轿车减振器的设计讲解

1、轿车减震器的设计摘要本文设计出适用于中国一般城市道路使用的双作用筒式减振器。首先，根据轿车的 质量算出减振器的阻尼系数，确定缸体结构参数，然后建立流体力学模型，先选定一条 理想的减振器标准阻尼特性曲线，然后利用逼近理想阻尼特性曲线的方法，进行各阀、 系的设计计算；在此基础上，设计出整个减震器，并对主要部件的强度进行了校核。关键词 ：双作用筒式减振器；流体力学模型；理想特性曲线；强度校核目录1. 绪论 11.1 本课题设计的目的及意义 11.2 减振器国内外是发展状况 11.3 设计的主要研究内容 22. 减震器阻尼值计算和机械结构设计 22.1 相对阻尼系数和阻尼系数的确定 22.1.1 悬架

2、弹性特性的选择 22.1.2 相对阻尼系数的选择 32.1.3 减振器阻尼系数的确定 52.2 最大卸荷力的确定 52.3 缸筒的设计计算 62.4 活塞杆的设计计算 62.5 导向座宽度和活塞宽度的设计计算 62.6 小结 73. 减震器其他部件的设计 73.1 固定连接的结构形式 73.2 减震器油封设计 83.3 O 型橡胶密封圈 93.4 锥形弹簧 93.5 弹簧片和减振器油的选择 103.5.1 弹簧片的选择 103.5.2 减振器油的选择 103.6 小结 104. 减震器阀系设计 114.1 减震器各阀系流体力学模型的建立 114.1.1 伸张行程流体力学模型的建立 114.1.

3、2 压缩行程流体力学模型的建立 13轿车减震器本科毕业设计4.2 各阀系模型的建立 . 154.2.1 伸张阀模型的建立 . 154.2.2. 流通阀模型的建立 164.2.3 压缩阀模型的建立 . 174.2.4 补偿阀的力学模型 . 184.3 减震器阻尼阀阀片的挠曲变形模型 194.4 阀系的设计 204.4.1 阻尼阀的开启程度对减震器特性的影响 . 204.4.2 减震器的理想特性曲线的确定 . 214.4.3 阀系各结构参数的确定 . 23284.5 小结 285活塞杆的强度校核 . 5.1 强度校核 285.2 稳定性的校核 29轿车减振器的设计1. 绪论1.1 本课题设计的目的

4、及意义减震器是安装在车体与负重轮之间的一个阻尼元件， 其作用是衰减车体的振动并阻止共振情况下车体振幅的无限增大， 能减小车体振动的振幅和振动次数， 因而能延长弹性元件的疲劳寿命和提高人乘车的舒适性 1 。长期以来，人们对汽车的平顺性一直都在研究，在技术上也有重大的改进革。减震器是改善汽车平顺性的最好途径。 一个好的减震器能够使车的寿命增长， 驾驶员操纵轻便，乘员更加舒服。1.2 减振器国内外是发展状况为加速车身振动的衰减， 改善汽车行使平顺性， 大多数轿车的悬架内都装有减震器。 减震 器和弹性元件是并联安装的。 其中采用最广泛的是液力减震器， 又称筒式液力减振器， 现简称 为筒式减振器。 根据

5、结构形式不同， 减振器分为摇臂式和筒式两种。 而筒式减震器工作压力仅 在 2.5 5MPa，但是它的工作性能稳定而在现代的汽车上得道广泛的应用。 又可以分为单筒式、 双筒式和充气筒式三种 3 。减震器的阻尼力越大，振动消除得越快，但却使并联的弹性元件 的作用不能充分发挥； 还可能导致连接件及车架损坏。 通常为了保证伸张过程内产生的阻尼力 比压缩行程内产生的阻尼力大得多， 所以伸张阀弹簧刚度和预紧力比压缩阀大； 在同样油压力 作用下，伸张阀及相应的通常缝隙的同道截面积总和小于压缩阀及相应的通常缝隙的通常截面 积总和。 这样也保证了悬架在压缩行程内， 减震器的阻尼力较小， 以便充分利用弹性元件的弹

6、 性来缓和冲击；在伸张行程内，减震器的阻尼力应较大，以求迅速减振 2 。汽车悬架系统中广泛采用的液力减震器。液力减震器的作用原理是，当车架与车身作往复 相对运动时， 减震器中的活塞在缸筒内也是往复运动， 于是减震器壳体内的油液便反复地从一 个内腔通过一些窄小的空隙流入另一内腔。 此时，孔壁与油液间的摩擦及液体分子内摩擦便形 成对振动的阻尼力， 使车身和车架的振动能量转化为热能， 被油液和减震器壳体吸收， 然后散 到大气中 2 。减振器与弹性元件承担着缓冲击和减振的任务，阻尼力过大，将使悬架弹性变坏，甚至使 减振器连接件损坏。因而要调节弹性元件和减振器这一矛盾。(1) 在压缩行程(车桥和车架相互

7、靠近) ，减振器阻尼力较小，以便充分发挥弹性元件的轿车减震器本科毕业设计弹性作用，缓和冲击。这时，弹性元件起主要作用。（2）在悬架伸张行程中（车桥和车架相互远离） ，减振器阻尼力应大，迅速减振。（3）当车桥（或车轮）与车桥间的相对速度过大时，要求减振器能自动加大液流量，使阻 尼力始终保持在一定限度之内，以避免承受过大的冲击载荷。在汽车悬架系统中广泛采用的是筒式减振器，且在压缩和伸张行程中均能起减振作用叫双向作用式减 振器，还有采用新式减振器，它包括充气式减振器和阻力可调式减振器 2 。1.3 设计的主要研究内容本文的设计是要满足一般性能要求： 一是要具有一般的舒适性； 二是可以满足中国现代一

8、般城市道路的使用要求； 三能保证有足够的使用寿命； 四是在使用期间保证汽车行驶平顺性的 性能稳定。在减振器中，流通阀和补偿阀是一般的单向阀，其弹簧很弱。当阀上的油压作用力 同向时，只要很小的油压， 阀便能开启； 压缩阀和伸张阀是卸载阀， 其弹簧较强，预紧力较大， 只有当油压到一定程度时，阀才能开启；而当油压降低到一定程度时，阀即自行关闭。根据它 们不同的工作要求，各阀系设计计算和装配都有所不同。根据以上要求，本文设计的基本步骤有 1）确定减振器的阻尼系数和相对阻尼系数； 2）计 算出各机械结构的主要参数， 其中包括缸筒、 储油缸筒、活塞杆导向座和活塞的尺寸设计计算； 3）在总体参数出来以后，就

9、对减振器连接结构、密封结构的设计，弹簧片以及减振器油的选 择等；4） 总体参数确定后， 建立各阀系的力学模型、 各阀系模型以及阻尼阀阀片的挠曲变形模 型，完成各阀系的设计计算。 5）完成设计计算后，对主要受力部件进行校核验证。2. 减震器阻尼值计算和机械结构设计2.1 相对阻尼系数和阻尼系数的确定2.1.1 悬架弹性特性的选择在前轮或后轮上，把前、后轮接地点垂直方向的载荷变化和轮心在垂直方向的位置变化 量关系称为悬架系统的弹性特性。如图 2-1 所示，在任一载荷状态下，该点曲线的切线斜率， 就是该载荷下的悬架刚度。 在满载状态下， 弹性特性曲线的切线斜率便是满载悬架刚度。 在满 载载荷下可以确

10、定车轮上、下跳行程，两者之和称为车轮行程。图 2 1 悬架弹性特性设悬架刚度为 k，簧上质量为 m，则根据下式可求系统的固有振动频率 f ：车轮上下跳动行程的一般范围是：上跳行程 70 120mm，下跳动行程 80120mm。悬架垂 直刚度随车辆参数而不同，换算成系统固有振动频率为 12Hz 7.由于轿车减振器主要是用于一些较好的路面上。所以，轿车在行驶时路面激起振动频率会相对比较高。所以取减振器系统固有频率f 1.5Hz，而 m1200kg，则根据上式 k 108002.1.2 相对阻尼系数 的选择减振器在卸荷阀打开前，减振器中的阻力 F 与减振器振动速度 v之间有如下关系F v (2.1)

11、式中， 为减振器阻尼系数。图 21b 示出减振器的阻力速度特性图。该图具有如下特点：阻力速度特性由四段近 似直线线段组成， 其中压缩行程和伸张行程的阻力速度特性各占两段； 各段特性线的斜率是 减振器的阻尼系数F / v ，所以减振器有四个阻尼系数。在没有特别指明时，减振器的阻尼系数是指卸荷阀开启前的阻尼系数而言。 通常压缩行程的阻尼系数 Y FY / vY与伸张行程的阻尼系数 S FS /vS 不等。轿车减震器本科毕业设计a) 阻力一位移特性b) 阻力一速度特性图 2 1 减振器的特性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 的大小来评定振动 衰减的快慢程度。 的表

12、达式为(2.2)2 cms式中，c 为悬架系统垂直刚度； ms为簧上质量。式(2 2)表明，相对阻尼系数 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 的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。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； 值小则反之。通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数 Y 取 得小些，伸张行程时的相对阻尼系数 S 取得大些。两者之间保持 Y (0.25 0.50) S 的 关系。设计时，先选取 Y 与 S的平均值 。对于无内摩擦的弹性元件悬架， 取 0.250.35； 对于有内摩擦的弹性元件悬架， 值取小些。对于行驶路面条件较差的汽

13、车， 值应取大些， 一般取 S 0.3 ；为避免悬架碰撞车架，取 Y 0.5 S3 。根据以上所述：取 S 0.36 Y0.5 S 0.5 0.36 0.180.27轿车减振器的设计2.1.3 减振器阻尼系数 的确定减振器阻尼系数 2 cm 。 因悬架系统固有振 动频 率c/ms ，所以理论上2 ms 。实际上应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。例如，当减振器如图 2 2a、b、c 三种安装时，我选择了如图 213b所示安装。减振器阻尼系数 用下式计算图 2 2 减振器安装位置2 2b 所示安装时，减振器的阻尼系数占用下式计算 3(2.3)2 ms n22 a cos式中， a为减振器

14、轴线与铅垂线之间的夹角。然而， 2 cm0.27阻尼系数：2 cms 2 0.32 10800 2 1200 2304伸张阻尼系数：s 2 s cms 2 0.5 10800 2 1200 36002.2 最大卸荷力 F0 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。此 时的活塞速度称为卸荷速度 vx 。在减振器安装如图 2 2b所示时vx A acos /n(2.4)轿车减震器本科毕业设计式中， vx 为卸载速度，一般为 0.150.30m/s；A为车身振幅，取 40mm， 为悬架振动固有 频率。如已知伸张行程时的阻尼系数 S ，载伸张行程的最大卸荷力

15、F0 Svx3 。 伸张行程的最大卸荷力：F0 svx 3600 0.25 900 2826N压缩行程的最大卸荷力：Fy yvx 791.28N2.3 缸筒的设计计算根据伸张行程的最大卸荷力 F0 计算工作缸直径 D2.5)4F0p(1 2 )式中， p 为工作缸最大允许压力， 取 34Mpa； 为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器 取 0.400.50 ，单筒式减振器取 0.30 0.35 3 。减振器的工作缸直径 D有 20、30、 40、（45）、50、65mm等几种。选取时应按标准选用贮油筒直径 Dc （ 1.35 1.50 ）D，壁厚取为 2mm，材料可选 ZG45号钢。dh601

16、.4 1.6736 43取 dh 40mm2.4 活塞杆的设计计算活塞（工作缸）直径 dh与活塞杆直径 dg 可按下式计算经验数据： dg（ 0.40.5） dh，取 dh 40mm则dg 18mm.2.5 导向座宽度和活塞宽度的设计计算如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定轿车减振器的设计性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。 又因为在减振器工作时， 活塞杆与导向座之 间是相对滑动的。在导向座内设计一衬套，在减少活塞杆的摩擦的同时也使活塞杆滑动轻便， 迅速 8 。活塞的宽度 B，一般取 B（ 0.6 1.0 ）D;缸盖滑动支承面的长度 l1, 根

17、据液压缸内径 D 而定：当 D80mm时，取 l1（ 0.6 1.0 ）D；所以：导向座的长度： l1 0.6 4024mm活塞宽度： B0.6 40 24mm2.6 小结本章主要设计计算、选择了减振器的相对阻尼系数，阻尼系数，对主要的结构参数如缸筒的 设计计算、活塞杆的设计计算、导向座宽度和活塞宽度的设计计算进行了计算，已经算出了减振 器的外部尺寸。3. 减震器其他部件的设计3.1 固定连接的结构形式减振器与整车连接结构指的是减振器和整车安装连接的部分，为了加强减振器的减振效 果，一般在连接部分都附有各种结构形式的橡胶缓冲垫，因此连接部分主要由吊环 （螺栓等 ） 和橡胶衬套等组成。 而本文设

18、计的连接结构是一种上部为螺纹连接、 下部为吊环连接形式的减 振器，上部以上螺纹及穿在螺纹上的橡胶衬套、 垫圈和车身连接， 下部以吊环及吊环内的附件 和横臂连接 9 。如图 3-1 、3-2 所示：轿车减震器本科毕业设计图 31 上螺纹连接示意图图 3 2 下吊环连接示意图下面表 A1 是吊环设计标准尺寸， 本文设计的工作缸直径是 40mm根据下表可查出吊环的尺 寸：吊环标准尺寸表 mmH2工作缸直径尺寸DD1D2hh1及201219281824H430193044.52833型402640573850（45）503250704660本文选取： H 4型吊环， dh 40mm,D=26mm,D

19、1 =40mm, D2 =57.0mm,h=38, h1 =50mm3.2 减震器油封设计1. 油封设计：本文设计的油封，是指对液压油的密封。其主要功能是把油腔和外界隔离， 对内封油，对外封尘。油封的工作范围如下： 工作压力 0.3Mpa；密封线速度， 低速型小于 4m/s， 高速型为 45m/s；工作温度 -60 150（与橡胶种类有关） ；适用介质：油、水及弱腐蚀性 液体，寿命 12000h10.根据机械设计手册，选择的密封材料是丁腈橡胶；型式是粘接结构，粘接结构是橡胶部 分和金属骨架分别加工制造，再用胶粘接在一起成为外露骨架型。制造简单，价格便宜。轿车减振器的设计3.3 O 型橡胶密封圈

20、O 形橡胶密封圈具有良好的密封性， 它是一种压缩性密封件， 同时又具有自封能力。 所以 使用范围很宽，密封的压力范围从 1.33 10 5 Pa的真空到 400Mpa的高压（动密封可达 35Mpa）如果材料选择适当，使用温度范围为 -60 +200。使用不同材料的 O形圈，可以分别满足各 种介质和运转条件的要求。同时， O形圈形状简单，制造容易，成本低廉，使用方便，用于动 密封的 O形圈的密封性不受运动方向的影响。因此， O形圈成了一种广泛的密封件 11 。适用介质：矿物质，汽油、本文是选用了代号： M45-B d1 44.19mm 材料：丁青橡胶 笨，静止时的温度范围： -30 200）3.

21、4 锥形弹簧图 3 3 圆锥螺旋压缩弹簧及其特性线当受载后，特性线的 OA段是直线，载荷继续增加时，弹簧从大圈开始逐渐接触，有效圈数逐渐减少，刚度逐渐增大，到所有弹簧圈压并为止。特性线AB段是渐增型，有利于防止共振的发生。常用的圆锥螺旋压缩弹簧有等节距型和等螺旋角型两种 10 。 我选用了 等节距型的圆锥螺旋压缩弹簧。轿车减震器本科毕业设计3.5 弹簧片和减振器油的选择3.5.1 弹簧片的选择1.选择的弹簧片材料是合金弹簧钢，它的特点是具有很高的弹性强度。合金弹簧钢一般用 于制造截面尺寸较大， 承受较重载荷的弹簧和各种弹性零件， 也用于制造具有一定耐磨性的零 件。选择钢号： 60Si2Mn 热

22、处理：用温度为 870 C煤油淬火，回火的温度是 480 C，这种钢 使用于制造 R10R12.5的弹簧，工作温度低于 300 C.2. 弹簧片尺寸标准的选择 12 ：1）流通阀蝶形弹簧片：系列 A，=31.5mm,d=16.3mm, t=1.75mm, h0 0.7mm, H0 2.45mm ;2）补偿阀蝶形弹簧片： 系列 A ，=10mm,d=5.2mm,t=0.5mm,3.5.2 减振器油的选择选用液压油应考虑的因素是系统的工作环境 : 如温度、湿度、空气的清洁度等，选择的油 液黏度一定要适中 ,随温度变化小 :黏度太大会造成系统压力损失大 ,系统效率降低。另外随温 度变化, 要求液压油

23、黏度变化小。 要具有良好的润滑性， 能够减少各运动部件之间的磨损 , 延长 机械设备的使用寿命。 并能使各运动部件动作灵敏。 如环境温度高则选用粘度大的液压油， 加 注液压油时一定要通过过滤器 , 并在干燥、洁净的环境中进行 13 。根据以上的要求，选择了 由HRI28减振器油，密度1100 1400kg / m 3 ，体积弹性模量 K 2.65 103Mpa 1。3.6 小结本章主要对减振器的其他结构进行了设计计算，包括减振器与车架连接的方式，油封结构 与其材料的选用，弹簧片的选择和液压油的选用等问题。10轿车减振器的设计4. 减震器阀系设计4.1 减震器各阀系流体力学模型的建立对具体结构形

24、式和流动方式进行分析，该结构形式减震器分为 3 个封闭区域，并假设各封闭区域之间状态是连续的，状态参数没有突变，忽略库伦摩擦力及瞬态液动力。4.1.1伸张行程流体力学模型的建立(a) (b)图 4-1 阻尼状态下的工作原理图4.1)如图 4-1(a) 伸张行程通过两种环节产生阻尼作用， 即活塞上的常通孔和伸张阀阀片节流。 分析伸张行程的工作情况要分开阀前和开阀后两种工作状态进行考虑。 设减震器活塞以相对速 度 Vr 向上运动，则上油腔排出的工作液的流量为：Qsp (Ah Ag ).Vr11轿车减震器本科毕业设计式中：1 2 1 2 Ah. .dh ，Ag. .dg44Ah 1.256 10 3

25、 ， Ag 0.254 10 3Ah 减震器活塞的截面积； Ag 活塞杆的截面积； dh 活塞外径； dg 活塞杆外径；由减震器的结构特点和工作原理可知： 减震器伸张行程时， 活塞相对于工作缸向上运动， 活塞杆处于受拉状态，流通阀是单向阀，此时关闭，见图 4-1 。 伸张阀开阀前：Qs Cd.Ak1伸张阀关闭，则上油腔流入下油腔的减震液体积流量表达式为：4.2)Cd 流量系数； Ak1 活塞上的常通孔节流面积； P1 上油腔油压； P2 下油腔油压； P0储油腔油压。伸张阀开阀后：当上油腔的压力克服伸张阀上螺母的预紧力时， 伸张阀开启， 则上油腔排出的减震液体积流量 表达式为：Cd.As. 2

26、(P1P2)Cd.Ak1. 2(P1 P2)4.3)由储油腔流到下油腔的流量 : Qcx Ag .Vr通过补偿阀的流量：QBCd.AB2(P1 P2)4.4)AB 补偿阀的节流面积；根据流量连续性定理：Qxp Qs , Qcx QB设K=Cd 2 ，由（ 4-3 ）、（4-4 ）、（4-5）得下油腔的压力：4.5)12轿车减振器的设计P2 P0 (AgVr )2K.AB)4.6)由（ 4-4 ）、（ 4-5 ）、（4-6 ）得上油腔的压力：开阀前：P1(Ah Ag )2Vr22K2.A2k14.7)开阀后：P1(Ah Ag )2Vr2AgVr 22 2 ( )K 2.(Ak1 As)2K.Ag

27、4.8)减震器伸张行程所产生的阻尼力为：Fs P1(Ah Ag) P2Ah4.9)由于伸张行程的阻尼性能大于补偿阀的阻尼性能，补偿阀仅仅起到补充下油腔油液的作用，这时由补偿阀产生的压差不会很大。则由（ 4-5 ）、（4-7 ）、（4-8）得开阀前伸张行程阻尼力为：4.10)由（ 4-6）、（4-7）、（4-8）得开阀后伸张行程阻尼力为：Fsh(Ah Ag )2Vr222K 2.(Ak1 As)22)2 Ag P0Ah4.11)从以上的数学模型可以看出，在该工况下，减震器伸张行程的阻尼力在开阀前主要与活塞 上常通孔的尺寸有关， 开阀后与活塞上常通孔的尺寸及伸张阀阀片组的开度有关， 即此时伸张 阀

28、在减震器中起主要作用， 补偿阀仅起到补充油液的作用， 对减震器提供阻尼力影响不大 64.1.2压缩行程流体力学模型的建立如图 4-8（b） 减震器处于压缩行程，也就是活塞相对于工作缸向下运动，活塞杆处于受压 状态。下油腔的油液分别从流通阀和压缩阀流出，这两个阀的节流作用形成了减震器压缩行程阻 尼力。由于压缩阀开阀前后的流量特性变化比较明显，因此在分析时要分开阀前和开阀后两种工 作状态进行讨论。设减震器活塞以相对速度 Vr 向下运动，下油腔流到储油腔的流量为：Qxc Ag .Vr4.12)从下油腔流到上油腔的流量：13轿车减震器本科毕业设计Qxs (A Ag).Vr4.13)此时流通阀开启，通过

29、流通阀的流量：Ql K.Al P2 P14.14)Al 流通阀的节流面积；通过活塞常通孔的流量为：Qk1 K.Ak1 P2 P14.15)压缩阀开阀前：油液经由底阀的流量为：Qy K.Ak 2 P2 P04.16)Ak2 底阀上常通孔节流面积；压缩阀开阀后：压缩阀开启，则油液经由底阀的流量为：Qy K.Ay P2 P 0 K.Ak 2 P 2 P 04.17)Ay 压缩阀的节流面积；根据流量连续性定理：Qx cQ,y Q x sQ1 k Q l4.18)由式（ 4-13）、（4-16）、（4-18）得开阀前下油腔的压力：P2Ag.VrK.Ak24.19)由式（ 4-13）、（4-17）、（4-

30、18）得开阀后下油腔的压力：2Ag.VrP2 K.（Ak2 Ay ）减震器压缩行程所产生的阻尼力为： （考虑计算方便在此计入大气压）4.20)FsP2Ah1(PhA)Ag0PgA(2 P1)(PhAg)A2P0Pg4.21)则由式（ 4-15）、（ 4-19）、（4-21）得开阀前压缩行程阻尼力为：F (Ah Ag)3Vr 2 Ag3V r2Fyq K 2.( Ak1 Al) 2 K .2A2k24.22)14轿车减振器的设计由式( 4-15、( 4-20)、( 4-21)得开阀后压缩行程阻尼力为：4.23)F(Ah Ag )3Vr 2A3gV 2rFyq K 2.(Ak1 Al)2 K2.(

31、Ak2 Ay)2从以上的数学模型可以看出， 减震器压缩行程的阻尼力在开阀前与活塞上常通孔、 流通阀、 底 阀常通孔有关， 开阀后又加上与压缩阀阀片组的开度有关， 即此时压缩阀在减震器中起主要作 用，而流通阀对上下油腔的压差变化起主要作用 6 。4.2 各阀系模型的建立减震器阻力特性的好坏是决定汽车悬架性能的主要参数，因此是汽车动力学所确定的悬架系 统特征参数的重要组成部分。减震器的本体结构主要指减震器上下连接件之外的总称部分。工作 缸内部，除了上端连接油封装置外，主要是连杆深入端连接的活塞阀，和上下安装的底阀。而减 震器的性能，在结构上主要就是由这些阀系的合理设计和必要的制造精度来保证的。因此

32、，这些阀系的正确设计及其实际制造质量与配合效果，对形成减震器的内特性的优劣起 决定作用。减震器的阻力特性与四个阀的流量特性有着密切的关系，由于受试验条件的限制不能 做压差流量特性试验，所以就从研究阀片入手，运用圆环薄板的大挠曲变形理论，采用摄动法求 解减震器环形薄片的大挠曲变形问题。4.2.1 伸张阀模型的建立4.2.1.1 伸张阀的结构和工作原理如图 4-2 所示伸张阀总成主要包括伸张阀阀片和阀座等零件。带缺口伸张阀的阀片压在伸张 阀座的底部，当伸张阀上下的压差比较低时，无法推动伸张阀片组，油液只能通过第一个伸张阀 阀片的缺口（活塞上常通孔）流出，在这一过程中压差变化较大，此时油液就是主要通

33、过常通孔 节流产生阻尼；当压差增大到某一值时，使伸张阀阀片组由于挠曲变形产生环形间隙，从而增大 了伸张阀阀口的开度，在这一过程中压差会缓慢变化，此时油液就是通过伸张阀阀片挠曲变形产 生的环形间隙和常通孔节流共同产生阻尼 6 。15轿车减震器本科毕业设计图 4 2 活塞总成4.2.1.2 伸张阀的力学模型以一个伸张阀阀片为研究对象，其受力模型可简化为如图 43 所示。即；内边缘固定加 紧、受均布载荷 q 作用的弹性圆环薄板， 其中 q p1 p2, p1、p2 分别为活塞上下油腔的压力 6图 43 伸张阀阀片的受力模型4.2.2.流通阀模型的建立4.2.2.1 流通阀的结构和工作原理如图 44

34、所示，流通阀是由一个阀片和该阀片上的弹簧压片组成。其作用是保证油液由下油 腔向上油腔单向流动，当下油腔的油压大于上油腔时，流通阀开启，而产生节流作用。4.2.2.2 流通阀的力学模型开阀时的通流面积：4.24)Al 2 (a b)x16轿车减振器的设计x流通阀阀片上弹簧压片的压缩量如图 4-4 所示， Fp (p1 p2) (a2 b2) KL x FLM L NL(4.25)K L 弹簧压片的刚度， FL 弹簧压紧力， Fp 油压力， M L 阀片质量， NL 阀座支持力图 4 4 流通阀的受力模型由于流通阀弹簧的压紧力很小，流通阀完全可以看作是一个单向阀，当完全开阀后，通流 面积 AL为活

35、塞阀体外环的 n 个阻尼小孔的通流面积，即开阀后可以看作是 n 个薄壁阻尼小孔 起节流作用 6 。4.2.3 压缩阀模型的建立4.2.3.1 压缩阀的结构和工作原理如图 45 所示压缩阀总成主要包括压缩阀阀片组及阀座等零件。其工作情况与伸张阀基 本相同，当压缩阀上下的压差比较低时，无法推动压缩阀片组，压缩阀阀片关闭，油液通过常通 孔(即压缩阀第一个阀片上的开口槽)产生阻尼作用；当压缩阀阀片组受到向下的压力足以克服 其向上的压力时，压缩阀阀片开启，油液通过压缩阀阀片挠曲变形产生的环形间隙和常通孔节流 共同产生阻尼。17轿车减震器本科毕业设计4.2.3.2压缩阀力学模型的建立图 4 6 压缩阀阀片

36、的受力模型如图 46 所示，压缩阀的力学模型与伸张阀一样（只是各参数加以改变） ，即；内边缘固 定加紧、受均布载荷 q 作用的弹性圆环薄板， 其中 q p1 p0 p0 、 p2 分别为活塞储油腔、下油腔的压力4.2.4补偿阀的力学模型4.2.4.1 补偿阀的结构和工作原理如图 47 所示，补偿阀也是一个单向阀，由一个阀片和该阀片上的弹簧压片组成。其作 用是保证油液由储油腔向下油腔单向流动， 当储油腔的油压大于下油腔时， 补偿阀开启， 而产 生节流作用。4.2.4.2 补偿阀的力学模型补偿阀的力学模型与流通阀一样（只是各参数加以改变）开阀时的通流面积：Ab 2 （a b）x（4.26）x流通阀

37、阀片上弹簧压片的压缩量 如图 47 所示， Fp （P0 P2） （a2 b2 ） KBx FBM B NB（ 4.27）FB 补偿阀的弹簧力， x 弹性阀片的弹性变形量， K B 弹簧压片的刚度， FB 弹簧力， Fp 油压力， M B 阀片质量， NB 阀座支持力18轿车减振器的设计图 47 补偿阀阀片的受力模型由于补偿阀弹簧的压紧力也很小， 补偿阀也可以看作是一个单向阀， 当完全开启后， 通流 面积 Ab为底阀阀体内圈的 n 个阻尼小孔的通流面积，即开阀后可以看作是 n 个薄壁阻尼小孔 起节流作用 6 。4.3 减震器阻尼阀阀片的挠曲变形模型应用圆环薄板大挠曲变形理论求解减震器阻尼阀阀片

38、的大挠度变形方程。圆环薄板的 von K rmn 方程的简化形式为：d2y2 ddy2 (y) (y)S(y) y2 y4.28)y2 ddy2 S(y) 12 2(y)式中： a b,a,b 为圆环薄板的外径和内径；a2y r2 ， (y) ydW ，W 3(1 v)2a dy h2S(y ) 3(1v23(1 v2) 3(1 v2)R4 Eh4 yR a2 ayqdy 为材料的泊松比， E 为弹性模量； h 为薄板的厚度； 为薄板的挠度 r 为径向坐标， q 为薄 板上作用的分布载荷； Nr 为薄板的径向薄膜张力。圆环薄板对应的边界条件为：y a: ( y) a a da 1dy(y)19

39、轿车减震器本科毕业设计S(y)auaua 1dyS y( )y 1: (y)1 1ddy (y)4.29)S(y)u1u1d1ddyS(y)式中：1vk2r1vEhk1，DEh312(1 v2)K1、 K2为边界处的径向刚度和弯曲刚度通过 MATLAB 编程求解，得到内边缘固定夹紧的圆环薄板二阶摄动解的方程为：484. 5w7 9. w553 ( )v.23(13 )v 2 (1 v2) q43a(1 ) (4.30) h h 4 E4h上式就是求解伸张阀阀片及压缩阀阀片挠曲变形的基本方程。 可见，挠曲变形 w 是均布载荷 q 的函数，既： w=f(q) 6 。由于伸张阀和压缩阀都是由 n 个

40、阀片组成，则阀片组的挠曲变形方 程导出为：w w 3 2 32 2p4a84. 579. 553 ()v.23(1)v2(1 v 2)34(1) (4.31)4.4 阀系的设计4.4.1 阻尼阀的开启程度对减震器特性的影响 减震器阻尼特性曲线的形状取决于阀系的具体结构和各阀开启力的选择。 通过上述对可调 减震器的流体力学模型及各阀的力学模型分析来看，不论是哪种工况下，减震器的阻力都大致与 速度的平方成正比。 如图 48 所示，以伸张阀为例，分析伸张阀的开启程度对减震器特性的影响。20轿车减振器的设计图 48 阀的开启程度对减振器特性影响示意图图中曲线 A所示为给定的伸张阀常通孔 Ak1通道下阻

41、尼力 F与液流速度 Vr 的关系， B表示伸张 阀的阀门通道 As ，当伸张阀的阀门 As逐渐打开时，可获得曲线 Ak1与曲线 Ak1 As 间的过度特性。 恰当的选择 Ak1 的孔径和 As的逐渐开启量，可以获得任何给定伸张行程的特性曲线。压缩阀的开启程度对减振器特性的影响与伸张阀相同。 即恰当的选择底阀常通孔 Ak2 的孔径和 压缩阀的阀门 Ay 的逐渐开启量，也可以获得任何给定的压缩行程的特性曲线 6 。4.4.2 减震器的理想特性曲线的确定减震器由 3种典型的特性曲线，如图 4-9 所示。 (a) 为斜率递增型、 (b) 为等斜率(线性 的)、(c) 为斜率递减型。本文根据所选用的车型

42、、道路条件和使用要求 , 选择第 3 种阻尼力特 性，有利于提高车轮的接地性能和可操纵性。21轿车减震器本科毕业设计图 49 典型的减振器特性影响示意图本设计选择活塞行程 S201mm温 度 t 是在-10 C120 C 之间，关于开阀速度的说明： 我国 “QC/T 4911999”标准并没有采用先进国家普遍采用的，以 0.3 （m/s）来定义减震器阻尼力的 规范限值，保持原“ 74”标准采用的 0.52m/s 的中速定义限值；而前者由于实际接近减震器外特 定开阀速度（0.2 0.3m/s ）因而是指在设计和测试上都具有稳定基础， 由它决定的阻尼系数主要 是满足车辆平顺性的匹配需要， 是构成平

43、安比 （）, 鉴定减震器外特性和车辆阻尼匹配特性的一 个重要因素。而“ 85”标准当时采用 0.52m/s 来定义减震器阻力，强调的是外特性开阀点之后的 中速，来保持较高阻尼的检测规范，以保证在中国条件下，通常道路条件较差，一般需要较重阻 尼的需要。由于本文所设计的是在城市一些比较好的路面上行驶，故本文采用的开阀速度是 0.25m/s ，, 伸张行程的开阀力为 1200N，压缩行程的开阀力 300N。根据所确定阻尼值及开阀参数，同时要保证压缩阻尼力与伸张阻尼力的比值在0.2 0.65 之间，作者拟定了趋势性的经验设计曲线，即理想阻力特性曲线，为优化各阻尼孔的尺寸及阀片的 个数提供依据，见图 5

44、2 所示22轿车减振器的设计图 4 10 理想阻尼特性曲线在设计阀系时候，采用了最佳一致逼近的理论，使理论特性曲线向理想曲线逼近 已知参数如下：Cd 0.6 0.61， =1200kg/ m3 ,Ah 1.256 10 3m2, Ag =0.254 10-3m2 , K Cd. 2 0.0245，P0 0.1 106 Pa4.4.3 阀系各结构参数的确定4.4.3.1 活塞常通孔（ Ak1）、流通阀的流通面积（ Al ）及阻尼孔（ Az ）的设计计算伸张行程开阀前理论的阻力特性：FsqVr2(Ah Ag )K 2 Ak21AgVrKAB)AB P0 Ah4.32)根据图 410 所示可得到理想

45、特性：4.33)4.34)F4800Vr设 f1(Vr ) 0mVa0x.25 Fsq F1）设计变量为 Ak1 、 AB2）目标函数：由（ 432）、（433）、（4 34）目标函数可化为：f1(Vr ) min2 1.68 10 62r(1.68A210k12.73 210 ) 125.6 7267Vr AB4.35)23轿车减震器本科毕业设计3) 约束条件：为防止悬架减震器在高频激振条件下出现外特性呈现双向空程畸变， 要保证伸张行程内 特性连续，确保补偿阀要响应好 ，供油足。根据液流连续原理和减震器伸张行程的液力计算， 伸张阀和补偿阀在结构设计和工艺设计上需保持如下的工程近似制约关系：A

46、g 2Pfg A f( 4.36)fs(Ah Ag ).P0式中 fs 伸张阀的最大通流面积； Pf 减震器的最大复原阻力为 2826N。视减震器活塞杆的速度为 Vr =1m/s 时为工作极限点 6.则此时的 fs Vr (Ah 2Ag) 2.44 10 5m2 (忽略了大气压)sPf K 2补偿阀的最大通流面积要小于其预留空间。2 2 4 2AB(0.0362 0.0282) 4.0192 10 4m2454s.t 4.636 10 5 AB 4.0192 10 4Ak1 0由Vr 0.25m / s ，Fsq F 0 代入 435式Ak1 7.18 10 6m2取 Ak1 7.07 10

47、6m24) 求解结果：活塞常通孔总面积： Ak1 7.07 10 6m2 ，个数： n9，半径 R0.5mm；补偿阀孔： AB 8.6 10 5m2 ，n=8,R=1.85m伸张阀孔总面积： Asmax 2.44 10 5m2 ，n=8,R=1mm24轿车减振器的设计25图 411 Ak1， AB仿真曲线4.4.3.2 伸张阀的阀片个数( n)及阀片的厚度( h)优化设计伸张行程开阀后理论阻力特性：4.37)理想状态的阻力特性：4.38)F 13 2V0r840式( 437)中： As 2 a ，为运用大挠曲理论求得的伸张阀片外边缘挠曲变形，其方程 如下：484.57 w 9.55(w)3.3

48、(1v 2)3(1v)23(1 v)2(P14P2)(4.39)h h 4nEh4式( 439)中=0.3,E=2.06 105 MP,b2/a2 0.1837 ,a=0.018mm,b=0.006mm代入后可推导出理论的 Vr2 As 关系：2 2 11 A n 9 7f2(As)Vr2(Ak1As )2 (1.591011s26.59109 Asn6 107)(4.40)h根据理想的特性曲线 411，推导出理想的 Vr2 As 关系方程，如下式：轿车减震器本科毕业设计2 2 2f2(As ) Vr2 (0.00173 As2 0.1132 As 0.2903)24.41)设 f3(As)

49、0 mA 8ax10 6 f1 As f2 As1) 设计变量 n、 h2) 目标函数：mi nf3 A(s )3) 约束条件：由于弹性薄板大挠曲变形更接近阻尼阀片的实际工作， 双筒液压减震器环形阀片有时所受的压 力会很大，挠曲变形与薄片厚度的比值会超过五分之一，尤其在高压阶段6 。s.t.n=1,2,4) 经过求解得到结果： n=8,h=0.413mm4.4.3.3 压缩阀的底阀常通孔的通流面积 ( Ak2 )及流通阀的通流面积 ( A1 )优化设计压缩行程开阀前理论阻力特性： .V2r(Ah Ag) 3 AgV3r2 yq 2 2 2 yq K2(Ak1 Al) 2 KAk22其理想状态的

50、阻力特性：F 1200Vr1) 设计变量为 Ak2 ， A12) 目标函数：f4(Vr) min 0.m25aVx0V2r(1.676 1026 2.73210 8) 1200Vr4 r 0.25 V 0 r (Ak1 Al )2A2k2r3) 约束条件：4.42)4.43)其中的另一方面要根据减震器内特性6：Ak2AlAgAhAg4.44)为防止悬架减震器在高频激振条件下出现外特性呈现双向空程畸变， 保证压缩行程内特性连续流通阀要响应好供油足， 压缩阀开度不能过大。 的液力计算，实施内特性的常通孔或阀结构需保持如下的工程近似制约关系流通阀的最大通流面积要小于其预留空间，即26轿车减振器的设计Al( 0. 0 2360.20 28 ) 4. 01m4922 104s.t 0 Ak2 0.25Al0 Al 4. 01 92 410图 412 Al , Ak 2仿真曲线4.4.3.4 压缩阀的阀片的个数（ n ）与阀片的厚度（ h ）优化设计开阀后压缩行程理论阻尼特性为：V2r(Ah Ag) 3AgV3 r2K2(Ak1 Al) 2 K (2Ak2 A)4.45)其理想状态的阻力特性：F 20 0V0r2 004.46)式（ 445）中： Ay 2 a , 为运