiān)測路面狀況，把測得的數(shù)據(jù)輸入處理單元，然后調節(jié)減振器中的按鍵，以改變液流通道的尺寸。充氣式減振器是二十世紀六七十年代以來發(fā)展起來的一種新型減振器。充氣式減振器的特殊結構和充氣參數(shù)，可以大大地降低噪音，并有利于保證活塞高速運動時的阻尼特征，同時減振器上的減振支柱實質上屬于雙筒結構，它除了阻尼減振還有如下附加功能：他和控制臂一起對車輪進行導向。1.3雙筒式減振器國內外發(fā)展狀況和發(fā)展趨勢目前國內汽車減振器大部分是筒式液阻減振器，其阻尼力主要通過油液流經(jīng)空

6、隙的節(jié)流作用產(chǎn)生。減振器的設計開發(fā)也由基于經(jīng)驗設計加實驗修整的傳統(tǒng)方法向基于cad/cae技術的現(xiàn)代優(yōu)化設計方法轉變。20世紀50年代發(fā)展起來了液壓減振器技術，在雙筒式減振器內充入油液（0.30.5mpa）減振器的臨界工作速度相應提高，后來又發(fā)展了雙筒式減振器，它采用活塞閥體與底閥相配合的結構，在浮動活塞在缸筒間的一端形成的補償室內充入一定量的高壓氣體（2.02.5mpa）氮氣。與雙筒式減振器比，單筒充氣式減振器質量顯著減輕，安裝角度不受限制，但其制造精度要求和成本較高。據(jù)調查，目前國內雙筒液阻減振器配套產(chǎn)能有過剩趨勢，生產(chǎn)高檔次減振器的不多。單筒充氣式減振器國內生產(chǎn)廠家正在消化吸收設計技術和

7、提高制造工藝技術階段，產(chǎn)品質量還沒很過關。對于充氣式減振器的研究也主要集中在單缸充氣式汽車減振器方面。在郭孔輝院士的領導下，長春汽車研究所作了大量的試驗工作，積累了一些經(jīng)驗。但由于橡膠的壽命不過關及設計、制造等多方面因素的影響，一直沒有形成比較成熟的技術。近幾年，由于高速公路的迅速發(fā)展，對舒適性的要求也越來越高，國內對充氣式減振器研究及產(chǎn)品開發(fā)工作又重新重視起來。哈爾濱鐵路局減速預調速研究中心和哈爾濱工業(yè)大學的高起波、曾祥榮兩位老師對充氣式減振器性能進行了理論分析和試驗；天津大學的馬國清、王樹新、卞學良等對充氣式減振器建立數(shù)學模型，建立計算機仿真程序，利用該程序可以得到參數(shù)變化對減振器性能的影

8、響趨勢，取得一些較好的研究成果。后勤工程學院的晏華等設計的充氣式電流變減振器設計比較先進。有些廠家也投入人力物力對充氣式減振器關鍵部件進行開發(fā)，如浙江瑞安東歐汽車零部件廠、貴州前進橡膠有限公司、寧波美亞達金屬塑料有限公司等，并具有了一定的生產(chǎn)規(guī)模。國外工程機械主要配套件大多數(shù)都生產(chǎn)歷史悠久，技術成熟、供應充足、生產(chǎn)集中度高、品牌效應突出。目前世界上生產(chǎn)減振器最大的企業(yè)，美國天納克（ta）汽車工業(yè)公司是世界最著名的減振器生產(chǎn)商，也是目前全球最大的專業(yè)生產(chǎn)減振器的廠家，其生產(chǎn)的充氣式減振器符合美國軍用標準。同時還不斷推出新的減振器，推動減振器技術不斷向更高技術水平發(fā)展。另外還有幾家較為先進的公司如

9、：ford(福特)和general motors（通用）這兩家。這兩家公司生產(chǎn)的減振器能很好的解決汽車的安全性和舒適性這兩方面的要求，例如德國大眾公司的gti、甲殼蟲，奔馳-戴姆勒克萊斯勒汽車有限公司生產(chǎn)的c200均采用了雙筒油壓式減振器，在保證安全性的前提下充分提升了汽車的穩(wěn)定和操控性。由于汽車在不同的行駛工況下對減振器的特性有不同的要求，可調阻尼減振器是筒式減振器技術發(fā)展的目標。目前國外已經(jīng)開發(fā)有機械控制式的充氣式減振器，電子控制式的充氣式減振器，在個別高檔車還試用電流變液減振器，但電流變液減振器的工作溫度范圍窄-25125，其強度和化學穩(wěn)定性較差，影響其工作的可靠性。充氣式減振器相比電流

10、變液減振器，不需要特殊的高壓供電裝置，成本低、使用安全、穩(wěn)定性強9。目前最先進的充氣式減振器的響應時間約10ms，需進一步提高。充氣式減振器有很好的運用前景，是半主動或主動懸架較好的配置，但是尚需在縮短響應時間上改進。德國奧迪推出的2.7t越野車，使用了雙充氣式減振器，奔馳-戴姆勒克萊斯勒汽車有限公司生產(chǎn)的300c和jeep4700均采用了充氣式減振器。充氣式減振器是一個較為新興的技術，可同時提高車輛的舒適程度、駕駛性能和安全性能。由于車輪控制得到改善，車輛的安全性和可靠性得到提升；通過控制車身運動，提高駕駛平順性，并使操作更精確、反應更迅速；在剎車和加速過程中減少乘員“前沖”和“后仰”；改善

11、負荷轉移特性，在車輛高速行駛中突然變向時，可提供更好的防側翻控制；由于減小了路面反沖力，使駕駛更為安靜、精確。正是由于這些特點，充氣式減振器首先在中高級轎車上得到了應用。充氣式減振器的發(fā)展前景，國外對充氣式減振器的研究已經(jīng)發(fā)展到電子控制式減振器。我國對減振器的研究主要集中在單筒充氣式減振器方面，而且發(fā)展比較緩慢。我們應當在前人對充氣式減振器研究的基礎上更加深入地對其進行分析和研究，努力縮短和發(fā)達國家的差距。對充氣式減振器的研究能有效的提高我國汽車工業(yè)的制造水平，降低汽車的制造成本，對中國經(jīng)濟的快速發(fā)展大有益處。1.4 研究的主要內容及方法通過對減振器的參數(shù)和結構上的優(yōu)化，設計一種用于微型汽車并

12、且符合技術要求，具有良好經(jīng)濟性與實用性的減振器。通過大量的查閱資料，設計計算以及老師的指導下，按照任務書的要求最終完成設計工作。在設計的過程中參考國內外相關的文獻資料以及借鑒相關的產(chǎn)品的信息，使預期的設計產(chǎn)品能夠符合理論設計要求，各項技術指標符合要求。第2章 減振器的類型和工作原理2.1 減振器的類型懸架中用的最多的減振器是內部充有液體的液力式減振器。汽車車身和車輪振動時減振器內的液體在流經(jīng)阻尼孔時的摩擦和粘性液體的摩擦形成了振動阻尼，將振動能量轉化為熱能，并散發(fā)到周圍的空氣中去，達到迅速衰減振動的目的。如果能量的消耗僅僅只是在壓縮行程或者是在伸張行程進行，則把這種減振器稱為單向作用減振器；反

13、之稱為雙向作用減振器。后者因為減振作用比前者好而得到廣泛應用。減振器大體上分為兩大類，即摩擦式減振器和液力減振器。摩擦式減振器利用兩個緊壓在一起的盤片之間相對運動時的摩擦力提供阻尼。但是由于庫侖摩擦力隨相對運動速度的提高而減小，并且很容易受到油、水等的影響，無法正常工作，無法滿足平順性的要求，因此雖然具有質量小、造價低、容易調整等優(yōu)點，但現(xiàn)在汽車上已經(jīng)不再采用這類減振器。液力減振器最早出現(xiàn)于1901年，有兩種主要的結構形式分別是搖臂式和筒式。懸架中用的最多的減振器是內部充有液體的液力式減振器。而在筒式減振器中，常用的三種形式是：雙筒式、單筒充氣式和雙筒充氣式。我這里選擇雙筒式液力減振器作為自己

14、設計的素材。2.2 減振器的工作原理懸架系統(tǒng)中由于彈性元件受沖擊產(chǎn)生振動，為改善汽車行駛平順性，懸架中與彈性元件并聯(lián)安裝減振器用來衰減振動。液力減振器在汽車懸架系統(tǒng)中廣泛應用，其作用原理是利用液體流動的阻力來消耗振動的能量。當車架與車橋相對運動時，活塞在缸筒內上下移動，減振器殼體內的油壓便反復地從一個內腔通過一些窄小的孔隙流入另一個內腔。此時，孔壁與油液間的摩擦及液體分子內摩擦便形成對振動的阻尼，使車身和車架的振動能量轉化為熱能而被油液和減振器殼體所吸收，最后散到大氣中去。減振器的阻尼力大小隨車架與車橋的相對運動速度的增減而增減，并且與油液的粘度有關。減振器與彈性元件承擔著減振和緩沖擊的任務，

15、阻尼力過大，將使懸架彈性變壞，甚至使減振器連接件損壞，因面要調節(jié)彈性元件和減振器這一矛盾。1、壓縮行程車橋和車架相互靠近，減振器阻尼力較小，以便充分發(fā)揮彈性元件的彈性作用，緩和沖擊。這時，彈性元件起主要作用。2、懸架伸張行程車橋和車架相互遠離，減振器阻尼力應大，迅速減振。3、相對速度當車橋或車輪與車橋間的相對速度過大時，要求減振器能自動加大液流量，使阻尼力始終保持在一定限度之內，以避免承受過大的沖擊載荷。在汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用的是筒式減振器，且在壓縮和伸張行程中均能起減振作用叫雙向作用式減振器又稱雙筒式減振器。還有采用新式減振器，它包括充氣式減振器和阻力可調式減振器.2.3 雙向作用筒式液力

16、減振器的工作原理及優(yōu)點主要構成有如圖2-1： (2-1)1-活塞桿;2-工作缸筒;3-活塞；4-伸張閥；5-儲油缸筒；6-壓縮閥；7-補償閥；8-流通閥；9-導向座；10-防塵罩;11-油封；雙向作用筒式液力減振器工作原理說明。在壓縮行程時，指汽車車輪移近車身減振器受壓縮，此時減振器內活塞3向下移動?；钊虑皇业娜莘e減少，油壓升高，油液流經(jīng)流通閥8流到活塞上面的腔室(上腔)。上腔被活塞桿1占去了一部分空間，因而上腔增加的容積小于下腔減小的容積，一部分油液于是就推開壓縮閥6流回貯油缸5。這些閥對油的節(jié)約形成懸架受壓縮運動的阻尼力。減振器在伸張行程時，車輪相當于遠離車身，減振器受拉伸。這時減振器的

17、活塞向上移動?；钊锨挥蛪荷?，流通閥8關閉，上腔內的油液推開伸張閥4流入下腔。由于活塞桿的存在，自上腔流來的油液不足以充滿下腔增加的容積，主使下腔產(chǎn)生一真空度，這時儲油缸中的油液推開補償閥7流進下腔進行補充。由于這些閥的節(jié)流作用對懸架在伸張運動時起到阻尼作用。由于伸張閥彈簧的剛度和預緊力設計的大于壓縮閥，在同樣壓力作用下，伸張閥及相應的常通縫隙的通道載面積總和小于壓縮閥及相應常通縫隙通道截面積總和。這使得減振器的伸張行程產(chǎn)生的阻尼力大于壓縮行程的阻尼力，達到迅速減振的要求。雙向作用筒式液力減振器具有如下的優(yōu)點：使用廣泛、制造成本低，使結構簡化，重量減輕、性能也較為穩(wěn)定，而且是雙向作用，在壓縮

18、與伸張的狀態(tài)下都有設計好的阻尼力，所以在各個工況下都具有良好的減振效果。 2.4 本章小結主要介紹減振器種類、分類方法和具體的工作原理以及在現(xiàn)代汽車中的應用。在闡明雙筒式液壓結構特點和應用，得出雙向作用筒式液力減震器功能上的優(yōu)點，為后文的設計計算做好基礎。 第3章雙向作用筒式液力減振器的設計3.1 雙向作用筒式液力減振器的設計總體要求筒式減振器設計中涉及的參數(shù)較多，大致可以分為如下幾類：（1）整車參數(shù)包括車輛全重、懸置質量、車輛縱向的轉動慣量、車輛懸架剛度、車輛振動固有頻率（圓頻率）、減振器個數(shù)等。（2）幾何布置參數(shù)包括減振器的位置、彈性元件位置、安裝杠桿角度等。（3）減振器結構參數(shù)包括減振器

19、長度、減振器活塞直徑、活塞桿直徑、閥孔位置、閥孔個數(shù)、閥孔直徑、減振器筒徑、工作缸直徑與長度、儲液筒直徑與長度等。（4）減振器工作參數(shù)包括減振器的工作長度、限壓閥閥門彈簧的剛度、彈簧預緊壓縮量、閥門附加最大行程、活塞行程、活塞最大線速度、活塞正反最大阻力、開閥壓力、減振器阻尼系數(shù)等。在設計的過程中除了要考慮以上各個參數(shù)之間相互的匹配之外，由于減振器的阻尼力越大，振動消除得越快，但使得與之并聯(lián)的彈性元件的作用不能充分發(fā)揮，同時過大的阻尼力還可能導致減振器的連接件及車架的損壞，為解決減振器和彈性元件之間的矛盾對減振器的設計還做一下要求：（1）在懸架壓縮行程內，減振器的阻尼力應較小，以便能充分利用彈

20、性元件的彈性，以緩和沖擊。（2）在懸架伸張行程內，減振器的阻尼力應較大，以求迅速減振。（3）當車輪與車架的相對速度過大時，減振器應當能自動加大液流通道的截面積，使阻尼力始終保持在一定的范圍，以避免承受過大的沖擊載荷。3.2雙向作用筒式液力減振器的外特性與設計的原則 3.2.1 汽車懸架與減震器的匹配與減震器的放置在這里我們選用汽車的前懸架作為設計的平臺。懸架的類型選用麥弗遜式懸架這是是當今世界用的最廣泛的轎車前懸掛之一。麥弗遜式懸架由螺旋彈簧、減震器、三角形下擺臂組成。主要結構簡單的來說就是螺旋彈簧套在減震器上組成，減震器可以避免螺旋彈簧受力時向前、后、左、右偏移的現(xiàn)象，限制彈簧只能作上下方向

21、的振動，并可以用減震器的行程長短及松緊，來設定懸掛的軟硬及性能。結構如圖： 特性：側傾中心高度較高；車輪外傾角與主銷內傾角變化小；輪距變化很小，故輪胎磨損速度慢；懸架側傾角剛度較大可不裝橫向穩(wěn)定器；橫向剛度大；占用空間尺寸??；結構簡單、重量輕響應速度快。3.2.2 雙向作用筒式液力減振器的外特性 懸架減振器的外特性，是指減振器伴隨（相對）運動的位移或（相對）運動的速度，與相應產(chǎn)生的工作阻力之間的關系，通常我們分別稱之為示功特性和速度特性。外特性能良好的匹配懸架的性能需要，就能獲得良好的振動特性。設計的減振器在實際使用中，其外特性必須保證良好的相對穩(wěn)定性。 （3-2）減振器外特性的畸變往往會使預

22、期設計的外特性出現(xiàn)某些缺陷，因此，減振器的設計有兩個基本質量要求：一是外特性必須滿足車輛懸架的性能需求；二是無畸變，即這種外特性要有穩(wěn)定而持久的工作質量。減振器的外特性即為其速度特性，如圖3.1所示。 a) b)圖3.1 減振器特性a) 阻力一位移特性 b)阻力一速度特性 減振器的特性可以用下圖所示的示功圖和阻尼力-速度曲線描述。減振器特性曲線的形狀取決于閥系的具體結構和各閥開啟力的選擇。一般而言，當油液流經(jīng)某一給定的通道時，其壓力損失由兩部分構成。其一為粘性阻力損失，對一般的湍流而言，其數(shù)值近似地正比于流速。其二為進入和離開通道時的動能損失，其 數(shù)值也與流速近似成正比，但主要受油液密度而不是

23、粘性的影響。由于油液粘性隨溫度的變化遠比密度隨溫度的變化顯著， 因而在設計閥系時若能盡量利用前述的第二種壓力損失，則其特性將不易受油液粘性變化的影響，也即不受油液溫度變化的影響。不論是哪種情形，其阻力都大致與速度的平方成正比。圖中曲線a 所示為在某一給定的a 通道下阻尼力f 與液流速度v 的關系，若遇通道a 并聯(lián)一個直徑更大的通道b，則總的特性將如圖中曲線a+b 所示。如果b 為一個閥門，則當其逐漸打開時，可獲得曲線a 與曲線a+b 間的過渡特性。恰但選擇a、b 的孔徑和閥的逐漸開啟量，可以獲得任何給定特性曲線。閥打開的過程可用三個階段來描述，第一階段為閥完全關閉，第二階段為閥部分開啟，第三階

24、段為閥完全打開。通常情況下，當減振器活塞相對于缸筒的運動速度達到0.1m/s 時閥就開始打開，完全打開則需要運動速度達到數(shù)米每秒。 3.2.3 雙向作用筒式液力減振器的外特性設計原則 對外特性的基本設計依據(jù)，需要研究車身的振動。車身的振動又取決與輪軸的振動。輪軸的振動同時受上、下兩端的影響，與車輪的阻尼有關。車輪的激振力等于懸架質量的慣性力和輪軸質量的慣性力之和。同時車輪的激振力又決定了車輪的接地性能，是行駛安全性的重要尺度，在懸架系統(tǒng)中配置適當?shù)臏p振器，能有效的阻尼車身振動，保證良好的平順性。通過查閱資料可以知道，增大相對阻尼系數(shù)將有效的抑制車身加速度和車輪動栽增大，但是增大相對阻尼系數(shù)雖然

25、有利于降低車身動載，但車身的加速度會相對于阻尼系數(shù)的增大而增大。因此在高的激振情況下，減振器的作用加劇了車身的振動，降低了舒適性，但減振器此時由于對車輪動載有抑制作用，卻能提高行駛的安全性。因此外特性的設計應該有兩個基本方面的意義：一是使減振器的外特性與車輛懸架振動特性相匹配；二是在復雜的運行工況下，能較穩(wěn)定的保持這種相適應的外特性。車輛在復雜的運行工況下，減振器的相對穩(wěn)定地保持其外特性的預期設計能力，是評價懸架減振器減振效能和等級質量的決定性標志。3.3 雙向作用筒式液力減振器參數(shù)和尺寸的確定 3.3.1 雙向作用筒式液力減振器相對阻尼系數(shù)的確定 首先確定其簧上質量，本文設計對象是設計適用于

26、小型車輛的減振器，比如說五菱之光、東風小康、長安之星等系列微型汽車。所以這里的簧上質量參照這些車滿載時計算。懸架靜撓度c f 的計算懸架靜撓度是指汽車在滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度才c 之比，即 = （3.1）汽車懸架與其簧上質量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車平順性的主要參數(shù)之一，而汽車部分車身固有頻率（偏頻）可用下式表示： c汽車前懸架剛度，n/mm； m 汽車前懸架簧上質量，kg； n汽車前懸架偏頻，hz 而汽車懸架的靜撓度可用下式表示： 由這兩式可得出： （3.2） 由這兩式可得出： 根據(jù)上面公式可以計算出前懸架的靜撓度為： =188.6mm 相對阻尼系數(shù)通常根據(jù)汽車的平順

27、性、操縱性和穩(wěn)定性的要求確定減振器阻力特性。減振器阻力值能滿足汽車操縱性穩(wěn)定性要求，但不一定能滿足汽車平順性要求；反之亦然。因此減振器的阻力特性的選擇應按所設計車型對汽車平順性、操縱性、穩(wěn)定性進行綜合考慮。根據(jù)減振器的阻力速度特性，可以知道減振器有四個阻尼系數(shù)。在沒有特別指明時，減振器的阻尼系數(shù)是指卸荷閥開啟其前的阻尼系數(shù)。通常壓縮行程的阻尼系數(shù)與伸張行程的阻尼系數(shù)不相等。汽車懸架有阻尼后，簧上質量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數(shù)的大小來評定衰減的快慢速度。的表達式為： （3.3）式中：為懸架系統(tǒng)的垂直剛度；為簧上質量；為阻尼系數(shù)。上式表明，相對系數(shù)的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛

28、度c和不同簧上質量ms的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。值大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)取的小些，伸張行程的相對阻尼系數(shù)s取得大些。兩者之間保持的關系設計時，先選取y 與s 的平均值 。相對無摩擦的彈性元件懸架，取 =0.250.35；對有內摩擦的彈性元件懸架， 值取的小些。為避免懸架碰撞車駕，取 y =0.5 s 。取 =0.3，則有： 計算得：伸張=0.4 壓縮=0.23.3.2 雙向作用筒式液力減振器阻尼系數(shù)的確定 減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率，所以理論上。實際上，應該根據(jù)減振器的布置特點確定減振

29、器的阻尼系數(shù)。懸架系統(tǒng)固有振動頻率的值在1.001.45之間，取為1.2。確定減振器的安裝角度。由于減振器軸與道路負載傳入軸即輪胎觸地點與減振器上端安裝點連線存在一定角度，在懸架系統(tǒng)受到路面激勵后，減振器會受到一個垂直于滑柱的側向力矩。該側向力矩和其他傳統(tǒng)的懸架形式相比較大，是懸架與減振器的設計和制造過程中所不容忽視的。在減振器的軸線相對地面水平安裝時，減振器的剛度最小；在減振器的軸線相對地面垂直安裝時，減振器的剛度最大。經(jīng)過大量實驗得出減振器的安裝角度在30度的時候較為合適。從上面的分析中可以看出，在減振器的軸心線水平安裝時，其在垂直方向的剛度最小，同時對垂直方向負荷的承受能力也比較小。在減

30、振器的軸心線垂直安裝時，其在垂直方向的剛度最大；同時對垂直方向負荷的承受能力也最大。從隔振的角度來講，需要較小的剛度；而從提高減振器的使用壽命的角度來講，需要減振器有較大的承載能力。盡管本文僅討論了垂直方向激振力對減振器的影響，實際在水平方向上也存在類似的問題。由此可以得出確定減振器安裝角度的大致要符合以下幾點原則：（1）由于平激振力大多在前后方向和上下方向振動，如果要使減振器在這兩個方向都有著良好的隔振性能，在減振器強度足夠的條件下，同時使。這樣，激振力使減振器在前后、上下都作剪切變形，處于良好的隔振狀態(tài)。（2）在減振器強度較差的時候，這樣，激振力使減振器在前后、上下方向的作用效果相同。對水

31、平和垂直方向的激振力不相同的平板夯，要根據(jù)實際情況按優(yōu)先保證強度的原則確定。（3）對大多數(shù)形狀系數(shù)f明顯小于1的圓柱型減振器來說，形狀系數(shù)對系統(tǒng)剛度的影響可以忽略不計，但形狀系數(shù)對正應力安裝角度系數(shù)和相當應力系數(shù)影響較大，不可忽略，這實際上是彎曲變形對減振器性能的影響。也就是說，在設計減振器時，其強度計算不僅要計算剪切變形和拉壓變形，而且要計算其彎曲變形。由上述可以選取減振器的安裝角度在30度的時候較為合適。根據(jù)下式： （3.4）與公式n= 代入數(shù)據(jù)得： =得:6.91hz ；取 =30度 按滿載計算有：簧上質量m s =(790-50)=370kg 代入數(shù)據(jù)得減振器的阻尼系數(shù)為： = 20.

32、33706.91() =2042.5ns/m 3.3.3 最大卸荷力的確定為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度，一般為0.150.30m/s,取0.2m/s11。 如已知伸張行程時的阻尼系數(shù)，在伸張行程的最大卸荷力是： （3.5） 式中， x v 為卸荷速度，一般為0.150.3m/s；a 為車身振幅，取 40 mm； 為懸架震動固有頻率。代入數(shù)據(jù)計算得卸荷速度為： v =0.046.90.8cos30=0.24m/s符合x v 在0.150.30 之間范圍要求。根據(jù)伸張行程最大卸荷力公式： f o =可以計算最大卸荷力.式中

33、，c 是沖擊載荷系數(shù)，取c=1.5；代入數(shù)據(jù)可得最大卸荷力f0 為： c =2042.50.241.5 =765.3kn3.3.4 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計算工作缸直徑d為： （3.6）式中：p為工作缸最大允許壓力，取34mpa，為連桿直徑與缸筒直徑之比，單筒式減振器取=0.300.35，取為0.3。根據(jù)式（3.4）計算得： = =20.05mm 由上式計算得出工作缸直徑的理論值，再依據(jù)qc/t491-1999汽車筒式減振器尺寸系列及技術條件，如表3.2。將工作缸直徑d圓整為標準系列直徑為30mm；初選壁厚取為2mm，材料選用20鋼。表3.2 筒式減振器工作缸直徑 （

34、mm）工作缸直徑d203040(45)5065注：表中有括號者，不推薦使用。由于已經(jīng)知道了減振器的工作缸直徑d=30mm，根據(jù)表3.3確定減振器的復原阻力在10002800之間和壓縮阻力不大于1000，可以確定其大概的復原阻力和壓縮阻力分別是1800n和700n。3.3.5 雙向作用筒式液力減振器活塞行程的確定減振器活塞行程即液壓缸的工作行程。液壓缸的工作行程長度，可以根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，并參照表3.4和表3.5設計要求來選取標準值，故選取活塞行程為180。 表3.3 復原阻力和壓縮阻力取值 （n）工作缸直徑d（mm）復原阻力壓縮阻力202001200不大于600301000

35、2800不大于100040160045004001800（45）250055006002000504000700070028006550001000010003600表3.4 減振器設計尺寸 （）工作缸直徑d基長貯液筒最大外徑防塵罩最大外徑壓縮到底長度允差最大拉伸長度允差(hh型)(cg型)(hg型)(gh型)209070803440+3負值不限+4負值不限正值不限-3正值不限-430120861034856401601201406575（45）70805019012015580906521013017090102注：1、基長為設計尺寸，其值為。 2、為行程。 3、壓縮到底長度。 4、最大拉伸

36、長度。3.3.6 液壓缸壁厚、缸蓋、活塞桿和最小導向長度的計算1、液壓缸的壁厚的計算 液壓缸的壁厚一般指缸筒結構中最薄處的厚度。當缸筒壁厚與內徑d的比值小于0.1時，稱為薄壁缸筒。壁厚按照材料力學薄壁圓筒公式計算。 計算公式如下式： （3.7）式中：實驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.251.5）倍；液壓缸壁厚；液壓缸內徑：缸筒材料的許用應力。其值為：鑄鐵：=100110mpa。計算得：=0.675 表3.5 減振器活塞行程 （）工作缸直徑d活 塞 行 程 s100110120130140150160170180190200210220230240203040（45）5065在中低壓液壓系統(tǒng)中

37、，按上式計算所得的液壓缸壁厚往往很小，是剛體的剛度不夠，如在切削過程中的變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或漏油。因此一般不做計算，按經(jīng)驗取值，然后進行校核。 缸筒內徑確定后，由強度條件確定壁厚；然后求出缸筒外徑d1。當缸筒壁后厚與內徑d的比值小于0.1時，稱為薄壁缸筒壁厚的校核按照材料力學薄壁圓筒公式計算。在設計中選定的缸筒壁厚為2，內徑d為30。因為比值小于0.1，故 （3.8）式中：p液壓缸的最大工作壓力；缸筒材料的抗拉強度極限；n安全系數(shù)，一般取n=5；活塞桿材料的許用應力，=。取設計中的工作壓力3mpa內徑d已知為30mm。查閱gb69988取=376mpa。=75.2=0.6設

38、計的壁厚為2，符合強度要求。2、液壓缸的穩(wěn)定性驗算 按照材料力學的理論，一根受壓的直桿，在其軸向負載超過穩(wěn)定臨界力時，即失去原有狀態(tài)下的平衡，稱為失穩(wěn)。對液壓缸其穩(wěn)定條件為 （3.9）式中：液壓缸最大推力； 液壓缸的穩(wěn)定臨界力； 穩(wěn)定性安全系數(shù)，一般取=24。液壓缸的穩(wěn)定臨界力值與活塞桿和缸體的材料、長度、剛度、及其兩端的支撐狀況等因素有關。因為當時要進行穩(wěn)定性校核，依據(jù)長度折算系數(shù)知故需要對液壓缸進行穩(wěn)定性驗算，由式（3.8）與式（3.9）可知： （3.10）0.25 （3.11）得 表3.6 穩(wěn)定校核相關系數(shù)材 料ab12鋼（q235）310011.4010561鋼（q275）460036

39、.1710060硅 鋼589038.1710060鑄 鐵770012080由下式計算： （3.12） = =2.2n經(jīng)過校核，液壓缸穩(wěn)定性符合要求。3、缸蓋厚度的計算 一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可以用下面兩式進行近似計算。無孔時 （3.13）有孔時 （3.14）式中：t缸蓋有效厚度（m）； d2缸蓋止口內徑（m）； d0缸蓋孔的直徑（m）； 材料許用應力； -實驗壓力； 因為活塞桿的直徑為20mm，所以，而儲液筒的最大外徑48mm，除去筒壁厚度3m 經(jīng)計算得 =0.0061m4、活塞桿的計算 減振器活塞桿（或前叉管） 承受來自活塞和連接部件拉伸和壓縮載荷以及或大或小的側向力

40、。因其表面粗糙度對減振器滲漏油影響較大，在減振器所有零部件中被列為a 類件。其要求必須有足夠的強度、剛度和較低的表面粗糙度?；钊麠U（或前叉管）材料一般采用35、40、45、40cr 等冷拉圓鋼. 其硬度為hrc18hrc32。取活塞桿的材料為45#鋼，硬度為hrc18。由于活塞的行程s為200mm，活塞桿的長度應該大于活塞的行程，初步確定活塞桿的長為220mm。5、對桿強度進行校核活塞桿的強度校合，前面已經(jīng)得知活塞的復原阻力和壓縮阻力分別是1800n和700n。在確定活塞桿直徑后，還需要滿足液壓缸的穩(wěn)定性及其強度要求。液壓缸的穩(wěn)定性驗算 按照材料力學的理論，其穩(wěn)定條件為 （3.15）式中：液壓

41、缸最大推力； 液壓缸的穩(wěn)定臨界力； 穩(wěn)定性安全系數(shù)，一般取=24液壓缸的穩(wěn)定臨界力值與活塞桿和缸體的材料、長度、剛度、及其兩端的支撐狀況等因素有關。 當l/d的比值大于10時要進行穩(wěn)定性校核，依據(jù)長度折算系數(shù)知=0.7260/r （3.16） （3.17） 由歐拉公式計算 符合要求。 （3.18）d1空心活塞桿內徑，對實心桿，d1=0?；钊麠U材料的許用應力，為材料的屈服強度，安全系數(shù)n=1.42，系數(shù)越高，安全性越好，取n為2。故，符合要求。6、對壓桿穩(wěn)定性進行校核當活塞桿的長徑比，且活塞桿承受壓力時，需要對壓桿穩(wěn)定性進行校核。由上式可知：桿屬于中長壓桿，只有細長桿才能應用歐拉公式來計算臨界力

42、，因此采用直線公式計算臨界力。 （3.19） 在工程中為了簡便計算，對壓桿的穩(wěn)定計算常采用折減系數(shù)法。引入，則用穩(wěn)定安全系數(shù)表示的穩(wěn)定條件，可以表示為 （3.20）式中：工作應力； 穩(wěn)定許用應力。在工程中常將穩(wěn)定需用應力表示為強度許用應力與一個小于1的系數(shù)的乘積來表示，即 （3.21）式中：折減系數(shù)。查機械設計手冊知，根據(jù)表可以知道桿的折減系數(shù)為。表3.7 壓桿的折減系數(shù)柔度值q235鋼16錳鋼鑄鐵木材01.0001.0001.001.00100.9950.9930.970.99200.9810.9730.910.97300.9580.9400.810.93400.9270.8950.690.

43、87得出 （3.22）壓桿的穩(wěn)定條件為 由式（3.17）和式（3.20）知壓桿符合穩(wěn)定條件。7、最小導向長度的確定 當活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面中點到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度增大，影響減振器工作的穩(wěn)定性，因此必須要保證有一定的導向長度。對于一般液壓缸，最小導向長度h應滿足式（3.21）的要求： （3.23）式中：l液壓缸的最大行程； d缸筒內徑。3.3.7 液壓缸的結構設計1、缸體與缸蓋的連接形式 缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。主要的幾種連接形式有：法蘭連接、螺紋連接、外半環(huán)連接和內半環(huán)連接。選擇使用螺紋

44、連接。原因主要有幾點：（1）結構簡單、成本低；（2）容易加工、便于拆裝；(3）強度較大、能承受高壓。2、活塞桿與活塞的連接形式 活塞在徑向由活塞桿和壓力閥底座進行定位，軸向由活塞桿進行定位即可，不需要特殊的連接結構。3、活塞桿導向部分的結構 活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。在本設計中采用上密封蓋進行直接導向。4、活塞及活塞桿處密封圈的選用 活塞及活塞桿處密封圈的選用，應根據(jù)密封的部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選取不同類型的密封圈。在本設計中主要選用o型密封圈，具體尺寸根據(jù)相關行業(yè)標準進行選用。5、液壓缸的安裝連接結構 液壓缸的安裝

45、連接結構包括液壓缸的安裝結構、液壓缸進出油口的連接等。液壓缸的安裝形式，頭部法蘭和按壓連接。6、活塞環(huán)活塞環(huán)主要起密封作用，防止油液從高壓腔泄漏到低壓腔，減小內泄漏，以保證阻尼效果?；钊h(huán)靠自身的彈力貼緊工作缸的內腔，可使工作缸和活塞的加工及配合精度適當降低，有利于大批量生產(chǎn)?；钊h(huán)材料常用：尼龍1010、聚四氟乙烯、酚醛樹脂、填充聚四氟乙烯及三層復合材料其工藝應保證兩端面與中心線垂直。兩端面平行度不大于0. 03、表面粗糙度ra0.8。外觀不應有裂紋、毛刺、縮孔及折皺。根據(jù)活塞環(huán)的密封原理，在設計上應考慮活塞環(huán)徑向厚度、開口形狀、側間隙、背間隙以及因材料不同時的活塞環(huán)圓周線漲量。活塞環(huán)裝入工

46、作缸要求進行透光檢驗，其貼合面不小于85%。7、液壓缸主要零件的材料和技術要求 （1）缸體采用45號鋼；調質hrc2833；表面法蘭處理；缸體和端蓋采用螺紋連接。 （2）活塞采用40cr；調質hrc2835；上下面高頻淬火hrc4045；活塞外徑用橡膠密封圈密封時取f7f9配合。 （3）活塞桿采用40cr；調質hrc2833；表面整體氮化，深度0.40.75；使用磁力探傷避免有裂紋；活塞桿和活塞采用h7/t6配合。（4）缸蓋采用45號鋼；表面陽極氧化處理。（5）浮動活塞采用45號鋼；熱處理后硬度為hrc2833；法蘭。3.3.8 活塞及閥系的尺寸計算1、活塞尺寸的計算活塞的寬度b由公式得，取b

47、=19mm。導向套滑動面的長度a，在d80mm時，取，所以取a=1.0d，a=30mm符合要求，活塞的內徑取6mm。2、閥系的計算在液壓系統(tǒng)中，用于控制系統(tǒng)中液流的壓力、流量和液流方向的元件稱為液壓控制閥。在減振器工作的時候，閥的作用是只允許液流沿一個方向通過，而反向液流被截止。故活塞上的閥系均為單向閥，對單向閥的主要性能要求是液流正向通過時壓力損失要??；反向截止時密封性要好，動作靈敏，工作時無沖擊噪聲小。考慮到減振器的內部尺寸較小，工作壓力較低，同時活塞的尺寸本身較小，如采用鋼球式或錐閥式單向閥就會使閥心的尺寸過小，從而不能保證其強度。故設計時采用直通式單向閥。單向閥所用的彈簧，主要用來克服

48、摩擦力，閥板的重力和慣性力，使閥板在反向流動時能迅速關閉，單向閥開啟壓力一般為0.030.05mpa。(1) 閥孔的結構設計當進、出油口前后壓力差較大，閥口流速過高時，出油口流場中的局部壓力可能低于油液中所溶空氣的分離壓，使溶解于油液中的空氣分離出來或者局部的壓力低于油液的飽和蒸汽壓，使油液汽化。兩種情況都會使油液中產(chǎn)生氣泡，使油液的質量變差，同時這些氣泡隨液流到壓力較高處會瞬時壓破，產(chǎn)生噪聲，這種噪聲稱為氣穴噪聲，為了改善這一狀況，在過程上主要是對閥孔的結構進行改進，將液壓油的壓力分級降低，逐步衰減。故在設計的時候，進、出油口的尺寸比閥孔的內徑稍大，油孔直徑與內徑相差一定的數(shù)量形成階梯狀以降

49、低每一級的工作壓差17。(2) 閥孔的尺寸計算首先計算壓力閥孔的尺寸壓力閥孔取6個，均布。進出油口直徑d應滿足下式： （3.24）式中：閥的公稱流量； 進、出油口的許用流速，一般取=6m/s?；钊乃俣纫话銥?.150.3m/s，取0.3m/s。由于在活塞上孔是均布的8個小孔，每個孔的直徑為d，小孔的總面積應等于進、出油孔的面積。由于 故將d圓整為2。孔的長度一般根據(jù)經(jīng)驗公式（3.23）來確定 （3.25）取。單向閥孔的尺寸比壓力閥略大，計算方法類似。得出單向閥孔徑為3mm，孔長為。閥片在減振器中起截流的作用，保證活塞或底閥兩端面的油腔建立高壓及疏通油液，產(chǎn)生節(jié)流壓差，形成阻尼力。由于閥片與閥在長期高頻振動和彎曲變形中要保持密封可靠，不允許出現(xiàn)殘余變形。要求閥片平面度為0.02，兩端面平行度0.010.02，維氏硬度hv486hv600及較高的彈性極限。閥片材料一般采用65mn、60si2mn、5crmnmo等鋼帶材料，用精