3減振器設(shè)計要點

1、5. 3減振器匹配與設(shè)計5.3.1車輛懸架減振器發(fā)展情況減振器是汽車懸架系統(tǒng)中的阻尼元件，其性能對車輛的乘坐舒適性、操縱性能等有直接的影響，其數(shù)學(xué)模型的建立一直是國內(nèi)汽車動力學(xué)領(lǐng)域中的重要研究課題，就被動懸架減振器的研究而言， 已經(jīng)建立了三類數(shù)學(xué)模型：第一類為復(fù)雜非線性模型， 該類模型是應(yīng)用流體力學(xué)中的定律，根據(jù)減振器內(nèi)部有也的流動情況建立的。模型中參數(shù)較多，如 Segel及Lang模型有82個參數(shù)。該類模型可用于研究減振器本身的特性，但不能方便的用于汽車動力學(xué)系統(tǒng)的仿真。第二類是線性化模型，如 Wallaschek模型，該類模型不能比較準(zhǔn)確的描述減振器的特性。第三類是簡單非線性模型。該類墨西

2、哥你是通過試驗的方法建立的，模型雖然僅含有較少參數(shù)，但能比較準(zhǔn)確地描述減振器的性能，又能方便的用于汽車動力學(xué)系統(tǒng)仿真。該類模型的代表是劍橋大學(xué)Besinger等人的7參數(shù)模型。該模型在 10Hz以內(nèi)與試驗結(jié)果比較吻合，標(biāo)志減振器數(shù)學(xué)模型研究的最新進展。本文從研究減振器的閥片入手，首先應(yīng)用彈性力學(xué)理論建立閥片的力學(xué)及數(shù)學(xué)模型，解決圓環(huán)薄板的大撓曲近似求解問題，然后，建立內(nèi)外特性關(guān)系的數(shù)學(xué)模型，最后以桑塔納前減振器為例，驗證理論模型的逼真程度。5.3.2車輛懸架液壓雙筒減振器閥片精確建模汽車所使用的雙筒液壓減振器仿真分析建模的最重要工作集中在減振器閥片建模、油液假設(shè)、油液流經(jīng)所有孔隙情況下的流體力

3、學(xué)建模及方程的求解等問題上。在所有這些問題上，減振器閥片撓曲計算對仿真結(jié)果的影響是最大的。 鑒于已經(jīng)有很多減振器方面的研究，本文僅就減振器閥片撓曲變形的計算進行研究，其它內(nèi)容的研究借用前人的研究成果。1目前減振器閥片撓曲變形的情況目前汽車主要使用雙筒液壓減振器和單筒充氣式減振器兩種，雙筒液壓減振器在轎車上的使用率為 100%。對雙筒液壓減振器而言，其核心元件是環(huán)形閥片。因為對圓環(huán)形薄板的大撓曲問題還不能求得其精確解，因而迄今為止對閥片的變形仍沿用圓環(huán)形小撓度理論求解。單雙筒液壓減振器內(nèi)閥片的大變形撓度值遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過小撓曲問題。當(dāng)減振器閥體內(nèi)外環(huán)臂下高度差遠(yuǎn)大于閥片厚度，顯然，隨著壓力增大開閥后的撓

4、度 將是片厚的若干倍， 而小撓曲問題的撓度值一般限制為閥片厚度的五分之一。對于小撓曲問題，其撓度值與 壓力成線性關(guān)系。因此，若對減振器那的閥片仍然采用小撓度理論求解，其撓度值在高壓力段會遠(yuǎn)大于實際圖5.3.2環(huán)形疊層板示意圖5.3.1閥片受力力學(xué)模型值，使用這種模型來進行分析必然會造成 很大的誤差。液壓雙筒減振器的仿真計算一直是研究首先總結(jié)目前所有減振器仿真計算中使用的閥片變形建模方法。的熱點，已經(jīng)有很多人進行了這方面的研究工作。一般在閥片變形計算中都采用簡支梁假設(shè)材料力學(xué)和板殼理論的等兩種方法進行?；谝话愫喼Я杭僭O(shè)的共軻梁法計算，由于假設(shè)條件過于簡單，計算結(jié)果不可避免 的會出現(xiàn)較大誤差。基

5、于板殼理論的薄板翹曲變形計算稍許復(fù)雜，如下對其內(nèi)容進行歸納總結(jié)。由于閥片的厚度與其直徑的比值很小，故應(yīng)當(dāng)按照板殼理論進行求解。板殼理論中將翹曲問題又分為小撓度（變形量板厚/5）問題和大撓度（板厚/5變形量v 5X板厚）問題。這兩種情況在減振器閥片變形 計算中都會出現(xiàn)，我們將其分開討論。雙筒液壓減振器的閥片元件，可以看作受均布載荷的圓形薄板的撓曲變形，其力學(xué)模型見圖5.3.1。考慮到工程問題，在一般問題的求解過程中，將作一般的近似圓形薄板的彎曲。1）小撓度彎曲問題（變形量板厚/5 ）根據(jù)彈性力學(xué)的經(jīng)典理論求解圓形薄板的彎曲問題采用極坐標(biāo)比較方便。使用極坐標(biāo)r、0之后，得到方程：(5.3.1)式中

6、：為拉普拉斯算子。此方程的解可以表示為齊次方程的解w'與一特解w*之和。對于均布載荷，特解可取值為:4 q0r64D(5.3.2)故方程的全解為:4w =C1 ln r , C2r2 In r - C3r2 - C4 qr64D對于工程中最常用的有中心孔的圓板，對于內(nèi)徑被夾緊，受到均布載荷作用的情況 按以下公式計算其應(yīng)力和撓度：(5.3.3)(見圖5.3.1), 一般二 maxwmax = k2pR4Eh3(5.3.4)其中：k1、k2為泊松比R =0.3時的系數(shù)，R為外半徑。對于圓環(huán)型薄板，利用內(nèi)外處的四個邊界條件，可以確定上式中的四個任意常數(shù)。 向載荷為均布載荷，于是得到則任意常量

7、r處的橫截面上的彎矩和橫向剪切力為:因為薄板所受到的橫Mr = D L(1 N 仔十(3十 C C2 +2(1 + N C2 ln r 十2(1 十 N C3 +虬(3+(5.3.5)r216Dq0r2D(5.3.6)根據(jù)邊界條件:w_=0, dw/dr = 0, Mr = =M，V,|= 0(5.3.7)1 a1 a可以解得四個常數(shù):CiC2C32= q£匕2b2lna16D_ qob2一 一 8D1 ' M 1= J +2 D 8Db2 -a2 L2c3a22 q0a22ln a 1+;)+(3)q°b - ；(3+(N -1)J160D(2b2lna + b2

8、-a2)JC44 qoa22C1 Ina - C2a In a - C3a64 D(5.3.8)式中： M -內(nèi)半徑處所受到的彎矩值a 內(nèi)半徑b - 外半徑Eh312 1- 2h - 板厚N -泊松比2)大撓度圓板軸對稱彎曲(板厚 /5變形量v 5X板厚)對于大撓度問題，即薄板的撓度h/5< W <5倍板厚的情況，由平面力所引起的中面位移 U和V所產(chǎn)生的 應(yīng)變，并考慮由于撓度 w使板在平板中面方向上的距離的縮短時，考慮大撓度平板的的平衡方程：Fx =0、Fy =0" Mx =0'、My =0合并以上方程得到：.2.2.2,4 w- w- wD'、w=q N

9、x2NxyN(5.3.9)x 2xyy 2二x；x.y: y對于大撓度圓板的軸對稱彎曲，將直角坐標(biāo)系變換為極坐標(biāo)系，有：_ 1 d d 1 d dw Y： 1 d 'z dw、D1rrlb-rNri = q (5.3.10)r dr、dr j dr < dr 川 r dr < dr )其中，未知函數(shù)有 w和N兩個，故還需要補充一個方程，補充對稱問題的形變協(xié)調(diào)方程：d 1 d，2z J , Eh dw '_(5.3.11)(5.3.12)r 1(r2Nr)+|=0dr j dr J 2 <dr !聯(lián)立求解未知變量 3和N。進行變形處理，得到：d2u +1 du

10、_u_ _ 1 .2 中巡dr2 r dr r2 2r dr+1_2,"曲+dr2 r dr r2 h2 (drr 2 ) 2D式中：dwdrEh3121 只有在對于大撓度的薄板方程，是兩個聯(lián)立的非線形微分方程組，要在邊界條件下求得它們的精確解, 非常簡單的情況下才有可能，一般都是非常困難的。故通常條件下，人們?nèi)∫韵潞喕匠虂砬蠼猓?5.3.13)d2 : 1d :Q,2,-2 二 一 dr r dr r DQ - 作用在半徑r的單位圓周長度上剪切力根據(jù)上面的總結(jié)可見，使用板殼理論的小撓度和大撓度求解閥片翹曲變形量的方法，對于小撓度情況比較適用，對常常出現(xiàn)的薄板翹曲的大撓度問題，問題

11、的求解卻非常困難，不得不采取近似方程求解的方法來 替彳t,大大降低了板殼理論求解的精度。同時，我們知道，減振器閥片除了有單片情況外，絕大多數(shù)情況下 都是由多片閥片疊加組成的。上述這兩種方法中，除了存在假設(shè)過于簡化和方程無法求解的問題外，還無法解決多層閥片的疊層計算問題，只是簡單的將它們簡化為疊加厚度的單片問題加以求解，這就必然會產(chǎn)生疊層閥片之間摩擦力無法計算的問題，也是造成仿真結(jié)果的不準(zhǔn)確的一個重要原因。為了解決精確求解疊層彎矩和疊層層間應(yīng)力計算的問題，本文中將借用范家讓教授的疊層板殼理論解決這個問題。2疊層板殼的精確理論(1)線性常系數(shù)齊次狀態(tài)方程的解齊次狀態(tài)方程是指輸入為零的狀態(tài)方程，即：

12、x(t) = Ax(t)(5.3.14)初始狀態(tài)為：x(t)t£ =x(0)又、-x2(t)式中：x(t) =.(5.3.15)I ： I4(t)A = (a/(i,j =1,2, ,n)aj 一般是復(fù)數(shù)，t是自變量，初始狀態(tài)是 為(0) =g ,(i =1,2,，n),并令_ c2x(0)二二cn滿足初始狀態(tài)為(0) = Ci, (i = 1,2,，n)的線性齊次狀態(tài)方程x(t) = Ax(t)有且僅有唯一解x(t) =eAtx(0),其中各個量如上所示。所推導(dǎo)的結(jié)果為一階線性常系數(shù)齊次常微分方程組，如前推導(dǎo)為線性常系數(shù)齊次狀態(tài)方程。線性常系數(shù)At微分萬程解王要取決于矩陣的指數(shù)函數(shù)

13、e的計算。一旦將其求出，其它各狀態(tài)變量就可立即求得。應(yīng)用凱萊一哈密爾頓(Cayley - Hamilton)定理，將eAt化為nn階方陣A的有限多項式，形式如下：(5.3.16)eA，0 t I ： 1 t A -nt AnJ其中Oto(t)口 1。)、Otn(t )為的某組標(biāo)量函數(shù)，其確定方式如下:情況1 ： A的特征值%,%，Kn互異，有:rO(t)、一1兀二n1 /-1_1e%(t)1 :1> =.?一233 nA 2-2aTe1 - 人,J7-n ,.n ，.ne(5.3.17)情況2： A的特征值有重根，如果A的特征值尤為r重根，而其余n-r個是單根，對于重根部分有方程組:口o

14、(t) +%(t)儲 +"2(t)7； +Un4，=e'三 o(t) +%(t)斯十匕，；十十冊乂】=二e，1td1d1,2d 2%o(t)+%(t)/+%(m i +%九；=:ed 1d , 1(5.3.18)r -1r -1d7Tz1(t)A +5*11=5/其余nr個單根方程用(5.3.17)表示，(5.3.17)與(5.3.18)求解可得到系數(shù) 豆j (t), (j = 0,1,，n 1)從彈性力學(xué)的動力學(xué)平衡方程和反映應(yīng)力應(yīng)變關(guān)系的基本方程出發(fā)，拋棄任何有關(guān)位移或應(yīng)力模式的人為假設(shè)，對于柱坐標(biāo)系中的板單元，推導(dǎo)出橫觀各向同性材料的單層環(huán)板軸對稱的狀態(tài)方程。對于非軸對

15、稱問題：2圮"3'：荔'=沆2并令：C1C13C5C33C23=C11C33=C66 > C7> C3 = C12C13C23C33> C4 = C22C3C33C33,C8 二C5555,C9C44記R = %z, O =t9, Z =z,可得到如下的關(guān)系:U、V2 -應(yīng)RQW.AD°C cy +一000000C1-c5BCv5一 rEC5 ：C5C7C800C9-Of-p，+11-pyVI r0J00仔¥R000G000W(5.3.19)其中:A. 2 -C2: 2 .C6-2-C2: £, B = . C3 C6

16、' C4 C6 2r rrD = _C3 c6、-C L E = 2 .C6： 2 .C2 -2二 Crr r平面應(yīng)力的求解:C2aC3aC3rCrC6 a0口JV Z(5.3.20)對于橫觀各向同性材料的軸對稱問題,V = T田=丁& = P = 0 ,而且同時有 C2 = C4,C1 =C5,因此,方程(5.3.20) 和(5.3.20) 分別化為:I、-Zz RW0 2 c - 2 C2 .- C2工-r11、C1c( + II r )C220 C8n 11、0- a +r r.!C1：0C702fU、3IRIwJ(5.3.21)c - C3C 1C2ct +,r'

17、;=Ir尸 ej a+C2 一r其中的符號定義同上。一 C1(5.3.22)將位移和應(yīng)力分量寫成如下分離變量形式：U ndfUoei t,Z = f(r)Z(z)ei t drR - df(r) R(z)ei W= f(r)W(z)ei t dr經(jīng)過化簡得到：(5.3.23)U(z)，00 C8-1 1U、djZ(z)> =00 K - P®22dzR(z)C2K - Pw2 C100JR(z)W(z),-C1KC700-W(z),對于滿足特定邊界條件的特定的km值，方程(5.3.24)變成:(5.3.24)(5.3.25)d Um(z) Zm(z) Rm(z) Wm(Z)T

18、= dzDU m(z)Zm(z) Rm(z) Wm(z)T其中:I 00 c8-1 I00 km2 - P0222C2km - P8cl00一,2一-C1kmC700(5.3.26)根據(jù)前面介紹的知識，方程 (5.3.26)的解為:Um(z) Zm(z) Rm(z) Wm(z)T = D(z)Um(0) Zm(0) Rm(0) Wm(0)T(5.3.27)其中，D(z) =eDz稱為狀態(tài)轉(zhuǎn)移矩陣，U m(0), Zm(0), Rm(0)和Wm(0)稱為初始值。(2)疊層環(huán)板的撓度、層間應(yīng)力和自然頻率在汽車懸架用雙筒液壓減振器的仿真分析中，P系中的閥片通常都是環(huán)形薄板，由23片、甚至更多片疊合而

19、成的，為此，分析疊層環(huán)形板疊加情況下的撓度、層間應(yīng)力和自然頻率就顯得非常有實際意義。圖5.3.2(a)所示為多層各向同性材料環(huán)形板的疊層。圖 5.3.2(b)所示為其中任意單層板在局部坐標(biāo)下 的情況，外徑為a,內(nèi)徑為b,厚度為ho可以得到疊層板力學(xué)量的遞推公式：Rp(hp) =DpDpD2DiR(0) = ： R(0)(5.3.28)式中:Rj(z) = Um(z)Rj(0) = Um(0)Zm(z) Rm(z) Wm(z)TZm(0) Rm(0) Wm(0) J(5.3.29)1口 =n Dj , Dj =Dj(hj)(5.3.30)j -p對于橫觀各向同性體材料，其彈性常數(shù)之間存在如下關(guān)系

20、:C11 = C22 = C33 ,C12 - C13 - C23 , C44 = C55 - C66 = C11 - C12 / 2因而獨立的彈性常數(shù)只有兩個，即：C11和C12。它們與工程彈性常數(shù)之間的關(guān)系是:E 1 _2e1 . jC11二77，C12=;7(5.3.31)111一 J2-212 1 -.；2-23狀態(tài)空間方法解題步驟1)確定實際使用情況的邊界條件；2)根據(jù)邊界條件確定矩陣 A中各個元素；3)根據(jù)矩陣A確定K;4)根據(jù)K確定狀態(tài)轉(zhuǎn)移矩陣 D,求解靜力問題時，取 。=0;5) 求矩陣D的特征根；6)根據(jù)方程組確定 %(z)、«2(z)> 33億)和c(4(z

21、),這樣矩陣D就完全確定了。7)根據(jù)實際加載情況，確定初始壓力數(shù)值，進而通過方程組求解出初始值;確定各個狀態(tài)的各分量。對于桑塔納減振器閥片：1) 邊界條件的確定內(nèi)邊界固支，外邊界自由，故有：(5.3.32)(5.3.33)在 r =b處，W =U =0在r = a處2d2f(r)df(r)2'= 0dr r drd %2f(r) 1 df(r)7 020dr i dr r dr ,并確定閥片材料的彈性模量和泊松比。2) 考慮邊界條件，確定矩陣A中各個元素各元素為：aii=J0(kb), ai2=N0(kb), ai3=I0(kb), ai4=K0(kb)a21 =J1(kb), a22

22、 =N1(kb), a23 =I1(kb), a24 =K(kb)a31 =(1 - l)J1 (ka) kaJ0(ka), a32 = (1 - l)N1 (ka) -kaN0(ka) (5.3.34)a33 =一(1 -L)Ii(ka) kaI°(ka), a34 =(1-L)Ki(ka)kaK°(ka)a41 = J i (ka) , a42 = N1 (ka)，a4311 (ka), a44 - -K(ka)其中，J0(kr)和I0(kr)是第一類貝塞爾函數(shù)，N0(kr)和K0(kr)為第二類貝塞爾函數(shù)，Ji(kr)和Ii(kr)是J0(kr)和I0(kr)的遞推函

23、數(shù)，Ni(kr)和Ki(kr)是N0(kr)和K0(kr)的遞推函數(shù)。具體定義見附錄1。3) 根據(jù)矩陣A確定k ；根據(jù)定義，矩陣A的行列式:aiiai2ai3ai4A =a2ia22a23a24二0a3ia32a33a34a4ia42a43a44(5.3.35)即可確定km = k值。4)根據(jù)K確定狀態(tài)轉(zhuǎn)移矩陣D,求解靜力問題時，取8=0 ;一 00C8-1100k2 km0Czk；Ci00CikmC700 _(5.3.36)求矩陣D的特征根;假定矢I陣D的特征值為 , % , %和?'-4。6) 根據(jù)矩陣D的特征值和方程組(5.3.17)和(5.3.18)確定 巴仁)、a2(z)、a

24、3 (z)和ct 4(z),完全確定狀態(tài)轉(zhuǎn)移矩陣D。7) 根據(jù)實際加載情況，確定初始壓力數(shù)值，進而通過方程組求解出初始值;假定減振器閥片表面受到均布油液法向壓力q 的作用，此時，Zm(0) = q, Rm(0) = Rm(h) = Zm(h) = 0于是就有:Um(h)Zm(h)0Dn(h)D2i(h)D3i(h)Wm(h), p4l(h)Di2(h)D22S)D32S)D42S)Di3(h)D23(h)D33S)D43S)Di4(h)D24(h)D34(h)D44(h)'Um(0), q l_0 Wm(0)(5.3.37)取其中的第二和第三個方程，得:D2i(h)D3i(h)D24(

25、h)Um(0)；D22(h)q= q，D34(h)J Wm(0)；、D32(h)(5.3.38)即可求得Um(0HDWm(0),確定了初始值。8) 確定疊層板的撓度。這樣，根據(jù)方程(5.3.27),可以求得板上表面的各力學(xué)量，而這些力學(xué)量又是上塊板的初始值，代入方 程(5.3.29)和(5.3.30),可求得多層疊層板上下表面的各個力學(xué)量的數(shù)值。考慮對減振器性能影響最大的閥片外邊界處撓度，此處的撓度為W(a)Cnqh根據(jù)這種算法，編制了相應(yīng)程序進行計算，程序中需要給出閥片材料的彈性模量和泊松比，閥片幾何參數(shù)，作用在閥片上的均布載荷，即可計算得到疊層板外邊界的撓度。5.3.3車輛懸架液壓雙筒減振

26、器建模與求解 1減振器物理模型減振器阻尼力是由在減振器時間歷程之內(nèi)的壓力降決定的。為了分析，首先需要建立其詳細(xì)的物理模型。圖5.3.3所示是某減振器總成的結(jié)構(gòu)草圖。減振器由活塞總成、底閥總成、活塞桿，工作缸和貯油筒等構(gòu)成。活塞的流通閥和底閥的補償閥是單向 閥，阻力主要由螺旋彈簧提供，通常這個力值都很小。因此，流通閥和補償閥在受到正向壓力時僅提供很小 的壓力降，但當(dāng)受到反向壓力時則提供無窮大的阻力來將流通閥和補償閥完全封閉。在活塞和底閥上還開有常通的小孔，在減振器受到小負(fù)荷、高頻率振動時提供壓力降。活塞上的拉伸閥和底閥上壓縮閥是由壓力彈簧和閥片控制的壓力閥，只有在壓力達(dá)到一定值時才會開啟和上浮，

27、拉伸 閥和壓縮閥主要是在紊流狀態(tài)下產(chǎn)生很大的壓力降。當(dāng)活塞桿及活塞總成向上運動時(拉伸行程)，油液通過活塞總成的常通孔或拉伸閥(當(dāng)油壓足夠高時)從工作缸上腔流向下腔，由于活塞桿體積的存在，從上腔流向下腔的油液不足以補充下腔的體積變化，一部 分油液便會通過底閥上的補償閥和常通孔從貯油筒流向下腔。在油液流過所有這些閥和孔時都會產(chǎn)生壓力 降，從而消耗掉能量。當(dāng)活塞桿及活塞總成向下運動時(壓縮行程)，油液通過活塞總成的流通閥和常通孔從下腔流向上腔， 由于活塞桿體積的存在， 從下腔流向上腔的油液量大于上腔的體積變化，一部分油液便會通過底閥上的常通孔或壓縮閥(當(dāng)油液壓力足夠高時)下腔流向貯油筒。在油液流過

28、所有這些閥和孔時都會產(chǎn)生壓力降，從而 消耗掉能量。由于活塞桿和工作缸之間的相對速度的變化，使得作用在活塞上的力也是變化的。通常人們使用減振器力值-位移的工作圖或減振器力值 -速度曲線來進行分析。減振器物理模型5.3.3圖5.3.4減振器速度一力特性曲線2減振器建模(1)假設(shè)：1) 減振器的摩擦力是由減振器導(dǎo)向桿與導(dǎo)向器密封套及活塞上的密封圈與工作缸之間的摩擦造成的但只有當(dāng)減振器受到橫向力作用時才會產(chǎn)生較大的阻尼力，在一般減振器使用條件下, 于50N)與減振器阻尼力(介于 5005000N之間)相比很小，一般予以忽略。2) 認(rèn)為減振器油液溫度在一個循環(huán)作用周期內(nèi)不變。(2)阻尼力的表示則根據(jù)物理

29、模型，減振器阻尼力可以表達(dá)為：(1)這些摩擦力的值(小式中：FiFyP1P2A一活塞壓縮時減振器的阻尼力一活塞拉伸時減振器的阻尼力一工作缸內(nèi)活塞上腔油液壓力-工作缸內(nèi)活塞下腔油液壓力-活塞在下腔中的有效面積Ag 一活塞桿橫截面積Ff 一摩擦力所引起的阻尼力Fb 一緩沖塊所引起的阻尼力(3)流量的計算根據(jù)流體力學(xué)的知識，油液流量的計算可使用如下公式:Ah vAh - AgV(4) 閥系建模(忽略油液的可壓縮性)對于閥系的組合，分為并聯(lián)和串聯(lián)兩種形式。在并聯(lián)連接中，壓差一定但總流量是各個連接的流量之和；在串聯(lián)連接中，流量一定但壓差等于各個串聯(lián)連接的壓差之和。許多論文中都將減振器中的壓力流動路徑分為

30、三個部分，即：常通、閥系和流通孔。首先，常通孔流量P1 =mBiQriPBi220入）2適用于低速情況的常通孔分析。由于這個被動原因所造成的壓力降通?？梢杂靡粋€有理多項式來表達(dá):Pi 二 mBiQri其中：m-常通孔數(shù)，ri=1表示層流狀態(tài)階段，r2表示紊流狀態(tài)，通常取值在1-2之間，一般分析中都取2=2來計算，但當(dāng)考慮雷諾數(shù)是一個變量時，取2=1.75。為了分析方便，我們先選擇活塞總成進行分析?？紤]拉伸閥，在拉伸閥開啟之前，就已經(jīng)作用有一個預(yù)壓力P。，只有當(dāng)油液壓差大于彈簧預(yù)緊力時，拉伸閥才能開啟。此時，油液從拉伸閥的壓緊墊片和活塞體 下面凸起之間形成的縫隙流動。此時閥的開度必：Fy =(P

31、2 - Pl) AhPi AgFfFl =(Pi -P2)Ah - Pi AgFf FbP13 A3 - F1、=k1所以，P可由下式算出:Q=b,3 P12l這里，P是油液密度，N是油液的動力粘度；A是活塞上小孔面積；N是活塞上小孔數(shù)；A是活塞上小孔面積減去節(jié)流墊片遮去的面積；r是活塞體下凸起內(nèi)半徑；A是拉伸閥墊片的受力面積；F是拉伸閥彈簧的預(yù)緊力；l是活塞體下凸起寬度；k是拉伸閥彈簧剛度；N是缺口墊片的缺口數(shù)；h為缺口墊片厚度；當(dāng)拉伸閥開啟后，幾個流動孔也會產(chǎn)生流動阻力，其計算式為：此時，流通孔與拉伸閥是串聯(lián)連接，故總壓力降為流通孔壓力降和啦伸閥壓力降之和。而常通孔與拉伸閥為并聯(lián)連接，故它

32、們兩端的壓力降相等，但總流量卻是拉伸閥流量加上常通孔流量。綜合以上分析，可以得到閥系總的流量特性和壓力特性。其詳細(xì)的函數(shù)關(guān)系可以近似用泰勒展開來表示1,也有人使用半經(jīng)驗?zāi)Ｐ蛠肀磉_(dá) 2。同樣，底閥的簡化也可以完全按照類似的方法完成。(5)摩擦力的考慮摩擦力主要是由于活塞桿和導(dǎo)向器襯套、活塞密封圈和工作缸之間的接觸而產(chǎn)生的。雙筒減振器的摩擦力通常是非常小的，一般小于50N。與減振器產(chǎn)生的力相比是非常小的，因此，一般忽略不記。3仿真計算按照國家標(biāo)準(zhǔn)，減振器速度特性試驗條件為：a.減振器溫度：20 Cb.減振器試驗行程：20100mmc.減振器試驗頻率：100c.P.m在此條件下，我們進行了1t算機仿

33、真計算。圖 5.3.5和圖5.3.6所示為使用簡支梁假設(shè)、板殼理論方法 和使用狀態(tài)空間方法仿真曲線與試驗曲線的對比圖。由圖可見，文中所建立和使用的非線形仿真模型能夠反映減振器的實際使用性能，可以用于對這種特定減振器一般性能的分析。如圖5.3.5和圖5.3.6所示，采用考慮了疊層板之間剪切應(yīng)力的疊層板精確理論的閥片建模方法，比采用簡支梁和薄板理論的仿真結(jié)果有所改善。5.3.4計算結(jié)論文中對某轎車用減振器進行了非線性建模，并運用此非線性模型對該減振器進行了仿真研究。文中在進行非線性模型進行建模時，沒有考慮對于減振器性能影響較大的油液的可壓縮性，Duym等人認(rèn)為油液的可壓縮性是引起減振器遲滯效應(yīng)的關(guān)

34、鍵因素。因此對于減振器中的遲滯效應(yīng)還得不道滿意的結(jié)果。同時，文中的仿真過程對于拉伸閥開啟點的計算還有較大的誤差，有待進一步的研究解決， 作者認(rèn)為拉伸閥閥片間的摩擦力應(yīng)該是一個對減振器性能影響很大的因素。為了能夠更好的解決這個問題，將范家讓教授的強厚度疊層板殼精確理論在減振器閥片建模中具體應(yīng)用。在其它模型條件不變的條件下，分別是用了簡支梁假設(shè)、彈性薄板理論方法和疊層板殼精確解方法對減振器閥片進行建模分析，并對得到的結(jié)果進行了比較，從圖5.3.4和圖5.3.5中可以看出，簡支梁假設(shè)的計算結(jié)果偏差較大，采用薄板理論時可減小這個誤差，采用疊層板殼 精確解方法可得到較好的結(jié)果。可以看到，油液的可壓縮性能

35、對仿真結(jié)果仍然有很大的影響，對這方面的考慮應(yīng)當(dāng)隨著流體力學(xué)的發(fā)展而改進，使仿真結(jié)果更接近實際情況。減振器對行駛安全性和平順性具有同樣重要的意義。它可阻止車輪跳離地面，即保證良好的地面附著性，也可抑制車身的振動。減振器與輪胎和車輪一樣同屬底盤中更換最頻繁的部件。車主認(rèn)為更換減振器可改善車輛的行駛性能。而當(dāng)限位塊出現(xiàn)早期磨損，使減振器不得不承擔(dān)行程限位任務(wù)時。也常使得減振器需要更換。但如果因更換而使得車輛的行駛、轉(zhuǎn)向及制動性能發(fā)生變化，從而由此危機到其他的交通車輛，則“通 用運行許可證” (ABE認(rèn)為該車自動失效，保險公司中的保險也一樣失效。采用的輪胎是否正確，可通過其尺寸標(biāo)記和ECE下標(biāo)辨認(rèn)，就

36、象其胎面花紋由于磨損使深度不合標(biāo)準(zhǔn)可明顯看出一樣。相反，減振器布置在底盤內(nèi)部，類型標(biāo)記完全包在里面，而且大都蒙上了塵土，因此幾乎 不可辨認(rèn)。此外，減振器多種多樣，只有通過查閱表格才能確定采用的類型是否可完全被汽車生產(chǎn)廠認(rèn)可以 及對汽車運用。事實上，目測法只能在減振器漏油時發(fā)現(xiàn)損壞，而減振器裝車后檢查也還沒有被普遍采用。 這也許是在道路上行駛的汽車中，減振器損壞比輪胎損壞多的原因所在。有關(guān)各種減振器系統(tǒng)及其實際中的應(yīng)用的介紹請參閱減振器及其相關(guān)資料。(1)安裝方式減振器的上端固定在車身或車架上，下端與擺臂或車橋連接。當(dāng)車輪下落時，減振器通常是處在伸張階段，而車輪上跳時處在壓縮階段。兩個階段均能對

37、振動起抑制作用。減振器應(yīng)該垂直安置。如果它與非獨立懸架中的剛性車橋傾斜一個角度二，則當(dāng)兩側(cè)車輪同向等幅跳動時，在計算中要考慮將阻尼折算到車輪處的傳動比：Id =1/C0S-d(5.3.39)愈大，在車輪端的力愈小，減振器白行程也愈小。因此傳動比Id以平方的形式出現(xiàn)在阻尼計算中。當(dāng)兩側(cè)車輪反向跳動時，距離bD也有附加影響。傳動比為：bh，八Id =-(5.3.40)bo ,cos d減振器布置得愈靠里，有效距離bD與輪距bh相比就愈小。而兩側(cè)車輪反向跳動時可傳動比lD中較大會使得對車身側(cè)傾的減振作用差。這尤其是對質(zhì)心較高的車身有不利的影響。在獨立懸架和復(fù)合式懸架中，減振器與導(dǎo)向擺臂斜交也是不利的

38、。只是這時式5.3.39對兩側(cè)車輪同向等幅跳動和反向跳動均適用25OJ位移（mm）*-1圖5.3.5減振器位移力特性曲線圖5.3.6減振器布置得愈靠里，它對車身側(cè)傾運動的抑制作用就愈小圖5.3.6如果減振器斜置在剛性車橋上，則當(dāng)車輪上跳時角度I增大。其缺點是使加載狀態(tài)的阻尼作用不理想。此外，減振器布置得愈靠里，它對車身側(cè)傾運動的抑制作用就愈小。（2）不充氣的雙筒減振器 a減振器構(gòu)造圖5.3.7是減振器的構(gòu)造圖。減振器由位于固定在活塞桿6上的活塞1下的工作腔A、底閥座4和活塞導(dǎo)向座8 （圖5.3.85.3.10）組成。導(dǎo)向座同時還支承油封 5,并與活塞1 一起承受出現(xiàn)的彎矩。在工作缸 2 和貯油

39、筒3之間是補償腔C,其中將近一半充滿油液。剩余的部分用來接納由于發(fā)熱膨脹而增大的油液容積（油液溫度可高達(dá)+120C,采用氟化橡膠油封時，油溫可以短期內(nèi)升至+200C）以及因活塞桿的進入而壓出的油量。補償腔中的油柱面必須達(dá)到腔的一半高，以避免在極限行駛狀態(tài)下空氣自底閥吸入工作腔。當(dāng)活塞桿完全抽出，并在溫度很低（-40 C）時，有可能出現(xiàn)這種情況。圖5.3.7說明減振器功能的雙筒原理示意圖圖5.3.85.3.10各類閥體結(jié)構(gòu)圖5.3.7說明減振器功能的雙筒原理示意圖。圖中各部件為：1.活塞；2.工作缸筒；3.儲油缸筒；4.底閥座；5.活塞桿油封；6.活塞桿；7.防塵罩；8.活塞桿導(dǎo)向座；9.回流孔

40、還要附加考慮的是在汽車中減振器位置的傾斜,它會使得補償腔 C中一側(cè)的油面下降。因此要限制減振器與垂直位置的偏離角4（圖5.2.15）。在完全壓縮狀態(tài)下的最大允許值為45°。b工作原理車輪上跳時，減振器被壓縮，活塞1向下運動。一部分油液從下工作腔經(jīng)閥II流入上半腔A （圖5.3.7）。相應(yīng)于活塞桿沉入部分體積的油液經(jīng)底閥座4上的閥IV壓入補償腔 C。壓縮過程需要的阻尼力主要由此提供。只有在不夠的時候，位于活塞上的輔助閥才起作用。如后面的圖5.3.7所示，閥n實際上由用錐形彈簧壓緊的蓋板9組成。車輪下落時，在上抽的活塞 1和導(dǎo)向套8之間的油壓升高。主要的油量經(jīng)可調(diào)的閥I壓出。伸張行程的阻

41、尼力主要由此提供。剩余的油量通過活塞桿與導(dǎo)向座之間的縫隙（圖 5.3.8中用Si表示）和角上的通道 E 和G （同樣見圖5.3.8 ）被強制擠出。當(dāng)活塞桿抽出時，工作腔 A中缺油。補充的油液自閥出從補償腔C中吸入（圖5.3.7 ）。在工作腔和補償腔中脈動循環(huán)的油液通過貯油筒3得到冷卻。c排氣和補油雙筒式減振器必須排氣，因為這種減振器中不可避免地會在工作腔內(nèi)產(chǎn)生氣泡。這是由于以下原因所致：a.減振器在安裝前水平放置運輸或水平堆放； b.長期停車后工作腔中的油面下降；c.行車結(jié)束后減振器開始冷卻，這時工作腔中的油液要收縮。無須有什么特殊的條件，氣泡都可能形成，并可能由此產(chǎn)生（尤其在冷天）令人不適的

42、噪聲。這種現(xiàn)象 稱之為“早晨病”。設(shè)計中必須保證，充滿工作腔的油液在停車時不會流到補償腔中以及對由于油液收縮而空出的容積進行 補油。Boge公司解決這個問題的辦法是：采用圖5.3.8所示的角環(huán)5和兩個圖5.3.8 在Boge公司大批量生產(chǎn)的雙筒式減振器上采用的油封-導(dǎo)向座組件。成品的減振器通過使儲油缸筒3繞活塞桿導(dǎo)向座 8上的邊緣U滾一道邊來封口。壓入活塞桿導(dǎo)向座外側(cè)、相互成直角布置的通道E和G。環(huán)5形成一個貯油器 R2。冷卻時，油液可從這里經(jīng)過兩個通道回流補油。這種結(jié)構(gòu)的另一個優(yōu)點是：進入工作腔中的空氣容易排出。這時通道E和G作為排氣道。通過車輪的跳動，空氣可在很短的時間經(jīng)過這些通道排出。此

43、外，角環(huán)還可阻止在活塞上移時 由通道E射出的油束直接噴在貯油筒 3上產(chǎn)生乳化。在伸張階段，活塞上方工作腔中產(chǎn)生高壓，將油液經(jīng)過縫隙Si （在活塞桿與導(dǎo)向套之間）以及角上的通道 E和G向上壓出。這少量的油液對活塞桿起潤滑作用， 然后流到貯油器 R2中，并可經(jīng)（由角環(huán) 5和貯油缸筒3形成的）環(huán)縫S2流回到補償腔 C中。在此行駛中形 成的風(fēng)吹在缸筒 3上，起到冷卻作用。但是環(huán)縫Si及通道G的數(shù)量和大小可等價于一個固定的油道。在設(shè)計活塞面積時，必須考慮它的影響。在壓縮階段，活塞桿被壓入，相應(yīng)體積的油液受到擠壓，同樣會在工作 腔中產(chǎn)生高壓。也就是說，在壓縮階段也會將油液經(jīng)過縫隙Si及通道E和G壓出，然后

44、再回流到貯油缸筒3中冷卻。d伸張閥雙筒減振器的伸張閥通常是由固定油道和用彈簧壓緊的閥盤構(gòu)成的組件（圖5.3.9）。活塞1通過螺母3固定在活塞桿2的下端。工作缸筒 4的周向密封由活塞環(huán) 5承擔(dān)。銷Zi是活塞的定心銷。真正的伸張閥是 用螺旋彈簧7壓緊在密封緣 Ki上的閥盤6。通過螺母8可調(diào)整壓緊力。在活塞桿 2的銷柱Z2和閥盤6上的 圓孔之間存在環(huán)形縫隙S4o它的面積形成了真正的固定油道（亦稱旁道閥）。當(dāng)活塞上移時，油液經(jīng)過孔Bi流出，然后再流經(jīng)固定油道以及（當(dāng)閥盤被頂開時）真正的伸張閥。伸張階段阻尼值的大小：a.當(dāng)活塞低速運動時，由固定油道決定。它包括環(huán)縫S4的長度和面積大?。ㄟ@時閥 6還關(guān)閉）

45、，活塞桿6和導(dǎo)向座8上圓孔圖5.3.9 Boge 公司生產(chǎn)的雙筒式減振器上采用的伸張閥組件。之間的環(huán)縫 Si （圖5.3.8）以及角上的 排氣通道E和G;a.當(dāng)活塞中速運動時，主要取決于閥盤的開度。即由彈簧 7剛度和預(yù)緊力決定；d.當(dāng)活塞高速運動時，閥口開度很大，所以取決于孔Bi的數(shù)量和面積。綜合考慮這些因素，可以調(diào)節(jié)出任一種需要的阻尼特性曲線，即阻尼特性可呈斜率遞減 性，或呈等斜率遞增性（圖5.3.9a）。圖5.3.9a阻尼特性可以呈斜率遞增性（上圖）、等斜率性（中圖）或斜率遞減性（下圖）。曲線形狀 直接和示功圖有關(guān)。示功圖包圍的面積最小，從而平均阻尼也最小，相應(yīng)的曲線呈斜率遞增性。阻尼特性

46、 曲線的形狀可以在計算式中用哥指數(shù)n描述：F D=kD , Vd在壓縮階段，一小部分油液通過銷Z2周圍的環(huán)縫S4流回。而大部分油液則在頂開閥片9后經(jīng)外側(cè)的通道B2流回。閥片9是一個較薄的圓盤，僅作單向閥用。它采用中心導(dǎo)向，通常由棱緣K2和K31密封。壓緊力由較軟的錐形彈簧 10提供。它的上端靠在自側(cè)面裝入的保險盤11上。該盤同時還作為限位塊，防止在活塞高速運動時閥口開得太大。 e壓縮閥在圖5.3.9中所見的，安裝在活塞上構(gòu)件911僅僅是一個單向閥。壓縮階段的阻尼力主要由安裝在減振器下端的底閥提供。圖 5.3.10所示為在Boge公司生產(chǎn)的T27和T32型減振器上采用的底閥斷面圖。真正 的閥體1

47、上開有圓孔 B10當(dāng)車輪下落，活塞上移時，必須補充油液以填補因活塞抽出而空出的容積。這時 由錐形彈簧2壓緊的蓋板3被頂開，油液自孔中 B1吸出。圖5.3.10 Boge 公司生產(chǎn)的T27和T32型雙筒式減振器中的底閥。在轎車和輕型載貨汽車上使用的減振器的活塞桿直徑為11mm。只有95mm2的小小面積必須作為“活塞”承受壓縮階段的阻尼力（在伸張階段有478 mm2的面積可供使用，它等于直徑27 mm的活塞面積扣去活塞桿面積）。當(dāng)活塞桿壓入時，壓縮閥被受擠壓的油液充開。壓縮閥由彈簧片組件4構(gòu)成。它的最上面一層開有凹槽4以形成一個固定的油道。根據(jù)孔 B2的直徑、彈簧片的數(shù)量及厚度和開口面積 S4的大

48、小可以調(diào)節(jié)所需的阻 尼特性。但固定的油道也存在缺點：汽車靜止時，工作腔 A中油液位置較高，從而會流入補償腔C中。但當(dāng)汽車重新啟動，行駛過一段距離后，又可得到補償。只是這時會產(chǎn)生令人不適的噪聲，即“早晨病”。在工作 腔上方的空氣排盡前，當(dāng)車輪下落時總會使得活塞桿大小導(dǎo)向座受到油液的沖擊。為了避免產(chǎn)生這種噪聲， Boge公司設(shè)計了一種阻通閥 5。它與彈簧片組件串聯(lián)，蓋住孔B2,從而阻止油液的回流。壓縮階段的阻尼特性由底閥和圖5.3.9中所見的環(huán)縫面S4以及活塞上的單向閥 9的共同作用決定。此外,圖5.3.8所示的排氣通道 E和G以及活塞桿與導(dǎo)向座之間的環(huán)縫S1也有影響。為了有足夠的潤滑并進一步防止

49、油的乳化以及通過一定的循環(huán)改善冷卻條件，工作腔上半部分（即在活塞1和導(dǎo)向座8之間，圖5.3.7）中的油壓應(yīng)該始終高于在活塞與底閥4之間的油壓。因此底閥防止油液溢出的能力大于單向閥n防止油液流經(jīng)活塞的能力。（3）充氣的雙筒減振器不充氣的雙筒減振器是最經(jīng)濟的減振器。但如果汽車或底盤有一定的要求，采用充氣式減振器更好或者有必要，則充低壓氣體的雙筒減振器可供使用。所增加的成本在可接受的范圍內(nèi)。由于壓縮階段的阻尼特性仍由底閥決定，所以充氣壓力約4bar就足夠了。活塞桿抽出的力Fk由此可以很小。這就使得可以毫無問題地在麥弗遜式懸架中采用較粗的活塞桿。充氣式減振器的基本構(gòu)造、長度和大小與不充氣式減振器一樣，

50、從而在選用時不需要汽車（對運動型變 形車也一樣）作任何改動。充低壓氣體的雙筒減振器有以下優(yōu)點：a.在振幅較小時，閥的相應(yīng)也比較敏感；b.提高了行駛平順性；c.改善了極限條件（例如在坑洼路上行駛）下的阻尼特性；d.流到噪聲很小；e.與充氣的單筒式減振器相比，長度更短，摩擦更小；f.在有氣壓損失時，仍可保證其功能。充氣的雙筒減振器與不充氣的相比，不同之處僅僅是在補償腔 C （見圖5.3.7）的上半部分充有氣體。 為了保證工作腔中始終充滿油液（在汽車長期靜止和冷卻后也是一樣）和長距離行駛后氣壓不降低，一些減振 器生產(chǎn)廠在活塞桿油封 1 （圖5.3.10a）和導(dǎo)向座2之間安裝了一個附加的氣封3。它對貯

51、油缸筒起密封作用。氣封膜4允許壓力油液經(jīng)活塞桿與導(dǎo)向座（圖5.3.8）之間的縫隙 Si流回補償腔6中，但不允許氣體反向漏出。圖5.3.8中所示的貯油器 R2已不再需要。（4）充氣的單筒式減振器根據(jù)圖5.3.11中的原理示意圖，可方便地說明這種目前幾乎是唯一使用帶浮動活塞（件 1）的單筒式減 振器結(jié)構(gòu)。補償腔3位于上方，它（象在雙筒結(jié)構(gòu)中一樣）必須補償由于油液的發(fā)熱膨脹和活塞桿的壓入而 引起的容積變化。浮動活塞1將油和氣體分開，并隔出實際的工作腔2。減振器活塞5的直徑通常為36、45或46mm。它固定在活塞桿 8上，并裝有閥6和閥7。活塞桿的抽出方向可以向下（如圖5.3.11所示），也可以向上（

52、如圖 5.3.11a）。由于浮動活塞 1的作用，安裝時可不受位置的影響。如果減振器缸筒固定在車 身或車架上，缸筒的質(zhì)量計入簧載質(zhì)量，而屬于非簧載質(zhì)量只有較輕的活塞桿。這正是優(yōu)先采用圖5.3.11中所示的安裝方式的原因。圖5.3.10a Boge公司生產(chǎn)的充氣雙筒式減振器。它帶有專用油封1、氣封3和橡膠輔助彈簧 7。彈簧在車輪上跳時支承在塑料板8上。盤9用來保護油封。伸張行程限位塊10由活塞桿導(dǎo)向，并在車輪下落時與導(dǎo)向座2接觸。減振器上端采用銷式連接鍍，下端采用吊環(huán)式連接鍍（厚度 32mm）。當(dāng)車輪下落時，油液通過圖5.3.13中所示的伸張閥6從工作腔的下半部流入上半部2。補彳11腔3中的氣壓將

53、浮動活塞壓下，以補償（由于活塞桿的抽出而引起的）容積的減小。當(dāng)車 輪上跳時，壓縮閥 7打開（圖5.3.14）,浮動活塞1由于活塞桿的壓入而上移。整個活塞面積均可用來提供 壓縮階段的阻尼力。 因此這種結(jié)構(gòu)比雙筒式結(jié)構(gòu)要有效得多。閥7的開啟壓力在不降低平順性的條件下可調(diào)高些。這對車橋質(zhì)量較大的汽車較為有利。當(dāng)壓縮階段的阻尼特性反應(yīng)靈敏、其阻尼值較大時，能夠改善車 輪的地面附著性。工作腔內(nèi)壓力在腔內(nèi)溫度 20 c時至少為25bar。這是保證所需的阻尼力所必要的。如果阻尼力超過了由 氣壓作用在浮動活塞上的反向力，則壓縮閥將油路斷開。當(dāng)活塞直徑36mm時，所需的力為2.8kN。當(dāng)活塞直徑46mm時，需要4.6 kN的力。圖5.3.11帶浮動活塞的充氣式減振器原理圖圖5.3.12 Stabilus公司生產(chǎn)的轎車和輕型載貨汽車用的轉(zhuǎn)向減振器斷面圖氣壓較高帶來的缺點是產(chǎn)生將活塞桿壓出的力：Fk=190250 N如