越野车减振器的结构设计与试验研究毕业论文.doc

越野车减振器的结构设计与试验研究毕业论文目 次摘要目次图和附表清单1 绪论11.1 汽车悬架系统概述11.2 汽车减振器的发展历程及研究现状21.2.1 汽车减振器的发展历程21.2.2 汽车减振器的研究现状31.3 汽车减振器的试验方法及试验设备41.4 课题的研究意义与主要内容61.4.1 课题的研究意义61.4.2 课题的主要内容72 汽车的行驶特性与悬架建模分析82.1 汽车的行驶特性分析82.1.1 汽车的行驶平顺性分析82.1.2 汽车的行驶平顺性评价92.1.3 汽车的乘坐舒适性评价112.2 汽车的被动悬架系统建模分析122.2.1 汽车的被动悬架系统建模122.2.2 被动悬架的最佳阻尼分析132.3 本章小结153 越野车减振器的工作原理与特性参数确定163.1 越野车减振器的工作原理163.1.1 越野车减振器的结构选型163.1.2 越野车减振器的工作原理183.2 越野车减振器的特性参数确定193.2.1 汽车减振器的特性参数193.2.2 越野车减振器的特性参数213.3 本章小结254 越野车减振器的建模分析与结构设计264.1 流体力学的相关理论264.1.1 液压油的主要性质264.1.2 油液流量的计算公式274.1.3 充气室气体状态分析294.2 减振器工作特性建模分析304.2.1 复原行程建模分析304.2.2 压缩行程建模分析364.3 减振器阻尼阀片变形分析404.3.1 ANSYS有限元分析原理404.3.2 减振器阀片组变形有限元分析414.4 越野车用减振器的结构设计464.4.1 减振器工作缸筒设计464.4.2 减振器副缸筒总成设计474.4.3 减振器活塞总成设计484.4.4 减振器的导向器设计514.5 减振器的虚拟装配524.6 结构设计的校核524.6.1 缸筒壁厚的校核524.6.2 活塞杆的校核534.7 设计结果的特性仿真554.8 本章小结565 减振器的性能试验575.1 试验目的及方案575.2 试验设备595.2.1 试验设备的结构组成及工作原理595.2.2 试验设备的功能特点605.3 试验及结果分析615.3.1 试验过程615.3.2 试验结果分析655.4 本章小结716 结论与展望726.1 结论726.2 展望72参考文献74作者简介77图清单图1.1 汽车悬架系统组成1图1.2 汽车用减振器3图2.1 汽车平顺性分析过程8图2.2 1/4汽车平顺性垂直模型9图2.3 人体在不同的振动频率和加速度下的感觉反应11图2.4 整车7自由度模型12图2.5 1/2汽车4自由度模型12图2.6 1/4汽车悬架系统模型13图3.1 液压单筒式减振器16图3.2 液压双筒式减振器16图3.3 分体液压单筒充气式减振器17图3.4 分体液压单筒充气式减振器结构简图18图3.5 减振器特性曲线20图3.6 减振器的安装模型22图3.7 设计要求的越野车减振器速度特性曲线.25图4.1 平行平板缝隙流动28图4.2 同心环形缝隙流动29图4.3 环形平面缝隙流动29图4.4 减振器内部压力模型.31图4.5 复原阀开阀前油液流通模型31图4.6 复原阀开阀后油液流通模型34图4.7 压缩阀开阀前油液流通模型36图4.8 压缩阀开阀后油液流通模型38图4.9 ANSYS有限元分析流程41图4.10 减振器活塞总成结构简图41图4.11 复原阀片的有限元模型42图4.12 复原阀片组变形量云图43图4.13 复原阀片组变形量与端面载荷的关系曲线44图4.14 压缩阀片组变形量云图45图4.15 压缩阀片组变形量与端面载荷的关系曲线45图4.16 减振器主缸筒47图4.17 减振器副缸筒47图4.18 减振器副缸筒总成48图4.19 减振器副缸筒总成爆炸图48图4.20 减振器活塞杆48图4.21 减振器活塞体50图4.22 减振器活塞总成50图4.23 减振器活塞总成爆炸图50图4.24 减振器导向器总成51图4.25 减振器导向器总成爆炸图51图4.26 减振器的PROE整体装配52图4.27 减振器速度特性曲线比较55图5.1 越野车用减振器样机实物57图5.2 汽车减振器性能/耐久综合试验台结构示意图.60图5.3 减振器试件在试验台上安装.61图5.4 试验台硬件配置界面.62图5.5 试验台系统参数界面.62图5.6 示功特性试验参数63图5.7 速度特性试验参数63图5.8 抗泡沫特性试验参数64图5.9 温度特性试验参数64图5.10 越野车减振器试验进行.65图5.11 阻力特性曲线65图5.12 示功特性曲线67图5.13 速度特性曲线68图5.14 抗泡沫特性曲线69图5.15 温度特性曲线70附表清单表2.1 和与人的主观感觉之间的关系.10表3.1 Jeep牧马人Sahara车辆参数.22表3.2 车辆悬架固有频率范围.23表3.3 越野车减振器速度特性计算涉及参数.24表3.4 越野车减振器速度特性参数计算结果.25表4.1 典型减振器液压油特性.27表4.2 复原阀片的直径参数.42表4.3 复原阀端面压差与阀片变形量.43表4.4 压缩阀端面压差与阀片变形量.44表4.5 活塞体的结构设计参数.49表5.1 试验设定参数.58表5.2 阻力特性试验结果.65表5.3 筒式减振器的最大额定阻力.66表5.4 示功特性试验结果.66表5.5 速度特性试验结果.67表5.6 减振器阻尼力比较.68表5.7 抗泡沫特性试验结果.69表5.8 温度特性试验结果.69VIII中国计量学院硕士学位论文1 绪论1.1 汽车悬架系统概述车辆悬架系统是指车架（或承载车身）与车桥（或车轮）之间的一切传递力和力矩的连接装置的总称1。最早的车辆悬架系统可追溯到19世纪中叶的马车时代，当时的人们利用半椭圆形的弹簧来连接车身与车轴，以解决马车在路上颠簸的问题，改善了乘坐的舒适性。时至今天，伴随着动力汽车的出现与发展，车辆的悬架系统也得到了长足的发展。当前，汽车的悬架系统尽管有多种不同的结构形式，但是一般都由弹性元件3、减振器4和导向装置（纵向推杆1、横向推杆2）三部分组成（如图1.1所示）。弹性元件使车架与车桥之间作弹性联接，其作用是承受和传递垂直载荷，缓和与抑制路面不平所引起的冲击；减振器起衰减振动的作用，弹性元件在吸收冲击后会产生振动甚至引起共振，这时就需要减振器来衰减振动，以提高车辆行驶的平顺性；导向装置是用来传递纵向力、侧向力以及力矩，保证车轮相对车身（或车架）有正确的运动关系。图1.1 汽车悬架系统组成1纵向推杆；2横向推杆；3弹性元件；4减振器综合上述，车辆悬架系统的主要功能是传递作用在车轮和车架（车身）之间的一切力和力矩，缓和与吸收由不平路面所造成的振动和冲击，保证汽车行驶的平顺性和安全性，提高乘员乘坐的舒适性和运载货物的安全性。故对于一个好的汽车悬架应具有以下的性能特点2：（1）保证汽车有良好的行驶平顺性；（2）具有良好的减振能力；（3）保证汽车具有良好的操纵稳定性；（4）汽车制动或加速时要保证车身稳定，降低车身纵倾的可能性；（5）能可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩。1.2 汽车减振器的发展历程及研究现状1.2.1 汽车减振器的发展历程减振器是现代汽车悬架系统的重要组成部件之一，对汽车行驶的平顺性和安全性有重要的影响。但减振器一开始并不是车辆悬架上的必要部件，直到19世纪末内燃机驱动车辆的发明，为车辆悬架的发展提供了新的动力，人们才逐渐开始重视减振器在车辆悬架中所起的作用，并展开减振器的相关研究工作。紧随着汽车技术的不断革新，汽车减振器也经历了一个世纪的变革发展，其发展历程大致分为以下几个阶段：（1）1910年以前，减振器很少使用。原因是当时的汽车悬架系统是不完善的，且减振器结构复杂，不便于安装，性能也不可靠。即使安装上减振器后，当汽车行驶在粗糙路面上并经过坑洼时，悬架经常会产生让人讨厌的反弹。（2）从1910年到1925年，此时的汽车悬架大都使用干摩擦式减振器。干摩擦式减振器利用构件间的摩擦来产生阻尼力，以达到消除悬架振动的目的。起初分为两种类型：一种为滑动式圆盘减振器，滑动圆盘由剪刀形状的两根杆臂控制；另一种由具有大摩擦力的缠绕带组成，即是缓冲器。到了1915年，美国的Claud Foster发明了一种干摩擦带式减振器，该款减振器集中了上述的两类干摩擦式减振器的优点，且其制造成本低、易于更换和性能可靠，很快便在汽车广泛应用。（3）从1925年到2000年，液压筒式减振器出现并逐步取代干摩擦式减振器，其工作原理是利用油夜的流体摩擦来产生阻尼力。二战期间，美军在吉普车上使用了液压筒式减振器并在战场上取得了成功，该类减振器具有工艺简单、寿命长、质量轻和成本低等优点，这使得液压筒式减振器很快便成为了汽车减振器市场上的主流产品。在这70多年间，液压筒式减振器也从简单的仅在回弹时起作用的单作用式减振器发展到更实用的双作用式减振器、双筒液压式减振器、单筒充气式减振器和双筒充气式减振器等。汽车减振器液压筒式减振器干摩擦式减振器电流变/磁流变液减振器图1.2 汽车减振器（4）2000年以后，出现了阻尼系数可控的磁流变液（MR）减振器和电流变液（ER）减振器产品。磁流变液减振器和电流变液减振器是通过调整减振器内部的电场或磁场，改变其内部液体的特性，从而改变减振器的阻尼力。当前，由于其制造成本昂贵，控制算法以及结构复杂等原因，这两类阻尼可调减振器仅在豪华的乘用车和跑车上得到应用。1.2.2 汽车减振器的研究现状当前，对汽车减振器的研究重点主要集中在阻尼系数可控的减振器和液压筒式减振器上。阻尼系数可控的减振器可根据不同的路面条件和车辆行驶条件，自动调节减振器的阻尼系数，从而改变减振器阻尼力，保证车辆有良好的行驶特性，是一款很理想的汽车减振器，主要有磁流变液减振器和电流变液减振器这两类。但由于其性价比的问题，该类减振器尚难以在汽车悬架上得到广泛应用。故对这类新型减振器的研究重点主要放在如何进一步降低其制造成本，以扩大其使用范围。大致的研究内容有：新型变液材料的研究、控制策略的改进、传感器和执行器的研制等。而对于液压筒式减振器，作为当前汽车悬架上应用最广泛的阻尼系数不可调的被动式减振器，是依据车辆经常行驶的某些特定的路面状况所设计的，尽管不是最理想的，但对于大多数车辆来说，其工作寿命、可靠性和性价比已是最好的。液压筒式减振器的设计技术已非常成熟，国内外已有许多学者对液压筒式减振器进行研究工作，大致的研究内容有：减振器结构设计、工作特性分析、阀片结构设计、阀片变形分析、性能试验研究和可靠性分析等。液压单筒充气式减振器则是20世纪60年代逐渐发展起来的一款新型的汽车减振器，与液压双筒式减振器相比，该类减振器由于其特有的结构和内部的高压气体，能有效抑制减振器的工作特性发生畸变，降低减振器的冲击和噪声，提高了工作油液的抗乳化能力，减振效果良好。液压单筒充气式减振器是一款较为理想的被动式减振器，具有较高的研究价值和广阔的市场前景。在国外，对液压单筒充气式减振器的研究工作起步较早，如Wossner F.和Dantele H.（1971年）比较了充气的单筒减振器（带和不带浮动活塞）和不充气的双筒减振器的工作特性，并给出了气流冷却效果的试验值3；Yukimasa T.、Motohashi H.和Ohtaki M.等（1985年）研究了充气减振器的油、气密封设计，并探讨了减振器密封的密封质量和摩擦特性4；Gveneriya K.、Dzhokhadze G.和Kiselev B.等（1989年）研究了把气体弹簧单元引申到气体悬架阻尼，并进行了充气减振器的参数计算5。当前，国外的知名减振器生产厂家BILSTEIN、RANCHO和FOX等均已研制出一系列的液压单筒充气式减振器产品，其产品主要应用在高档跑车、越野车和赛车上，如奔驰戴姆勒克莱斯勒汽车有限公司生产的克莱斯勒300C、Jeep4700以及奥迪推出的2.7T越野车均采用了液压单筒充气式减振器。在国内，受研发环境、设备条件等因素的影响，对液压单筒充气式减振器研究工作起步较晚，当前的研究重点主要为：结构分析、性能仿真、设计参数分析及虚拟试验研究等方面。如哈尔滨铁路局减速顶调速系统研究中心的高起波和哈尔滨工业大学的曾祥荣（2004年）对单筒充气式减振器性能进行了理论分析和试验研究6；天津大学的马国清、王树新、卞学良（2004年）建立了充气式减振器的数学分析模型，并给出了减振器的性能仿真程序，利用该程序可以得到参数变化对减振器性能影响的趋势7；吉林大学的丛立新（2010年）在介绍充气式减振器的结构和工作原理的基础上，研究了减振器的性能试验标准，开发了基于虚拟仪器的充气式减振器性能测试系统8。1.3 汽车减振器的试验方法及试验设备根据相关标准，减振器的试验内容主要有：示功特性、速度特性、耐久特性、温度特性、摩擦力以及抗泡沫性试验，在2007年以前，试验方案多以标准QC/T545-1999汽车筒式减振器台架试验方法和QC/T491-1999汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件为依据9，10。2007年后，国家发展和改革委员会发布了最新的汽车减振器技术条件与台架试验方法（征求意见稿），该标准实行后，将会取代标准QC/T545-1999和QC/T491-1999，故当前汽车减振器的性能试验方案多以征求意见稿中的相关规定为依据。 减振器的示功特性、速度特性、温度特性以及耐久特性统称为减振器的外特性，这些外特性直接决定了减振器的使用性能，其外特性的好坏需要专门的试验设备来检测。汽车减振器试验设备的发展主要经历了机械式、电测式、电液伺服式这3个阶段11：（1）机械式减振器试验台机械式减振器试验台是最早采用的减振器外特性试验台。机械式减振器试验台的激振部分通常采用电机带动曲柄连杆机构或其它偏心机构实现正弦激振，机构的振动频率通过设定的带传动比和减速机的减速比来实现。测力元件采用特别制作的扭力杆，通过扭力杆的变形量来读出减振器的阻尼力值。测位移系统并没有专门的元件，而是通过固定在扭力杆上的绘图笔直接绘出减振器的振动位移量。该类试验台的特点是结构简单、性能稳定、可靠，测量结果不易受外界的干扰，因而在一定的范围和时期内曾得到应用。缺点是试验波形单一、精度较差、无法避免机械误差、系统误差和测量误差。（2）电测式减振器试验台电测式减振器性能试验台被称为计算机控制式性能试验台。电测式减振器试验台通过计算机来控制电机控制器，从而驱动电机作为系统的动力，通过减速机构减速后带动曲柄连杆滑块机构，实现近似的正弦激振。该系统的测力系统与测位移系统采用力传感器和位移传感器，传感器的精度一般可达到0.1%，试验台可以完成多种减振器的外特性试验。该类试验台通过对电机进行控制和对力与位移信号进行采集，形成了一个闭环测控系统。性能比较稳定，测量准确度较高，能完成多工况自动测试。目前这种设备在多个减振器生产厂家的生产线上起着控制产品性能和质量的作用。但是由于这种试验设备的只能进行正弦激励，存在一定的局限性，不能完成对摩擦阻力的检测。另外由于电机带动曲柄连杆滑块机构不能实现1.5m/s以上的正弦激振速度，给减振器的试验研究和分析带来困难，企业在进行产品的开发时也会受受到一定的限制。（3）电液伺服式减振器试验台电液伺服式减振器试验台是目前较先进的减振器试验台。这种试验台的激振部分采用的是伺服系统。伺服系统是能够把输出量以一定准确度跟随输入量变化的系统。伺服系统由伺服驱动装置和执行元件组成，高性能的伺服系统还有检测装置反馈实际的输出状态。伺服控制系统是一个比较复杂的、能接受电气控制信号、液压动力机构作为执行机构并具有反馈功能的控制系统。该系统主要由伺服阀、伺服控制装置和力、位移传感器等组成。电液伺服式减振器试验台工作时，计算机能够产生控制信号，控制伺服阀和激振装置。伺服激振装置受控后产生正弦波、三角波和矩形波信号并匀速运动。使用该设备可完成减振器的示功特性、速度特性、温度特性、摩擦力和抗泡沫性试验。综上所述，三种典型试验台的结构组成和工作原理都有各自的特点，机械式试验台由于操作不方便、能完成的测试项目有限以及测试结果误差大等缺点，已逐步被淘汰；电测式试验台激振部分结构与机械式相同，但采用了力传感器和位移传感器测力测位移，精度更高；电液伺服减振器试验台激振部分采用先进的液压伺服系统，该设备功能齐全，测试精度最高，但价格昂贵。1.4 课题的研究意义与主要内容1.4.1 课题的研究意义越野车是一款为越野而特别设计的汽车，不但能适应城市中的街道路面，也能适应野外的复杂路面。近年来，在城市里已有越来越多的人喜欢驾驶越野车。越野车的底盘和悬架与普通轿车有明显的区别，因为更注重行驶的通过性与安全性，故其底盘会较高，悬架也会较硬。越野车在行驶过程中，悬架是保证其行驶安全性与乘坐舒适性的重要装置，而减振器作为越野车悬架的重要部件，其性能的好坏直接影响着车辆悬架的整体表现。为了能让越野车在多坑洼、凹凸不平的路面上也有良好的行驶特性，其悬架减振器就必须要有一个优异的工作特性，在高速振动中减振器的阻尼力特性不能发生畸变，在复原行程（车身抬高）中减振器要能产生较大的阻尼力，以保证越野车的道路通过性。当前我国所生产的减振器产品中，很少有专门为越野车所设计的减振器，质量也参差不齐，而国外的越野车减振器产品价格又较为昂贵。因此，当前研究并开发具有自主知识产权的越野车用减振器，对于提高我国汽车零部件产品的开发能力以及主动参与国际汽车市场的竞争具有重要意义。本课题的目标是要开发一款减振效果良好、性价比高、适合越野车在多种路况下使用的液压单筒充气式减振器。而减振器的设计理论和公式推导大多是依据简化了的减振器模型，与实际情况相比会存在一定的差异。因此，在完成结构设计工作后，必须要通过试验来检验减振器的设计结果以及实际的使用效果。最后，在专用试验台上对减振器的样机进行了性能试验，并以试验结果为依据进一步调整其结构，以实现性能最优化。1.4.2 课题的主要内容本文以设计一款越野车用的液压单筒充气式减振器为主要内容，进行了以下的研究工作：（1）通过对汽车行驶的平顺性和乘坐的舒适性分析，建立了1/4汽车的被动悬架系统模型，从而推导出汽车被动悬架最佳阻尼比的目标函数。（2）论述了越野车减振器的结构特点和工作原理，并在此基础上分析了如何根据车辆参数和悬架最佳阻尼比来求解与车辆悬架最佳匹配的减振器速度特性曲线的过程。（3）以流体力学中的相关理论为依据，建立了减振器的复原行程和压缩行程的数学分析模型，分析了减振器的工作特性。（4）结合弹性力学中的薄板变形理论，建立多个阀片叠加的有限元分析模型，利用ANSYS软件分析减振器的阀片组变形。（5）基于以上的理论计算与仿真分析结果，进行了减振器的结构设计，并利用PROE软件建立了减振器的三维模型、虚拟装配。最后在专用试验台上对减振器的样机进行了示功特性、速度特性、温度特性及抗泡沫性试验，以检验所设计的减振器的性能质量。2 汽车的行驶特性与悬架建模分析2.1 汽车的行驶特性分析2.1.1 汽车的行驶平顺性分析输入1.路面不平度2.行驶车速汽车振动系统1.车身、座椅、人体及轮胎的质量2.弹性元件3.阻尼元件输出1.车身传至人体的加速度2.悬架的动挠度3.车轮的动载荷汽车的平顺性主要是指保持汽车在行驶过程中产生的涉及路面不平引起的垂直、俯仰和侧倾运动的强迫振动对乘员舒适性的影响在一定的界限之内，平顺性主要根据乘员主观感觉的舒适性来评价12。汽车悬架的目的就是要最大限度地提高汽车行驶的平顺性和乘员乘坐的舒适性，故在汽车悬架系统的设计中选择合适的弹性元件和减振器就显得尤为重要。汽车行驶平顺性的分析过程如图2.1所示，路面不平度和行驶车速形成了对汽车振动系统的激励“输入”，此激励经过由轮胎、悬架、座椅等弹性、阻尼元件和悬架、非悬架质量所构成的振动系统的“传递”，再进一步得到经座椅传至人体的“输出”加速度，汽车振动系统的输出通常还要考虑车轮与路面间的动载荷以及悬架的动挠度。通常讨论的汽车行驶平顺性主要是指路面不平引起的汽车振动，频率范围约为0.525Hz。研究平顺性的主要目的是要控制振动的传递，使汽车振动系统在给定的“输入”下的“输出”不超过一定界限，以保证乘员乘坐的舒适性。图2.1 汽车平顺性分析过程根据上述，可建立1/4的简化模型（如图2.2所示），从图中可以看出影响车辆行驶平顺性的各个因素之间的关系，轮胎部分可简化为带有弹性元件的质量块，而乘员和座椅的总质量与座椅的阻尼模型也要考虑。当然，车体的质量及其悬架系统的刚度和阻尼特性对行驶平顺性有决定性的影响，尤其是后者。悬架减振器就是要控制车体的运动，控制其共振响应的振幅，减振器阻尼系数的选取主要也是基于行驶平顺性最优这一点考虑。图2.2 1/4汽车平顺性垂直模型车轮质量；车体质量；人与座椅总质量；车轮的刚度；悬架弹簧的刚度；座椅的刚度；减振器的阻尼系数；座椅的阻尼系数；车轮的垂直位移；车体的垂直位移；座椅的垂直位移；q路面不平度2.1.2 汽车的行驶平顺性评价 根据ISO26311：1997（E）标准规定：当振动波形峰值系数（加权加速度时间历程的峰值与加权加速度均方根值的比值）小于9时，可用基本的评价方法加权加速度均方根值来评价振动对人体舒适和健康的影响程度，这一方法适用于轿车、越野车以及货车等汽车的行驶平顺性评价。加权均方根值的具体计算有两种方法13：（1）对记录的加速度时间历程，通过符合频率加权函数的滤波网络而得到加权加速度时间历程，按下式计算加权加速度均方值： （2-1）式中，T振动统计时间，一般为120s。（2）可由功率谱密度函数与频率加权函数进行积分计算得到加权加速度均方值： （2-2）其中，沿z轴（垂直方向）的计算公式为： （2-3）沿x轴（前后方向），y轴（左右方向）的计算公式为： （2-4）总加权加速度均方根值按下式计算： （2-5）式中，x轴方向的加权加速度均方根值；y轴方向的加权加速度均方根值；z轴方向的加权加速度均方根值。进一步可用加权振级来进行平顺性评价，表2.1给出了加权振级和加权加速度均方根值与人的主观感觉之间的关系。 （2-6）式中，参考的加速度均方根值（一般）。表2.1 和与人的主观感觉之间的关系加权加速度均方根值/加权振级/dB人的主观感觉0.315110没有不舒适0.3150.63110116有一些不舒适0.51.0114120相当不舒适0.81.6118124不舒适1.252.5122128很不舒适2.1.3 汽车的乘坐舒适性评价舒适性是乘员的主观感觉，很难有一个统一的评价标准，最直接的评价依据是乘员对车辆的振动情况的感觉。图2.3就展示了在不同的振幅和频率下的正弦振动中，坐在座椅上的被试人员的感觉。图中“KZ”表示“车辆的振动强度”，其中“K”表示舒适，“Z”表示方向，并依据被试人员的感觉划分区域。从图中看出人体感觉的敏感频率区域在4至8Hz之间，在8-16Hz时感觉就非常强烈。图2.3 人体在不同的振动频率和加速度下的感觉反应分析上图，可知为了提高乘员乘坐的舒适性，就必须要控制汽车行驶时的振动频率和加速度，也就需要选择合理的悬架设计因素（弹性元件、减振器等），以获得车辆的最佳行驶特性。无疑减振器在汽车振动系统中所起的作用是至关重要的，在强迫振动响应中，减振器的作用就是要抑制激励频率等于或临近共振频率时的响应；在随机激励的响应中，减振器通过去除旧的响应来明确地限制新生的响应。故要进行减振器的设计工作时就必须要考虑汽车的行驶特性对乘坐舒适性的影响，即要结合汽车悬架的固有频率进行考虑。2.2 汽车的被动悬架系统建模分析2.2.1 汽车的被动悬架系统建模汽车在行驶过程中可看成是一个振动系统，其整车模型如图2.4所示，这一模型的车身质量主要考虑垂直、俯仰以及侧倾3个自由度，4个车轮有4个垂直自由度，共有7个自由度。这样的整车模型显得比较复杂，要对其进行分析就有必要简化车辆模型。 图2.5 1/2汽车4自由度模型在行驶过程中，可以认为车辆的左、右两个车轮轨迹输入具有较高的相关性，即认为左、右轮的输入是一致的，再考虑到车辆的对称性，可认为左右两侧以完全相同的方式运动，如此7自由度的整车模型可简化为4自由度的单轨模型，如图2.5所示。图2.4 整车7自由度模型通常车辆悬架的前、后轿的联系质量很小，即可认为车辆前、后悬架的垂直振动是独立的，于是可进一步把4自由度的单轨模型简化为2自由度的1/4汽车悬架系统模型，如图2.6所示。图2.6 1/4汽车悬架系统模型2.2.2 被动悬架的最佳阻尼分析分析图2.6中的2自由度悬架系统模型，车轮和车身的垂直位移坐标、的原点选在各自的静力平衡位置，可得其运动平衡方程为14： （2-7）对式（2-7）进行拉普拉斯变换，可得： （2-8）将s=j，代入式（2-8），并引入以下参数：悬架系统的刚度比，悬架系统的质量比，悬架系统的频率比，为悬架的固有频率，；悬架系统的阻尼比，则可求得悬架垂直方向上的位移、对路面不平度输入q的频响函数分别为： （2-9） （2-10）当车辆在公路上行驶时，对汽车振动系统的输入除了路面不平度，还有车速，根据振动理论，可得振动响应均方值为： （2-11）式中，为响应量x对路面不平度输入速度的频响函数，响应量x可代表振动车身和车轮的位移、车身和车轮的加速度、悬架动挠度以及车轮动载荷；为路面不平度垂直速度的功率谱密度，为参考空间频率下的功率谱密度，为参考空间频率（）。因此，根据频响函数式（2-9）、（2-10）和（2-11），可得车身垂直加速度以及车轮动载荷的均方值分别为： （2-12） （2-13）车辆行驶过程中，必须要兼顾考虑乘坐的舒适性和行驶的安全性，舒适性与车身的加速度相关，安全性更是与车轮的动载荷密切相关。因此在求解车辆悬架系统的最佳阻尼比时，应根据车身加速度和车轮动载荷来建立目标函数。在实际的行驶过程中，道路谱和车速在较小的一段时间内是相对稳定的，即道路谱和车速分段稳定，故可利用均方值来建立目标函数。因此可建立如下的无量纲的被悬架最佳阻尼比优化设计目标函数： （2-14）式中，加权系数。把式（2-12）、（2-13）代入优化设计目标函数（2-14），可得 （2-15）对优化目标函数求的偏导数，即令，可求得基于舒适性和安全性的悬架最佳阻尼比。当车辆悬架的最佳阻尼比确定之后，就可以依据下式求解车辆悬架的最佳阻尼系数，即为悬架最佳匹配的减振器的阻尼系数。 （2-16）2.3 本章小结汽车悬架系统的最佳阻尼比决定着车辆悬架的工作特性，对车辆的行驶平顺性和安全性有重要的影响，也是设计悬架系统各组成部件以及减振器所依据的重要参数。因此本章论述了车辆行驶的平顺性和乘员乘坐舒适性的相关定义、影响因素以及评价方法，并在此基础上建立了简化的1/4汽车被动悬架系统模型，分析推导出被动悬架基于舒适性和安全性的最佳阻尼比的目标函数，进一步则能根据最佳阻尼比确定被动悬架最佳匹配的减振器的阻尼系数。3 越野车减振器的工作原理与特性参数确定3.1 越野车减振器的工作原理3.1.1 越野车减振器的结构选型图3.2 液压双筒式减振器1工作缸筒；2储油缸筒；3上油室；4活塞总成；5下油室；6底阀；7储油室图3.1 液压单筒式减振器1工作缸筒；2上油室；3活塞总成；4下油室；5浮动活塞；6充气室当前汽车减振器多为液压筒式减振器，根据其结构特点可分为单筒式和双筒式两大类，如图3.1和图3.2所示。单筒式减振器采用单筒单阀结构，利用一个浮动活塞将液压油和高压气体分开，其工作原理是利用油液流经活塞上的孔隙而产生节流阻尼力。而双筒式减振器采用双筒双阀结构，工作时利用油液流经活塞和底阀上的孔隙而产生阻尼力，储油筒起补充和储存油液的作用。双筒式减振器由于技术成熟、加工方便、制造成本低，当前在许多汽车上广泛应用。但双筒式减振器在复原行程中，特别是当活塞高速运动时，会出现储油室向下油室补油不及时的问题，从而导致减振器工作特性发生畸变，还会造成减振器冲击及噪声问题，不利于车辆行驶的安全性。液压单筒充气式减振器则能很好地解决这一问题，其下端设有充气室，一般填充有高压氮气。高压气体通过推动浮动活塞，能及时地消除减振器的工作空程，从而能有效抑制减振器的工作特性发生畸变，降低液压阻尼迟滞和减振器噪声，提高了液压油抗乳化能力，也提高了汽车行驶的安全性。虽然单筒充气式减振器结构简单，能提供较大的阻尼力，性能优于双筒式，但由于其对密封性有较高的要求，对零件的制造精度要求高，如此就需要较高的制造成本。故液压单筒充气式减振器主要用在重型车或经常在较差路况中行驶的车辆上。越野车中常用的减振器就为液压单筒充气式减振器，单筒充气式减振器由于增加了一个充气室，其工作缸筒的长度相应地也要增加。为了减小减振器工作缸筒的长度，通常会把单筒充气式减振器做成分体式结构，即把减振器的工作缸筒分为主缸筒和副缸筒两部分，中间用高压软管连接。图3.3 分体液压单筒充气式减振器1工作主缸筒；2缸筒连接环；3压缩阀；4活塞；5复原阀；6浮动活塞；7工作副缸筒；8高压软管图3.3中的活塞两端的压缩阀和复原阀采用弹性阀片叠加组合式结构，即把多片不同直径的环形弹性平薄阀片叠加在一起使用，这种阀片的结构形式广泛应用于越野车的减振器活塞阀设计中。原因是其易于通过调整来改变减振器的阻尼特性，具有很好的线性特性，且弹性平薄片能很好地安装在活塞上不会因制造尺寸的不一致性而影响到预载。3.1.2 越野车减振器的工作原理液压筒式减振器的基本工作原理是：当车身和悬架作往复相对运动时，减振器活塞在缸筒内往复移动，减振器缸筒内的油液便反复地从一个油室通过一些窄小的孔隙流入另一油室。此时，孔壁与油液间的摩擦以及液体分子内摩擦便形成对振动的阻尼力，使车身和悬架的振动能量转化为热能，从而被油液和减振器缸体吸收并散发到大气中15。越野车所用的分体液压单筒充气式减振器结构简图如图3.4所示，活塞总成中包括有复原阀2、常通节流孔4和压缩阀5，其工作原理可分为复原行程和压缩两个工作过程进行说明。图3.4 分体液压单筒充气式减振器结构简图1上油室；2复原阀；3活塞；4常通孔；5压缩阀；6下油室；7浮动活塞；8充气室（1）复原行程减振器处于复原行程时，活塞3向远离工作主缸筒底部的方向运动。此时上油室1的体积减小，上油室的油液受压缩，内部的油压增大；下油室6的体积增大，内部的油压减小。受上下油室油液压差的作用，油液的流向为：从上油室经活塞上的阀孔流入下油室。若活塞相对主缸筒的运动速度较小，即车辆在较好的路面上行驶，复原阀2上的压力未达到其开阀值，时油液经活塞上的常通节流孔4由上油室流入下油室，减振器的工作特性主要由油液流经常通节流孔时所产生的节流阻尼力决定。当车辆在较差的路面上行驶，此时减振器活塞相对主缸筒的运动速度较大，复原阀上的压力达到其开阀值，复原阀开启。此时油液从上油室流入下油室就有两个途径：流经常通节流孔以及复原阀孔，减振器的工作特性主要由油液流经常通节流孔和复原阀孔时所产生的节流阻尼力决定。（2）压缩行程减振器处于压缩行程时，活塞向靠近工作主缸筒底部的方向运动。此时上油室的体积增大，上油室的油压减小；下油室的体积减小，内部油液受压缩，下油室的油压增大。受上下油室油液压差的作用，油液的流向为：从下油室经活塞上的阀孔流入上油室。若活塞相对主缸筒的运动速度较小，即车辆在较好的路面上行驶，压缩阀5上的压力未达到其开阀值，此时油液经活塞上的常通节流孔由下油室流入上油室，减振器的阻尼力特性主要由油液流经常通节流孔时所产生的节流阻尼力决定。当车辆在较差的路面上行驶，此时减振器活塞相对主缸筒的运动速度较大，压缩阀上的压力达到其开阀值，压缩阀开启。此时油液从下油室流入上油室就有两个途径：流经常通节流孔和压缩阀孔，减振器的阻尼力特性主要由油液流经常通节流孔和复原阀孔时所产生的节流阻尼力决定。在复原和压缩行程中，充气室8中的高压气体都能起到平衡压差的作用，通过推动浮动活塞来改变充气室的体积，及时消除减振器的工作空程，抑制减振器的工作特性发生畸变。复原行程时副缸筒中的部分油夜经高压软管流入主缸筒，压缩行程时主缸筒中的部分油液经软管流入副缸筒。3.2 越野车减振器的特性参数确定 3.2.1 汽车减振器的特性参数减振器的性能参数一般通过示功图（阻尼力F活塞位移S）和速度特性曲线（阻尼力F活塞速度）来表示。a示功图 b速度特性曲线 图3.5 减振器特性曲线从图3.5中可以看出，示功图是表示减振器在复原与压缩行程中的阻尼力F与活塞位移S之间的关系曲线。横坐标为减振器活塞的位移，从最大压缩位置到最大复原位置；纵坐标为减振器阻尼力，向上为复原行程，向下为压缩行程。此特性需在专门的试验台上测试得到，试验时减振器的行程一般为100mm，每个振动频率与一个封闭曲线相对应。从这个图上可以直接得出复原行程和压缩行程中减振器的阻力值，也可以测量出全行程减振器所消耗的功（封闭曲线内的面积）。示功图曲线具有不对称性，在相同的位移下，复原阻尼力比压缩阻尼力大，因为复原行程时车身往上抬升，远离车轮，此时需要较大的复原阻尼力来尽快消除振动；而压缩行程，车身往下降低，靠近车轮，此时需要较小的压缩阻尼力，以利用悬架的弹性元件来缓冲振动。一般来说，复原阻尼力是压缩阻尼力的34倍，就平均力而言，减振器复原阻尼力和压缩阻尼力在特定速度下的值为： （3-1） （3-2）式中，特定速度下阻尼力转换系数； 减振器平均阻尼力，。转换系数（不对称性）随特定的减振器和工作速度变化很大，但0.50.6较为典型。-1表示纯压缩阻尼，0表示对称阻尼，1表示纯复原阻尼。一般来说，该系数是正的，表明减振器有较大的复原阻尼力。在乘用车上，悬架减振器的阻尼力特性可能具有较大的不对称性。而在越野车上，悬架减振器的阻尼非对称性很小，因为大的压缩阻尼能使驾驶员有更好的路感。还需要减振器的速度特性曲线来充分地反映减振器的特性，速度特性曲线是减振器阻尼力F与活塞运动速度之间的关系曲线。横坐标为减振器活塞的运动速度，纵坐标为减振器阻尼力，向上为复原行程，向下为压缩行程。从图3.5中可以看出，减振器的速度特性曲线由四段近似直线段组成，其中复原和压缩行程各占两段，各段直线的斜率即为减振器在运动过程中的阻尼系数。故速度特性曲线中的F与之间的关系可表示为： （3-3）式中，减振器的阻尼系数。为了提高减振器的使用寿命，减振器的阻尼阀通常设有初次开阀速度点和最大开阀速度点。图3.5中、分别为复原行程和压缩行程中速度特性曲线的转折点，即为减振器复原阀的开阀速度点，为减振器压缩阀的开阀速度点，减振器的开阀速度点主要由减振器阀片的厚度和预加载力决定，通常减振器复原阀的初次开阀速度点0.3m/s，而压缩阀初次开阀速度点0.10.3m/s。当车辆在较好的路面上行驶，减振器活塞的运动速度在达到初次开阀速度点之前，阻尼阀不开启，减振器的阻尼特性主要是由油液流经常通节流孔所产生的阻尼力决定。当减振器活塞的运动速度达到或超过初次开阀速度点时，减振器的阻尼阀打开，此时一部分油液流经常通节流孔，一部分油液流经阻尼阀孔以及开阀后所形成的环形缝隙。为减振器复原阀的最大开阀速度点，为减振器压缩阀的最大开阀速度点。当车辆在较差的路面上行驶，减振器活塞的运动速度达到最大开阀速度点，减振器的阻尼阀片与限位挡圈接触，使得阻尼阀片与活塞之间所形成的环形缝隙不再随活塞速度的增加而增加，形成了固定的节流缝隙。最大开阀速度点主要由阀片的厚度和限位挡圈所决定，通常减振器复原阀和压缩阀的最大开阀速度点1.0m/s。3.2.2 越野车减振器的特性参数本课题所设计的减振器，是以Jeep牧马人Sahara2011两门款的整车参数为设计依据，车辆参数如表3.1所示。表3.1 Jeep牧马人Sahara车辆参数参数项目车辆参数值长宽高（mm）422318731865轴距（mm）2425轮距：前/后（mm）1572/1573最小离地间隙（mm）259最小转弯半径（m）5.18最大涉水深度（mm）762通过角（ ）31.3整备质量（kg）1752满载质量（kg）1921最高车速（km/h）176（1）减振器复原行程的特性参数通过第2章中对1/4汽车悬架系统模型的分析和3.2中所述可得，当车辆悬架的最佳阻尼比确定之后，就可根据式（2-16）来求车辆悬架的最佳阻尼系数，即求得悬架最佳匹配的减振器的阻尼系数。而在实际的使用中，减振器的安装位置并不在车轮位置的正上方，而是有一定的安装角度（如图3.6所示）。图3.6 减振器的安装模型可得复原行程复原阀开阀前的减振器阻尼系数的计算公式为： （3-4）式中，悬架的最佳阻尼比；悬架的固有频率，对不同的车型按表3.2选取；1/4汽车悬架系统模型中的簧上质量；减振器的安装角度；为减振器的安装杠杆比，。表3.2 车辆悬架固有频率范围车辆类型轿车客车越野车货车/Hz1.01.51.21.81.32.01.52.0可进一步求得开阀前的复原阻尼力与活塞的运动速度之间的关系为： ，0 （3-5）根据3.2中所述，设复原行程中开阀前的速度特性直线的斜率与开阀后的速度特性直线的斜率的比值为，越野车更为强调的是道路的通过性，的取值一般在1.21.4范围。可有，。则可得开阀后的减振器阻尼力和活塞速度之间的关系为： ， （3-6）再代最大开阀速度点入式（3-6），可求得复原阀开阀后的阻尼系数为： （3-7）（2）减振器压缩行程的特性参数由前文的分析可得，为了提高车辆行驶的安全性和乘坐的舒适性，就要充分发挥减振器的减振效果。常使减振器压缩行程的阻尼系数小于复原行程时的阻尼系数，设，一般取，越野车值更大，一般在0.71范围。则可求得减振器压缩行程中开阀前、后的阻尼系数为： （3-8） （3-9）则可进一步求得减振器压缩行程中的速度特性方程为：，0 （3-10）， （3-11） （3）所设计的越野车减振器的速度特性曲线依据前文的分析，在综合考虑越野车行驶的平顺性和安全性、乘坐的舒适性和越野车悬架的最佳阻尼比的基础上，可得到如表3.2中所示的越野车减振器速度特性计算分析所涉及的参数。表3.3 越野车减振器速度特性计算涉及参数参数项目计算参数值悬架最佳阻尼比0.3固有频率（Hz）1.65减振器安装杠杆比i1安装角度（ ）101/4汽车簧上质量（kg）300速度特性曲线的斜率比1