汽车油气式减振器的设计.doc

汽车油气式减振器的设计1 引言在现有技术中，机动车前轮上使用的减振器由主减震部件、安装在主减震部件上的一只弹簧以及在主减震部件装配的副减震部件组成，这种结构的减振器在轻载荷或重载荷下减震效果较差，因而造成驾驶舒适性欠佳。本文所设计的前轮减振器在现有技术的基础上重新设计，采用多个变刚度弹簧柔性地依次受力，以及改变阻尼等办法，使车辆在各种载荷、各种路面上前轮跳动的频率和振幅得到有效的控制，在很短时间内衰减为平稳。另外，减振器的作用与弹簧的作用是不同的，弹簧的作用主要是缓冲来自道路不平整对车辆的冲击和震动干扰力，而减振器的作用是减小震动。当车辆在弹簧上震动时，减振器的作用力总是与运动的方向相反，起着阻止震动的作用。由于道路不平，车体在弹簧上就产生大振幅的自由震动，而震动的大小随着车辆运行的速度变化，在一定的速度范围内会发生共振，即车体的震动越来越大。有了减振器就能使震动很快衰减，阻止车辆共振的发生，并有效的减少车辆的震动。认为减振器可有可无，作用不大，没有它也翻不了车等的看法是片面的。大家知道，对客车来说运行的平稳性是一个很重要的问题。车辆震动太大，会使旅客感到不舒服，有的旅客会晕车，长途旅客容易疲劳。震动太大，还会加速车辆零部件的磨损和疲劳破坏，对弹簧和轴承的寿命都不利。因此，减振器成为提高车辆舒适度，保证安全性的重要部件之一。1.1减振器的现状目前，据中国汽车工业协会最新统计显示：2008年，销量排名前十位的品牌依次是捷达、桑塔纳、凯越、雅阁、卡罗拉、凯美瑞、QQ、F3、夏利和伊兰特，与上年同期相比，雅阁、卡罗拉和F3增长较为明显，捷达和QQ增速有所放缓，其它品牌需求呈一定下降。2008年，上述十个品牌共销售156.76万辆，占轿车销售总量的31%。，成为拉动全年汽车销售增长的主要动力。然而作为汽车工业发展基础的汽车零部件工业却不能与之很好的适应，其中一个重要的缺点就是可靠性，不能实现规模经济，不能很好的满足日益增长的市场需求，己经成为汽车工业发展的瓶颈。汽车减振器在汽车系统中占据了一个重要的位置，因而它的发展同时也反映了汽车工业的发展，它的质量已成为了衡量汽车工业发展水平的重要标志。汽车减振器性能的好坏直接影响到整车的行驶平稳、稳定性和安全性，其质量也反映了车辆的质量，是直接关系到车辆性能的关键部件。现在让我们看看世界的发展，在2005年初举行的北美国际汽车展上,德尔福向公众展示了部分用于2005年新款汽车及卡车上的最新技术。这些新技术其中就包括磁流变减振器。它可根据监测车身和车轮运动状况的传感器所输入的信息，对路况和驾驶环境作出实时响应,提供快速、平顺和连续可变的阻尼力，来减少车身振动并增加轮胎与各种路面之间的附着力。1.2减振器的发展世界上第一个有记载、比较简单的减振器是1897年由两个姓吉明的人发明的。他们把橡胶块与叶片弹簧的端部相连，当悬架被完全压缩时，橡胶减震块就碰到连接在汽车大梁上的一个螺栓，产生止动。这种减振器在很多现代汽车悬架上仍有使用，但其减震效果很小。1898年，第一个实用的减振器由一个法国人特鲁芬特研制成功并被安装到摩托赛车2-4上。该车的前叉悬置于弹簧上，同时与一个摩擦阻尼件相连，以防止摩托车的振颤。1899年，美国汽车爱好者爱德华特哈德福特在法国举行的一次摩托车马拉松比赛中看到特鲁芬特取得胜利后的摩托车，立即意识到这种摩擦阻尼件可以应用到汽车上。于是，哈德福特和特鲁芬特联合，在第二年制成了特鲁芬特摩托阻尼件的变形结构，并把它装到哈德福特的乌兹莫别汽车上。它是一副用铰链连接在一起的杠杆，该汽车上的第一个减振器在铰接轴处装有橡胶垫，一个杠杆臂与车架连接，而另一个用螺栓与叶片弹簧连接。螺栓安装在铰链接点，能够通过调节螺栓连接的松紧度来改变摩擦阻力的大小，从而得到所需要的缓冲程度。因此他们设计的部件不仅仅是第一个汽车缓冲器，而且也是第一个“可调”减振器5-7。哈特福特把装有这种减振器的汽车回到美国后不久，在新泽西州的泽西城开办了一个哈特福特悬架公司。随后，该减振器与前轮螺旋弹簧一起被安装到1906年生产的布鲁舒小型轻便汽车上。从此以后，减振器的结构发展经历了以下几种发展形式：加布里埃尔减振器它是由固定在汽车大梁上的罩壳和装在其里面的涡旋形钢带组成，钢带通过一个弹簧保持其张力，钢带的外端与车桥轴端连接，以限制由振动引起的弹跳量。平衡弹簧式减振器这是加到叶片弹簧上的一种辅助螺旋弹簧。由于每一个弹簧都有不同的谐振频率，它们趋向于抵消各自的振颤，但同时也增大了悬架的刚性，所以很快就停止了使用。空气弹簧减振器空气弹簧不仅兼有弹簧和吸振的作用，而且常常可省去金属弹簧。第一个空气弹簧减振器是1909年由英国考温汽车工厂研制成功的。它是一个圆柱形的空气筒，利用打气筒可以把空气经外壳上部的气阀注满空气筒，空气筒的下半部分容纳一个由橡胶和帘布制成的膜片。因为它被空气所包围，所以其工作原理与充气轮胎相似。它的主要缺点是常常泄漏空气。后来，由固特异研制成的空气弹簧被应用在一些林肯牌汽车上。这种空气弹簧部件比普通的弹簧减振器和液压减振器要昂贵。液压减振器第一个实用的液压减振器是1908年由法国人霍迪立设计的。液压减振器的原理是迫使液流通过小孔产生阻尼作用。通常的筒式减振器是由一个与汽车底盘固定的带有节流小孔的活塞和一个与悬架或车桥固定的圆柱形贮液筒组成。当悬架上下颠簸时，迫使油通过活塞小孔，引起阻尼叶片弹簧回调而产生作用。单向阀能使不同小孔用来控制悬架的颠簸和回跳，因此也被称作双作用减振器。最近的设计方法是在贮液筒的一端增加一个可以压缩空气的小室，用来缓冲阻尼作用。门罗在1933年为赫德森制造的汽车装用了第一个采用原始液压减振器的汽车。到了20世纪30年代末，双作用减振器在美国生产的汽车上被普遍采用。到了20世纪60年代，欧洲采用的杠杆式液压减振器占了优势，这种减振器与哈德福特的摩擦式减震原理相似，但使用的是液流而不是摩擦缓冲衬垫。麦弗逊支柱式减振器随着前轮驱动汽车的出现，20世纪70年代以来，制造商开始采用麦弗逊式减振器。这种减振器是20世纪60年代通用公司麦弗逊工程师研制成功的。他把螺旋弹簧、液压减振器和上悬架臂杆组成一个紧凑的部件。其主要优点是体积小，适合前轮驱动汽车，可在与变速器组成一体的驱动桥上应用。另外，有一种电子控制减振器8-10，能根据道路状况、车速和驱动形式自动调节悬架软、中、硬3种刚度。该减振器通过在汽车保险杠下方装有一个带声纳的测量部件监测路面状况，把测得的数据输入处理单元，然后调节减振器中的按键，以改变液流通道的尺寸。2设计任务说明书 减振器是为加速车架和车身震动的衰减，以改善汽车的行驶平稳性，在大多数汽车的悬架系统内都装有减振器。减振器和弹性元件是并联安装的。2.1 设计要求减振器的设计必须能达到以下几个方面的要求。2.1.1提高减振器的减震性能利用气体的可压缩性，提高减振器的减震幅度和减震特性，设计出适合于当今车型的减振器，其结构可靠，结构简单，适合所选车的减震性能。2.1.2强度要好，寿命要长所设计的机械转向器必须保证足够的强度和寿命。一方面从设计上保证强度，另一方面要从材料和零件加工及热处理上保证达到设计要求。这就要求提高设计水平和提高工艺水平，使我们设计和生产的减振器的水平得到提高。2.1.3安装方便可靠在减振器的设计中，必须考虑安装方便和可靠。一是装拆容易，包括每个固定螺栓都容易装卸；二是减振器本身安全性高，特别是要使其工作行程准确；三是必须考虑与其连接的其它结构件，如活塞、活塞杆、密封圈、等。2.1.4成本低在设计此类减振器时，必须充分考虑制造的成本。应通过对结构的合理选型，结合生产厂家的设备条件和工艺水平把制造成本控制的尽量低，这样才可能保证生产厂家的效益。2.1.5系列化设计在设计此类减振器产品时，从一开始就要立足于系列化设计，把产品的性能定位，提高产品的标准化和通用化程度，以利厂家组织生产提高效益。2.2 减振器的结构类型减振器大体上可以分为两大类11：即摩檫式减振器和液力减振器。其中液力减振器又可以有两种结构型式：一是摇臂式，一是筒式。筒式减振器最常用的三种结构型式包括：双筒式、单筒充气式和双筒充气式。2.2.1双筒式液力减振器图1 双筒式液力减振器1防尘罩 2油封 3回流孔活塞杆 4导向座 5活塞杆 6活塞 7工作缸筒 8贮油缸筒 9底阀座双筒式液力减振器的工作原理图1 双筒式液力减振器所示。其中A为工作腔，C为补偿腔，两腔之间通过阀系连通，当汽车车轮上下跳动时，带动活塞6在工作腔A中上下移动，迫使减振器液流过相应阀体上的阻尼孔，将动能转变为热能耗散掉。车轮向上跳动即悬架压缩时，活塞6向下运动，油液通过阀进入工作腔上腔，但是由于活塞杆5占据了一部分体积，必须有部分油液流经阀进入补偿腔C；当车轮向下跳动即悬架伸张时，活塞6向上运动，工作腔A中的压力升高，油液经阀流入下腔，提供大部分伸张阻尼力，还有一部分油液经过活塞杆与导向座间的缝隙由回流孔3进入补偿阀，同样由于活塞杆所占据的体积，当活塞向上运动时，必定有部分油液经阀流入工作腔下腔。减振器工作过过程中产生的热量靠贮油缸筒8散发。减振器的工作温度可高达120，有时甚至可达200。为了提供温度升高后油液膨胀的空间，减振器的油液不能加得太满，但一般在补偿腔中油液高度应达到缸筒长度的一半，以防止低温或减振器倾斜的情况下，在极限伸张位置时空气经油封2进入补偿阀甚至经阀吸入工作腔，造成油液乳化，影响减振器的工作性能。2.2.2单筒充气式液力减振器图2 单筒充气式液力减振器的工作原理1,9吊环 2活塞杆 3油封 4伸张阀 5活塞 6工作腔 7浮动活塞 8补偿腔 10-压缩阀 11工作缸筒单筒充气式液力减振器的工作原理如图2所示。其中浮动活塞7将油液和气体分开并且将缸筒内的容积分成工作腔6和补偿腔8两部分。当车轮下落即悬架伸张时，活塞杆2带动活塞5下移，压迫油液经过伸张阀4从工作腔下腔流入上腔。此时，补偿腔8中的气体推动活塞3下移以补偿活塞杆抽出造成的容积减小；车轮上跳时，活塞5向上运动，油液通过压缩阀10由上腔流入下腔，同时浮动活塞向上移动以补偿活塞杆在油液中的体积变化。与前述的双筒式减振器相比，单筒充气式减振器具有以下优点：1.工作缸筒11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，油夜不会乳化，保证了小振幅高频震动时的减振效果。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.为保证气体秘封，要求制造精度高。2.成本高。3.轴向尺寸相对较大。由于气体压力的作用，活塞杆上大约承受190250N的推出力，当工作温度为100时，这一值惠高达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。2.2.3双筒充气式减振器双筒充气式减振器（麦克弗逊悬架）的基本构造、尺寸等与双筒式减振器一样，所不同的只是在工作缸筒2与贮油缸筒3之间充以低压（约为0.4MPa）气体。由于气压低，将活塞向外推出的力就很小。双筒充气式减振器的优点有：1.在小振幅时阀的响应也比较敏感；2.改善了坏路上的阻尼特性；3.提高了行驶平顺性；4.气压损失时，仍可发挥减振功能；5.与单筒充气式减振器相比，占用轴向尺寸小，由于没有浮动活塞，摩檫也较小。2.3 油气减振器设计方案分析 油气减振器由活塞、活塞杆、缸筒、浮动活塞、密封环共同形成的，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成。 油气式减振器的优点是：.工作缸筒直接暴露在空气中，冷却效果好。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。在充气压力作用下，油夜不会乳化，保证了小振幅高频震动时的减振效果。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。油气式减振器的主要缺点：为保证气体秘封，要求制造精度高。制造成本高。3设计计算说明书 3.1 减振器的计算载荷的确定 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。 = （3.1） 式中：为卸荷速度，一般为0.15-0.30m/s选取=0.2m/s；A为车身振幅，取40mm；为悬架振动固有频率。已知伸张行程时的阻尼系数=11875，在伸张行程的最大卸荷力=118750.2=2375(N)。3.2 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。计算工作缸的直径D为 （3.2）式中，p为工作缸最大允许压力，取3-4Mpa,选取4Mpa；为连杆直径与缸筒直径的比值，双筒式减振器取=0.40-0.50，单筒式减振器取=0.30-0.35。因为所设计为单筒式充气减振器，所以选取=0.35，由此可以得出工作缸的直径=40mm，已知连杆直径与缸筒直径之比=0.35，由此可以得出连杆直径d=14。减振器的工作缸直径D有20mm、30mm、40mm、45mm、50mm、65mm等几种。选取时应按标准选取，详见QC/T491-1999汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件筒直径D=（1.35-1.50）D=40mm,壁厚取为2mm,材料可选20钢12。3.3 活塞杆直径d确定活塞杆直径d，通常应先满足液压缸的速度比的要求，然后再校核其结构强度和稳定性。若速比为，则=40*0.35=14(mm)3.4 缸筒长度L液压缸的缸筒长度L由最大工作行程决定，缸筒的长度一般最好不超过其内径的20倍。3.5 最小导向长度H 当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中心到导向套滑动面中心点的距离称为最小导向长度和H。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。对于一般液压缸，其最小导向长度应满足=32.7 mm式中，L为液压缸最大工作行程；D为缸筒内径。一般，在D80mm时取导向套滑动面的长度 ，在D80mm时取；活塞宽度则取。为保证最小导向长度，过分增大和都是不适合的，最好在保证导向套与活塞之间装一隔套，隔套宽度由所需的最小导向长度决定，即 （3.3）采用隔套不仅能保证最小导向长度，还可以改变导向套及活塞的通用性。3.6 复原行程工作原理及计算以一种油气式减振器为例，这种阀结构型式在许多车型上的减振器中被广泛采用。其活塞阀分总成一般由8种零件构成，图3是这种活塞阀分总成的结构简图。图3 活塞阀分总成活塞阀保持架，定位套与活塞一起决定了活塞阀弹簧，活塞阀阀体，活塞阀阀片安装空间的大小，通过改变定位套的长短可以改变其安装空间的大小，从而调节流通阀的开度，以保证减振油顺利通过流通阀。通过改变活塞阀阀片的数量及改变活塞阀阀体环槽的高差可以达到不同的复原阻尼力要求，从而满足多种液压减振器对阻尼值的不同要求。液压减振器的阻尼力随着活塞运动速度(相对于工作缸)的变化而变化，我们把活塞运动速度分为低速点(0.1 m/s )、中速点(0.3m/s, 0.52m/s, 0.6m/s)和高速点(l.0m/s, 1.5m/s)。液压减振器的外特性具有非线性的变化趋势，一般采用分段设计的方法，分别对减振器的低速特性、中速特性和高速特性进行设计，以满足减振器在不同速度点下对阻尼力的要求。活塞在低速运动时，阻尼力相对较小，其复原阻力的大小通常采用开设常通孔的方法来达到，常通孔的开设方法通常有两种：一种是直接在活塞的油线上压制一些小的凹坑来产生常通孔，另一种方法是采用有缺口的常通孔阀片来产生常通孔；活塞在中速运动时，活塞阀阀片由于受到工作缸上腔高压油的作用而产生弹性变形，这时复原限力的大小主要由活塞阀阀片内圈弹性变形来实现的；活塞在高速运动时，复原阻力进一步增大，活塞阀阀片在高压油的作用下，其变形量也进一步增加，减振油的通流面积也在不断加大，但其最大值受到活塞阀阀体上通油孔面积的限制。运动时活塞向下运动，由于上腔有活塞杆，其空间比下油腔小，所以有一部分液压油留在下腔，作为动力压迫浮动活塞向下运动，由于下腔的气体的压力小，振动开始时，减振器减震就比其它类型的减振器有效果；浮动活塞向下运动，使下腔的氮气压缩。复原行程时，由气体的特性可知，活塞的速度受气体的影响，不会很快的反映，降低了车身的震动频率，我们根据不同速度点下复原阻力的设定值，可以计算出在不同复原阻尼力值下活塞的运动速度，从而为设计活塞阀分总成各零件的结构参数提供依据，图4和图5是该种减振器的示功图和速度特性曲线图。图4 减振器的示功图图5 速度特性曲线根据流体力学，在高压油的作用下，活塞阀分总成产生的复原阻力可由下式确定。 =S (3.4)复原阻力(N)；工作缸上腔与工作缸下腔的压力差(N/m)：S复原行程时活塞阀分总成的受压面积() ；活塞阀分总成受压面积为：- （3.5）D工作缸筒内经(m)；D活塞杆直经(m)；流量与压力差有如下的关系：=() (3.6)工作缸上腔进入工作缸下腔的流量(/s) ；减振油密度(kg/)；C流量系数(0.7) ；复原阀通流面积() ；单位时间内，由工作缸上腔流入工作缸下腔的减振油流量为：=SV (3.7)V活塞运动速度(m/s) ；将式(2.2),(2.3), (2.4)代入式(2.1)便可以得到复原行程时复原阀通流面积的计算公式：= （3.8）现将减振器的具体参数代入式(3.7)就可以得到复原行程时，在不同的速度点下，达到要求的复原阻尼力值所需要的通流面积。表1 理论复原阻力值和通流面积活塞速度（m/s） 0.1 0.3 0.6 1.0复原阻力（N） 196 490 833 1400通流面积（mm） 1.3540 2.5691 3.9406 5.066根据表1的计算结果，可以初步确定活塞阀分总成中各零件的结构参数，如常通孔的大小及数量，活塞阀的尺寸，活塞阀阀体上通流孔的大小及数量等。表1是复原阀分总成的理论通流面积，由于内泄漏的存在、制造偏差及材质的不均匀性等因素，理论流通面积与实际情况有所出入。即实际应用中应考虑到这些情况的影响，对具体数据应进行修正13。3.7 压缩行程工作原理图6所示上下腔的隔离装置。其中，与缸壁进行密封的是V型密封圈，能有效的隔离减振器油和下腔氮气的连接，使上下腔各自工作。在力作用在减振器杆时，首先下腔的氮气受到力的压迫，被压缩。浮动活塞下移开始运动的是活塞开始下移，上腔的液压油的压缩比小，几乎不能被压缩，带动活塞和活塞杆下移，活塞上下空间的容积不同（一边有活塞杆，一边没有），有一部分液压油多出用来填充下腔氮气的容积。活塞在中速运动时，浮动活塞由于受到工作缸下腔高压氮气的作用而产生压缩变形，因此其压缩阻力的大小主要是由活塞阀的弹性变形来实现的。活塞在高速运动时，其压缩阻力的大小受到浮动活塞的限制。图6 浮动活塞的结构图活塞在中速及高速运动时，浮动活塞下腔因受到工作缸下腔高压油液的作用而使氮气压缩，使浮动活塞下移，这时减振油除少部分流经常通孔以外，大部分减振油占用氮气所拥有的容积，。压缩行程时活塞向下运动移近工作缸，随着活塞的运动，连杆不断从工作缸以外向工作缸内移动，在工作缸上腔形成环形空间。工作缸下腔的减振油通过流通阀首先补充到工作缸上腔，使工作缸上腔充满减振油，由于工作缸下腔的减振油不能完全被工作缸上腔所容纳，多余部分的减振油就通过底阀分总成进入贮液筒。但如果压缩行程时，减振油不能首先充满工作缸上腔，就会在工作缸上腔形成“空穴”，从而在复原行程时产生外特性空程性畸变。 悬架减振器的注油量最下限应保证活塞在复原行程的最大位置时，工作缸内充满减振油；注油量的最上限不能超过活塞在压缩行程最低位置时，工作缸与贮液筒所能容纳的极限油量。当然减振器注油量的最终确定还要到考虑到散热、热衰减率等其它因素的影响。 压缩行程时，根据不同速度点下压缩阻力的设定值，可以计算出在不同压缩阻力值下底阀分总成的通流面积，底阀分总成产生的压缩阻力可由下式确定 =x S (3.9) 压缩阻力(N)； 工作缸下腔与储油腔的压力差(N/m) ； S压缩行程时浮动活塞受压面积()；底阀分总成受压面积为：S=/4 （3.10）3.8 油气式减振器的密封油气减振器的密封装置14，在有保养的条件下，长期使用时油液不应渗漏。另外，它应有较小的摩檫及简单的结构。油气减振器的密封的特点及是密封表面相对位移有较大的速度，可以达到1.0-1.5米/秒（一般液压部件密封表面的旋转往复运动的速度部大于0.1-0.15米/秒）。缺乏可靠的油封及是限制油气减振器在汽车上应用的原因之一。有大量的著作阐述密封问题。在航空业中，对它特别注意。密封元件是矩形的、圆形的、十字形的及其它形状断面的环，和U型T型及V型断面的皮碗。环的材料大多采用橡胶，少数采用朔料或朔料与橡胶。密封可由一个或数个密封元件组成。随着密封元件的数量及其高度的增加，其摩檫力几乎成比例的增长。在众所周知一些油气减振器中，基本上采用橡胶密封。在雪铁龙汽车上采用橡胶皮碗，在列图尔诺韦斯汀豪斯飞机公司采用矩形断面的橡胶环。在别拉斯自卸车上采用氟塑料皮碗加上橡胶隔圈。矩形截面的环有下列尺寸：宽度=36毫米；高度58毫米。在动密封处不采用方断面环，因为在摩檫力的作用下，会在槽中旋转或扭转。密封环安装时应有0.10.2O毫米的径向过盈。图7展示一些表明各种因素对密封环工作性能指标影响的曲线图。这些曲线图是根据在75毫米缸径中进行密封试验的结果所作出。密封环的材料是丁晴胶做成的橡胶，其硬度为肖氏硬度60、70及90度。密封环的断面为5*6.5毫米。由所示曲线可以得出这样的结论，当活塞与缸筒之间的间隙较小时，摩檫力正在于密封环的宽度。当压力为70大气压时，密封环的寿命已经不大了。与矩形断面的环相比，圆断面的橡胶环较小的磨损，以及产生较小的摩檫力。这可以由下列的结构特点来说明。1. 在圆断面环上没有破坏接触面上油膜的尖边。2. 圆断面环挤入密封间隙较小。3. 圆断面环有较小的密封带宽度。4. 在开始运动时，环被转动，这可以减少摩檫并改善润滑。（a）（b）(c)图7 各种因素对矩形断面橡胶工作指标的影响（a）环挤入到间隙中；(b)环摩擦力Ptp与间隙和工作压力的关系；（c）活塞往复次数hn与工作压力的关系；（d）摩擦力与环的宽度的关系；（e）摩擦系数与工作压力的关系；1橡胶硬度为肖氏硬度60度；2橡胶硬度为肖氏硬度75度；3橡胶硬度为肖氏硬度90度排挤了其它形式的弹性密封件。圆断面环接触表面的宽度可近似地由下式确定。式中横断面的直径；当安装在密封装置中时，环的径向相对压缩量；安装在密封装置中，变形后环的高度。为了防止密封环挤入到间隙中，有时候装设由皮革或塑料（碗）做成挡圈。当压力为70大气压或更高时，推荐装置挡圈。分析各种橡胶环式及特种皮碗式的密封表明，直径为20-80毫米的油气弹簧的密封表面，其密封带的宽度应当是12毫米。在高尔基工学院曾进行了汽车油气弹簧的密封试验，其杆筒直径为20及80毫米。小直径的弹簧是在较大的杆筒行程及较大循环次数下进行试验的。图8 油气弹簧的密封1杆筒；2缸筒；3衬套；4上橡胶环；5挡圈；6下橡胶环；7软的棉织物填料；8压环；9螺母在图8中展示了一般的密封形式，它是由两个圆断面的橡胶密封环4及5，挡圈，软的棉织物填料7组成。软的填料在装配时用压环8借助于螺母9压紧。密封环及挡圈装在青铜衬套8上。通过上密封环所渗透出来的油液，进入回路，可靠地润滑其表面。挡圈是由皮革制成的，防止上密封环挤入衬套与杆筒之间的间隙中。下密封环不承受压力，用以防止油液渗漏到外面。浸有滑脂的软的棉织物填料，保证可靠的润滑下密封环，这在密封开始工作的时候特别重要。密封装置工作在镀鉻的杆筒表面上。杆筒的表面光洁度为10。密封环由橡胶NP1070BTyK2258制成。环的硬度为TM7585度。试验时用AMT10油液。密封环安装在槽中，槽的尺寸的公差及过盈按T.MBamta教授的推荐。经过1千万次加载循环后，密封装置在完全没有油液从活塞与缸筒之间渗漏出来的情况下保持了工作能力，并且在试验过程中没有进行任何保养。试验了六套这种结构的密封装置。四套是在压力（在活塞最低位置时）为70大气压下进行试验，两套在压力为130大气压。按照两个指标进行密封状态的评价；油液进入回路的流量；没有油液从杆筒与缸筒之间渗漏出来。图9 油液流入回路的流量与加载循环次数的关系1P=70123大气压；2P=180228大气压油液的渗漏就证明了油气减振器密封工作的突破。在图9中提供了油液流入回路的流量的曲线图。在经过20万次加载循环后，个别情况下经过60万次循环后，开始有油液渗漏流入回路。流入回路的流量渐次增长直到1百万次加载循环，之后流量与循环次数成正比例的增加（当压力在70123大气压范围）。当压力更高的时候（130228大气压），由6百万次循环开始，流入回路的油液流量渐次增长，这是由于密封环逐渐破坏。但是有两例在1千万次循环后，仍未破坏正常工作。直径为20毫米的密封装置，当减振器中的油压70120大气压时，其干摩檫为78公斤。在直径为80毫米的类似结构的密封装置上，当油压在70120大气压时，其干摩檫为3540公斤。对于客车来说，为了提高密封装置的可靠性及寿命，推荐在回路之前，装设三个橡胶密封环，每一个装在单独的槽中。根据试验资料不适用氟塑料密封装置上，因为它要求周期性的涨紧，此外还会在活塞的镀铬表面上形成纵向的磨痕。这是由于这种油封需要较大的力夹紧以及氟有集中并保持各种硬颗粒在其表面上的性质所致。但是在别拉斯的大载重量及特大载重量汽车的油气悬架中，成功地应用了具有橡胶隔环的氟塑料油封。氟塑料油封与悬架缸筒的静摩檫力当油封过盈为1.41.7毫米，密封表面光洁度为7时为9251000公斤。在这种情况下的动摩檫力降至380585公斤。随着缸筒表面光洁度提高到10，静摩檫力和动摩檫力相应降到545845及195305公斤。4使用说明书 车辆的行驶安全性与乘用舒适性对悬架系统的要求是相互矛盾的。车辆要获得良好的行驶安全性，就需要匹配较硬的悬架系统，要求有较高的阻尼力，以便获得良好的路面附着力。而车辆要得到良好的乘用舒适性，则要求匹配较软的悬架系统，这时要求的悬架阻尼力较低，以便充分缓和路面的激励，从而保证乘员的舒适性。悬架系统的设计就是对这些基本功能的折衷考虑，在充分保证车辆行驶安全性的基础上，尽可能地提高行驶舒适性15。 车辆对悬架系统在复原行程和压缩行程时有不同的阻尼力要求，在复原行程时，要求有较大的阻尼力以便迅速衰减车辆的振动，在压缩行程时，要求的阻尼力较小以尽量缓和路面的冲击，这就使得减振器的外特性具有“非对称性”的特点。 液压减振器最基本的性能是阻力与速度的关系，常见的阻力与速度的关系可用下面的表达式来说明。 P=C (4.1) P减振器产生的阻尼力(N)； V减振器的工作速度(m/s) ； N减振器的阻尼特性指数； C减振器的阻尼系数(N.s/m)； 对于液体阻尼的减振器，常见的阻尼类型有三种：即亚粘性阻尼、粘性阻尼和液压阻尼，阻尼特性指数n分别取1/2, 1和2。当nl时，阻力速度特性曲线呈斜率递增性。当n=1时，阻尼力与速度呈线性关系，称为线性阻尼特性。液压减振器的外特性与形成阻尼力的液压机构即节流孔和工作阀的结构及控制形式以及减振液的粘度等有关。阻尼系数C大的减振器，其阻尼力也较大。因此，阻尼系数是反映减振器衰减振动的能力的主要指标之一。复原行程时的阻尼系数与压缩行程时的阻尼系数的一般关系为： Cy =(0.25-0.50) (4. 2) 减振器的复原行程阻尼系数(N.s/m)； 减振器的压缩行程阻尼系数(N.s/m)； 减振器的线性平均阻尼系数C定义为： C=(+)/2 (4. 3) 悬架系统的振动衰减不仅与减振器的阻尼系数C值的大小有关，同时也与悬架系统的参量(悬架质量Ms,悬架刚度K)的相对大小有关，这三个参量对于悬架振动的影响，我们可以用相对阻尼系数来说明，下式表明了它们之间的关系。 = (4.4) 悬架相对阻尼系数。= 0时，无阻尼作用，振动将持续不止； 1时，产生周期运动；1时，产生非周期运动。式(4.4)适用于非独立悬架，且减振器安装在车轮的正上方情况。考虑减振器的安装角及杠杆比的影响，式(4.4)应作如下修改：= （4.5）减振器的安装角；i减振器的安装杠杆比。悬架相对阻尼系数是评定振动衰减快慢程度的物理量，其物理意义在于指出减振器的阻尼作用在与不同悬架刚度和不同悬架质量的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。压缩行程时的相对阻尼系数，与复原行程时的相对阻尼系数有如下的关系：=(0.250.50) (4.6)在不同的悬架结构型式及不同的使用条件下，满足平顺性要求的相对阻尼系数少的大小应有所不同。由式(2.15)可以知道：C=将悬架的固有频率,代入上式得到：C=悬架的相对阻尼系数与减振器的阻尼系数C是既有区别又有联系的两个性能参数。相对阻尼系数反映的是车辆对悬架阻尼的合理匹配需求，而阻尼系数反映了减振器本身的阻尼能力强、弱或“硬”、“软”。车辆在不同的频区激励下，不同的阻尼特性时，车辆动态响应有完全不同的整体效果。悬架减振器的外特性不能是线性的，而应该是非线性的，这样才能满足车辆对于悬架阻尼的匹配要求。实际减振器的外特性应呈现非线性、非对称、渐增的变化趋势，即在减振器的复原行程和压缩行程，阻尼系数都是变量。上面的计算中得到的是一个线性的相对阻尼系数和线性的阻尼系数C,因此在设计计算中就需要解决一个线性阻尼系数如何合理地等效实际减振器的非线性特性的问题，称这个线性阻尼系数为等效线性阻尼系数。这样就可以在等效线性阻尼系数和分段线性特征参数的基础上解决减振器非线性外特性的规律化和量化问题。减振器示功图的封闭面积实际上就是减振器在一个谐波周期所吸收的能量，对于一个具有线性外特性的减振器，在一个给定的谐波周期所吸收的能量为：E= (4.7)对于一个具有非线性特性的液压减振器，其等效线性阻尼系数，可由（4.8）式解出： = (4.8) E减振器在一个谐波周期所吸收的能量； A减振器振动的振幅； 振动的角频率； 振动中达到的最大速度； 线性减振器的阻尼系数； 非线性减振器的等效线性阻尼系数。由式(4.8)可以看出，等效线性阻尼系数与非线性减振器的行程和速度有关。等效线性阻尼系数的引入解决了非线性减振器用等效方法与线性系统的计算相衔接的问题。实际减振器外特性的非线性与悬架线性系统在减振器外特性的等效线性和分段线性的基础上统一起来。减振器的外特性须依据路面不同的激励频区进行非线性设计，以或软、或硬的阻尼力适应不同频区的匹配阻尼需要。进行减振器的分段线性设计，首先要解决的问题是分段点的选择：悬架系统在车身共振区(13Hz)要求有较大的阻尼力，而在两共振峰之间(38Hz)要求有较小的阻尼力，在车轮共振区(820Hz)又要求有较大的阻尼力，因此减振器各段的阻尼系数一般呈现较大、较小、又较大的趋势，最优阻尼可以分为三级来实现。合理地选择减振器的开阀速度和最大开阀速度就可以兼顾平顺性和接地性对阻尼力的要求。即将减振器的速度特性分为开阀前，开阀后和开阀到最大三段，并认为每一段的特性是线性关系，这样通过分段线性特性线上的几个点，就可以描绘出分段线性特性规律并进行量化分析。减振器的开阀点和最大开阀点应选择在车身共振区和车轮共振区。图12是减振器的分段线性特性示意图9。开阀点和最大开阀点的振动速度和、，可以通过图11中的a。 b两点的振动频率和计算出来： = (4.9) = (4.10) 开阀速度(m/s) ； 最大开阀速度(m/s) ； 车身共振区a点的频率(Hz) ； 车轮共振区b点的频率(Hz) ； 悬架动行程(m)； 速度修正系数(0.10.3)；5标准化审查报告（BS） 5.1产品图样的审查汽车油气式减振器的设计基本完成，现具备全套图纸和一线基本数据，根据有关规定，对其