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减震器设计论文Last updated on the afternoon of January 3, 2021目录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一一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Abstract,chosetowtypesofshockabsorberwhichtechnicsofproductofismorematureit第一章序言onesolidbowlchargedabsorberandtowsolidbowlsabsorber.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。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1100mm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1000N汽车振动系统对减振器特性的要求=t.e*05 J0 1520 器果用3自由度1/4车柄模型的典型乘员 振动-路面激励幅频响应特性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。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年代园I生产的 BJ212、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。这类减振器的显着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成的补偿室内充人一定量的高压氮气，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°C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：(1500 + 500)X 1100 = 2300Xm得：m=960kg由簧下质量m = 150kg，有：m =mm得簧上质量：ms=(960-150) /2 = 405kg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：式中：F、F减振器的拉、压阻力；P1、p2工作缸内活塞上下腔液压(相对压力)；Sh活塞面积；5 活塞杆截面积；Fif、Fyf减振器拉压时的摩擦阻力。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=6V(1) 式中：F减振器阻力；6 减振器阻尼系数；V减振器工作速度。3.3.2相对阻尼系数W汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数中的大小 来评定振动衰减的快慢程度。中的表达式为：W=8 /Gm) (2) 式中：c悬架系统垂直刚度。式(2)表明，相对阻尼系数中的物理意义是：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。中 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；中值较小则反之。通常情况下，将压缩行程时的相 对阻尼系数中,取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数Ws取得大些。两者之间保持这样 的关系：中=()中了中为中,与中的平均值。由于悬架采用有内摩擦的弹性元件， 取中=。3.3.3减振器阻尼系数6的确定减振器阻尼系数§ = 2中*m。因悬架系统固有振立动频率3=应可，所以理论上§= 2中m3。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5用下式计算：d=（2m n2）/（a2cos2a）（3）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;a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v =仙 a cos a / n（4）式中：v卸荷速度;A车身振幅；3悬架振动固有频率。在伸张行程的最大卸荷力（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DD =槌p（1人2）（6）式中：p工作缸最大允许压力;入连杆直径与缸筒直径之比。再根据QC/T491-1999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3）（b）图4筒式液阻减振器的几种典型阀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着下降。 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:Q0 （SS）V（7）式中：Q0上腔排入下腔的流量；Sh活塞的端面积；S活塞连杆的横截面积；V活塞相对工作缸的运动速度。其中:式中：d活塞的外径；d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:式中：Q1从活塞常通孔流入下腔的流量;8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；Y油液的重度；g重力加速度；P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Q0二Q1。由式和（8）可得：pZ2 2 2 e S1-1 因此，减振器的复原阻尼力为：F = p （S -S ）= （d2 -d2）p （10） f 2 h g 4 h g 2式中：Ff复原阻尼力由式（9）和（10）可得：f =p % y 片（ii） f2e 2 S 25.1.2开阀后开阀时，阀片受油压产生弹性变形，形成环形间隙。此时，通过活塞的流量除了常通孔那部分流量外，还有通过复原阀的流量。这部分流量与压差的关系式为：Q2 = e s 2J2 （12）式中：Q2油液通过复原阀的流量：S2复原阀开阀后的节流面积；S2=2 nb«,b阀片的内环半径，3阀片的内环挠度。根据流量连续的原理，可得：Q=Q+Q (13)212将式(7).(8)和式(12)代入式(13)，整理得：一r112 一、2(S + S )2p -p -(S -S )V = 0 (14)122£ h g由上式可求出压差马，则此时减振器的复原阻尼为：F =p (S -S ) (15)/2 h g压缩(压缩行程)工况下的数学模型压缩行程的节流形式与复原行程的节流形式不同。在复原 行程中，主要是靠活塞上阀片的弹性变形来实现节流；而压缩 行程的节流，主要是靠阀片压缩圆锥螺旋弹簧来实现节流的目 的。压缩行程进行时，油从活塞下腔经过活塞中的常通孔(面 积为f1)；流向上腔，且有部分多余油液经过工作缸下面的常 通孔(面积为f3);流入补偿室。示意图见图6。活塞与缸筒 间的摩擦力和泄漏量不计，并略去补偿室内的压力p3 (等于大 气压)。设通过常通孔f和f的流量为Q、Q，则有：图6压缩行程示意图(16)1313式中：Q1下腔排入上腔的流量；Q3下腔排入补偿室的流量；f3工作缸的常通孔截流面积； p工作缸上、下腔的油压差;P1工作缸下腔的油压。减振器压缩阻力Fy为：F = pS - p (S - S ) (18)f 1 h 2 h g油液的流量:Q广(Sh - Sg )V(19)"SgV (20)由式（14）（15）（17）和式（18）可推导出:p =?(g)2 (21)1 2 £ S3(22)PP2= P1 I(S" Sg)V 2£ S1由式（18）至式（22）可得减振器的压缩阻力为:2(£S12( £S )'3 7(23)根据减振器在工作过程中，振动速度在不断地变化，其工作状态可以分为开阀前、开 阀后和开阀到最大开度三种情况。所以，在建立其数学模型时，也应分为三种情况进行讨 论。实际汽车减振器设计的压缩阻力很小，故仅讨论开阀状态。（1）开阀前开阀前，活塞中的圆锥螺旋弹簧未发生弹性变形。当活塞向下运动时，减振液从活 塞的常通孔流入上腔，节流形式属于薄壁小孔节流，其流量为Q见式（16）。减振液从 下腔流入补偿室的流量为Q3，见式（17）。阻尼力与振动速度的关系见式（23）。（2）开阀后随着压缩行程中速度的增大，下腔的油压也在升高，从而使压缩弹簧变形，于是阀片 开启，通过活塞的流量得到迅速增加。通过活塞阀片的流量为：?=£S2|P （24）Q4=£S2|P （25）式中：Q4阀片开启后所经过油液的流量；f4阀片开启后的节流面积。其中：式中：a阀片的外环半径;X圆锥螺旋弹簧的压缩量。由弹簧的变形原理可知：F = K(x + x0)(26)式中：F圆锥螺旋弹簧所受的压力；K圆锥螺旋弹簧的刚度；x0圆锥螺旋弹簧的预压量。则有：询=F(27)D1式中：S1阀片上液体作用的面积。将此时求出的(f1 + f4)值代入式(23)中的f1，即可求得此时的减振器压缩阻力值。(3) 开阀到最大当圆锥螺旋弹簧处于限位状态时，阀片的开度最大。此时，开度为：x=x (28)将式(28 )代入式(26)，重复上面的运算过程，即可得出阀片在最大开度时，减振 器的压缩阻力值。减振器的外特性模拟计算减振器的外特性是指阻尼力与行程或阻尼力与相对振动速度关系的通称。根据上面建 立的数学模型，再确定振动速度，就可以计算出减振器的阻尼力。如果计算出一个周期的 数据，就可以绘出减振器的示功图和速度特性曲线。根据我国减振器台架试验标准JB3901-85的规定，测取减振器示功特性采用正弦激 励方式。即活塞相对于工作缸作往往复谐波规律的运动。S = S sinot (29)式中：S活塞的最大位移；3活塞运动的角频率；f激振频率；t时间。活塞与工作缸的相对运动速度为：V =S cost (30)根据上面的推导，用MATLAB编制计算程序，分别计算减振器在不同的振动速度下所 产生的阻尼力，并绘制出速度特性图(FV)曲线。图7是用计算机模拟出的减振器的示功 图和速度特性曲线。图7速度特性曲线第六章减振器的行程与布置减振器的行程选取对于筒式减振器垂直布置是所希望的，但受到其它方面的限制，通常不得不倾斜布置。而为了获得良好的使用效果和使用寿命，减振器的最大倾斜角不超过45°。在车轮 达到上跳极限位置时，减振器行程的富裕长度应大于10mm ；在复原（拉伸）方向，对于 钢板弹簧悬架，则从自由状态富裕长度在40mm以上，在复原方向富裕长度不够，是减振 器发响和早期损坏的原因之一（只适用于不兼作限值器的减振器）。减振器的连接型式不同，允许摆动的角度不同，设计时要根据具体情况，选择合适的 连接型式，各种型式的允许摆动角范围见表1。减振器的允许摆动角， 与连接的结构型式、尺寸大 小、橡胶硬度、配方及过盈 量等有关。减振器的耐久性受连接连接型式斜摆角a同轴扭转角BH1H4（锥吊环型）±6°±20°H2 （直吊环）型H3 （X销吊环）型±3° 4°G (S)型1115 （任何方向）部分角位移力矩给予本体内表1允许摆动角范围部滑动部分的表面压力和橡胶垫（衬套）的局部应力影响很大，所以连接部分的工作角要在规定的许用工作角范围 内，并进可能地减少其数值。根据行程余量及布置的需要，减振器的行程表示为:S = f + fj +AZ（31） 式中：S减振器的行程；fd悬架的上跳行程；七悬架的下跳行程； l减振器的总行程余量。为减少品种，减振器的行程已经标准化，规定以10mm分档，因此最后确定时以10为 单位圆整。减振器行程匹配在布置减振器时，根据具体情况及空间位置，确定恰当的连接方式。减振器初步布置 后，采用作图或者计算进行运动校核，有时要交替进行，初算时，可暂时忽略悬架跳动时 的横纵向位移，见图8。计算式为：L 2 -(x - x )2 -(ymaxs m,-y )2m式中：S （x ,y ,z ）减振器上连接点坐标；M（x,y,z）满载时，减振器下连接点坐标；m m mLmin减振器压缩到底时的极限长度；匕减振器最大拉伸时的极限长度；S相对满载，减振器压缩到底时的上移行程;S相对满载，减振器最大拉伸时的下移行程。减振器上下跳动余量为：上跳动余量=S -f ；下跳动余量=S f。b j减振器的行程校核减振器作为悬架的一部分，其上端与车身或车架相连，下端与车轴（非独立悬架）或 控制臂（独立悬架）连接。对于非独立悬架，减振器的下连接销一般与车轴刚性连接，在 运动过程中，连接销（或连接杆中心）与车轴的相对位置不变。从减振器下连接中心点向 车轴的两个中心平面作垂线。在任意状态下，减振器下连接中心与车轴中心及倾角的关系 为：对于独立悬架，减振器与控制臂连接，如果控制臂与x轴平行，从减振器下连接中心图9行程校核示意图点向控制臂作垂线（见图9）则有下面关系式：减振器长度为：减振器倾斜角为：式中：（x,y,z）减振器上连接中心点坐标；（x,y,z）减振器下连接中心点坐标；（x1,y1,z1）控制臂（摆臂）轴中心点坐标；L，L，L减振器相对于车轴（或控制臂）的两个垂距，减振器下端中心在x y z轴的前方时L取负值，在轴的上方时L取负值，在控制臂下方L取负值； xzz3车轴倾角（对于前轴为相对车架后倾角，后轴又为后桥翘角）；b3 1摆臂角（在水平线下时取负值）。对于钢板弹簧悬架，前面已将车轮中心描述为弹簧孤高的函数，故减振器下点也描述 为弹簧孤高的函数。在进行行程余量计算时，首先不计悬架的上、下限位，用循环法以减 振器长度|LL |和|LL |小于某一精度值位条件，计算出减振器上、下两个极限位置 j maxj max的坐标值。再计算出达到悬架上、下极限位置时的减振器下点坐标（板簧悬架用零负荷点 作为下极限位置），从而比较zc的变化，得出上、下跳余量。摆臂式悬架则描述为下臂角 3的函数，代入上、下限位时的摆臂角，得出上、下限位时的减振器下点坐标，再比较 zc的变化。结论（1）通过数学建模得出的减振器速度图形上看，该减振器基本满足设计要求。行程 校核也符合要求。所以，该减振器设计是达到要求的。（2）由于本人能力有限，设计采用了传统的被动式减振器。其发展主要在于局部结 构的改善和新材料新工艺的应用，因此，不能从根本上满足现代汽车的使用需求。而可调 阻尼式减振器才是未来减振器发展的趋势。（3）由于本人缺乏经验，再加上资料准备不充分，在此文的设计计算中有许多参数 的选取没有经过仔细考虑。（4）在阀体选择上，本人选取了较为过时的阀体，主要是对新的阀体不够了解。而 减振器的性能很大程度上取决于阀体，所以今后在这方面需要做的工作还有很多。（5）在油料选择上，本设计只是参照其它减振器的选择方案，究竟是否选择合理， 还有待考究。致谢大学四年完结在即，心里很是兴奋。特别是一想到快回家了，而且是一去再也不会回 来，我从内心深处感到愉悦。我常对别人说，这四年就像坐牢一样，这是我的真心话。但 是我还对自己说，“天下没有白坐的牢”，这也是我的真心话。在这四年里学到的东西， 比起我以往任何时候学到的都要宝贵。这四年我虽然不怎么快乐，却没有白白浪费。图书 馆是我最留念的地方，我对那里像家一样熟悉，有时甚至随便得穿拖鞋进出。我为自己在 那里花费了较多时间而自豪。在那里，我得到了曾经梦寐以求的知识。还要感谢李健康、 徐伟和周海燕老师在学习中给我的启发。通过这次毕业设计，我深切感受到大学生活里最痛苦的事莫过于没有一台属于自己的 电脑。本论文是在薛念文、周卫琪老师细心指导下完成的，在做毕业设计期间，我深深地体 会到了两位老师治学严谨的态度，对学生认真的责任心。在此我由衷地感谢两位老师。参考文献1 .吕光源，吕利国.汽车设计手册：整车底盘卷.长春：长春汽车研究所，1998.2 .李卫民，朱涛.汽车减振器设计中数学模型的建立.辽宁：辽宁工学院学报，.3 .黄志刚，毛志怀.减振器的外特性计算与试验研究.北京：机械设计与制造，.4 .刘惟信.汽车设计.北京：清华大学出版社，2001.5 .李世民，吕振华.汽车筒式液阻减振器技术的发展.汽车技术，2001.6 .冯雪梅，刘佐民.汽车液力减振器技术的发展和现状.武汉：武汉理工大学学报，.7 .吴云飞，雷雨成，欧阳新.液力减振器阻尼特性的模拟计算和优化.汽车科技，.8 .余志生.汽车理论（第3版）.机械工业出版社，.9 .王望予.汽车设计（第3版）.机械工业出版社，.10 .王沫然.MATLAB与科学计算.电子工业出版社，.11 .方昌林.液压、气压传动与控制.机械工业出版社，2000.12 .王大栋，王大康.机械设计综合课程设计.机械工业出版社，.