4-1汽车减振器的选型设计

1、汽车减振器的选型设计东风汽车工程研究院陈耀明2010年 11月 12日目录一、汽车减振器的作用和功能-41、减振器的作用 -42、减振器的功能 -4（1）对自然振动 -4（2）对强迫振动 -6二、汽车减振器选型设计的任务-8三、汽车减振器额定阻力和工作缸直径的选择-91、线性减振器的阻尼特性 -92、实际减振器的非线性 -93、减振器示功试验的标准规范 -104、悬架系统相对阻尼系数与减振器阻尼系数的关系-115、计算额定阻力 -126、选择减振器工作缸直径 -13四、验算悬架系统在各种工况下的振动特性-14五、减振器行程和长度的确定-141、减振器最大压缩（上跳）行程-1422、减振器最大拉

2、伸（下跳）行程-153、减振器的总行程和长度-15六、减振器上、下端连接方式和安装角度-161、减振器橡胶铰接头的最大转角-162、减振器的安装角度-16七、特殊结构的减振器-171、带有反向限位的减振器-172、阻尼可调的减振器-17八、试验和使用验证-183汽车减振器的选型设计一、汽车减振器的作用和功能1、减振器的作用减振器是一种粘性阻尼元件， 它能产生与运动方向相反， 与运动速度成比例的阻力。2、减振器的功能减振器的阻力与运动速度的比值称为阻尼系数，在振动系统即悬架系统中它与簧载质量、 弹性元件刚度等形成相对阻尼系数（又称阻尼比或非周期系数），对系统的振动起重要影响。相对阻尼系数的功能主

3、要有两方面：（1）对自然振动当悬架系统受到单一脉冲后，产生自然振动， 减振器能使振幅衰减，而且系统的固有频率略为降低。相对阻尼系数越大，两者的降幅越大。对于单自由度的线性系统，衰减振动可用式（1）和图 1 表达：z Aentsin(22t)-（1）0n4可令式（ 1）中：2n20d-（2）称为有阻尼振动系统的固有圆频率。从定义有：2nk- （3）M且02CM又定义：nkk02CM20M- （4）- （5）联立式（ 2）、（3）、（4）、（5），得：0 12d- （6）式中0无阻尼振动系统的固有圆频率k 减振器阻尼系数M 振动系统簧载质量n 单位簧载质量的阻尼系数之半相对阻尼系数（阻尼比，非周期

4、系数）从式（ 6）可见，相对阻尼系数越大，系统的固有圆频率d 越低。当1时d0，系统变为非周期运动。当0 时d0 ，系统为无阻尼振动。汽车悬架系统的相对阻尼系数比较小，一般为 0.250.35， d 比0 只降低 3%6%，可以按无阻尼振动的固有频率式（4）来进行分析运算。现定义两个相邻振幅A1 与 A2 之比为减幅系数，即：5dA1(2)e12A2- （7）从式（ 7）可见，有阻尼振动系统的振幅是按等比级数衰减的，相对阻尼系数越大，衰减越快。对式（7）两边取自然对数，得：2ln d21解出：1-（8）1 42 l n2 d只要测到衰减振动曲线上相邻二振幅之比d ，就可利用式（ 8）算出相对阻

5、尼系数 。国标 GB/T 4783“汽车悬挂系统的固有频率和阻尼比测定方法”就是根据上述理论制订的。（2）对强迫振动汽车行驶中， 悬架系统实际上处在随机输入的强迫振动工况，通常用频率响应（幅频特性） 来描述这种工况。系统的相对阻尼系数增大，使共振区的加速度增益明显减小，但非共振区的增益却增大，反之亦然。所以，减振器阻尼值对不同频域振动的抑制作用是不同的，应合理选择。对于单自由度的线性系统，可以用式（9）和图 2 来描述其位移的幅频特性。其纵坐标z q 称为簧载质量位移输出对地面位移输入的增益（放大因子），横坐标为强迫振动圆频率与固有频率的比值。21z1(2)2q(12 ) 2(2 )2- （9

6、）6在评价行使平顺性时， 往往要分析加速度输出， 即加速度的幅频特性。同样，可以用式（10）和图 3 来描述。1z214 2 (0 )22- （10）q0)2 21 (4 2 (0 )27图 3 的纵坐标 z q 为加速度输出对地面位移输入的增益 （放大因子），横坐标为强迫振动输入频率（以Hz 计量），该案例设定系统固有频率04，只对比相对阻尼系数的影响。对比式（ 9）、（10）可见，加速度的频率响应函数为位移的频率响应函数的2 倍。对于 2 质量的 2 自由度振动系统，相对阻尼系数的影响也是类似的，只是系统有两个固有频率，两个共振区。对于簧载质量（车身）的加速度输出， 主要的侧重点在分析低频

7、共振区的振动， 即悬架系统刚度和阻尼的影响。二、汽车减振器选型设计的任务汽车减振器选型设计不进行减振器具体结构的设计， 只对以下涉及选型的各项目进行设计：1、确定减振器的基本性能参数也就是确定减振器的阻尼系数， 包括复原（拉伸）和压缩行程的阻尼系数。一般只需确定若干特定速度条件下， 特别是标准示功试验速度的复原阻力和压缩阻力，即所谓的额定复原阻力和额定压缩阻力。2、核算悬架系统的振动特性即是计算相对阻尼系数的大小，并与推荐值对比。3、确定基本的规格尺寸主要是：8（ 1）工作缸直径；（ 2）行程及最大、最小长度。4、确定杠杆比和安装角。5、确定减振器上、下端的连接方式也就是选择吊环衬套式还是螺杆

8、衬垫式，并校核相应的许用扭转角和偏转角。6、反向限位减振器的选择。7、阻尼可调式减振器的选择。三、汽车减振器额定阻力和工作缸直径的选择1、线性减振器的阻尼特性理论上的线性减振器，其阻力与速度成正比：kFv- （11）式中：F 阻尼力，与运动速度方向相反v 减振器上、下接头相对运动速度，简称活塞线速度k 阻尼系数，对线性减振器， k 为常数2、实际减振器的非线性实际使用的减振器都是非线性的，主要反映在两个方面：（ 1）速度变化之后，特别是在卸荷阀开启前后，阻尼系数变化很大；（ 2）复原（拉伸）行程和压缩行程其阻尼系数变化更大（对于常用的双筒式减振器）。9因此，设计计算一般都采用分段、分级，按线性

9、理论公式进行计算。3、减振器示功试验的标准规范按照汽车行业标准QC/T 545 所规定的下列条件进行示功试验：（ 1）减振器上、下端相对运动速度即活塞线速度为 :近似的简谐波运动。（ 2）试验温度： 20±2。（ 3）试验行程： s =（100±1）mm（即振幅为± 50 mm）。（ 4）试验频率： n =（100±2）cpm（次 /分）。试验结果如图4 所示，左侧a)为阻力 -位移特性，即示功图，封闭曲线内腔面积为减振器一个试验循环所消耗的功。 右侧 b)为对应的阻力 -速度特性，亦称为阻尼特性，曲线的斜率则是阻尼系数 k 。按照简谐波的规律，已知振幅

10、、频率， 就可计算出峰值和谷值的活塞线速度。图 4 是按照振幅（行程）不变，频率变化的示功试验来求出对应阻尼特性曲线的。当然，也可以用频率不变，振幅变化的示功试验来求出阻尼特性曲线，如图 5 所示。10根据上述条件， 可计算出在试验循环中， 减振器活塞的最大线速度为：vmaxs n 10 40.52(m s)-（12）6对应这个速度的复原阻力称为额定复原阻力， 对应这个速度的压缩阻力称为额定压缩阻力， 均可以从标准示功试验求到， 即复原和压缩行程中的最大阻力值。4、悬架系统相对阻尼系数与减振器阻尼系数的关系从线性振动理论的定义有：kk2CM20M式中：- （5）相对阻尼系数，或称阻尼比、非周期

11、系数C 悬架刚度M簧载质量悬架固有圆频率，C002 fMf 悬架固有频率（ Hz）11如果减振器安装位置对车轴或车轮有杠杆比，则：k i 2 cos2k i 2 cos22CM20M式中：- （13）i a 为杠杆比ba 减振器下支点到铰接点的距离b 车轴或车轮到铰接点的距离减振器中心线对铅垂线的夹角5、计算额定阻力（1）选定期望的相对阻尼系数对于摩擦较大的弹性元件，如钢板弹簧，取=0.10.2；对于摩擦较小的弹性元件，如空气弹簧，取=0.250.35；行驶路面较好的取下限，反之取上限，山区使用可加大到=0.5。上列系数以汽车满载为条件，即M 按满载取值。（2）选定相关的计算参数簧载质量 M

12、取汽车满载工况；悬架刚度 C 或固有圆频率0 取满载时的对应值；活塞线速度计算值取QC/T 545 标准规定的示功试验的峰值速度，vvmax0.52 m s ；确定减振器安装位置的杠杆比i 和安装角。（ 3）求平均阻力参照式（ 11），令12kFm ，式（ 13）转换为vm ax2vmaxC MFm2 cos2i- （14）式中：FRFB速度为 vm ax 时，复原阻力和压缩阻力的平均值Fm2FR速度为 vm ax 时的复原阻力，即额定复原阻力FB速度为 vm ax 时的压缩阻力，即额定压缩阻力vm ax标准示功试验条件的最大活塞线速度，即vmax0.52 ms（4）求额定复原阻力和额定压缩阻

13、力令 FRq ，则：FB2qFRFm1q2FBFm1q- （15）- （16）式中：q 拉、压阻力比参照标准QC/T 491 或样本，也可按设计者意图选取q 值。一般q =25，个别的达到 q =10。6、选择减振器工作缸直径参照 QC/T 491 标准或供应商提供的样本，根据式（15）、（16）计算出的额定阻力值来确定工作缸直径。一般以额定复原阻力为依13据，额定压缩阻力为参考。四、验算悬架系统在各种工况下的振动特性上述减振器额定阻力的计算，是在特定工况，即载荷为满载，悬架刚度或固有频率为满载时的对应值所期望的相对阻尼系数，按照运动速度为台架试验标准的等幅峰值速度而求到的。汽车悬架减振器的实

14、际工况是变化的，包括：1、载荷和刚度或偏频的变化，至少有满载、空载2 种。2、悬架跳动时减振器的振幅和频率是变化的，即活塞线速度不是固定的，因而其阻尼系数及阻尼力也是变化的。一般要取3 个常用值（ 0.13 、0.26 、0.52 m/s）来校验。可以从供应商获得几种速度所对应的阻尼力或阻尼系数。3、复原和压缩两种行程的阻尼力或阻尼系数是不同的。这样，共有 2×3×2=12 种参数应代入式（ 5）或（ 13），求到 12 种相对阻尼系数。 可据此判别不同工况时减振器的效能， 也可在不同车型之间对比，必要时应重新修改设计。五、减振器行程和长度的确定1、减振器最大压缩（上跳）行

15、程汽车悬架的上跳行程一般由橡胶限位块的位置确定， 其大小与悬架静挠度的平方根成正比， 还受弹性元件最大应力的制约。 减振器的最大压缩行程也是由它决定。 应该注意的是， 减振器的行程要计入杠14杆比和安装角的影响。对于非独立悬架，如果左、右减振器的跨距和限位块的跨距不同，侧倾时行程会被放大或缩小，要计入这个差异。减振器的极限压缩行程要比上述的计算最大行程多 510 mm，避免减振器活塞杆被顶弯，不允许将减振器用于上跳行程限位。2、减振器最大拉伸（下跳）行程汽车悬架多数利用弹性元件的反跳拉伸作为限位， 有的采用专门措施，如钢丝绳、杠杆等进行限位。对于这类悬架，减振器不必具备反向限位的功能，其最大拉

16、伸行程略大于悬架的最大下跳行程即可。对于空气悬架， 几乎都借助减振器来达到下跳行程的限位， 所以减振器的极限拉伸行程就是悬架的最大下跳行程。 这里也要计入杠杆比、安装角以及跨距不同产生的放大或缩小的影响。 空气悬架用减振器的极限拉伸行程必须要小于折算后的空气弹簧允许的最大拉伸量，以保证气簧的安全性、不脱囊。汽车悬架最大下跳行程的大小取决于弹性元件结构特点， 还要考虑静挠度大小， 一般在静挠度达到零载之前就限位， 有的悬架允许弹性元件有一定反拉产生反向负荷才限位。3、减振器的总行程和长度（ 1）减振器的总行程 =最大压缩行程 +最大拉伸行程。（ 2）减振器的最小长度 =总行程 +减振器基长（基础

17、设计长度） 。（ 3）减振器的最大长度 =最小长度 +总行程 =基长 +2 倍总行程。（ 4）从相关标准 QC/T 491 或供应商样本，就可选到标准化的减振器行程。根据标准或样本中具体设计的基长， 就可以确定减振器的最小、15最大长度。由于车型和减振器的品种越来越多以及技术进步， 已逐渐取消标准化的规格尺寸，可以和供应商确定新的规格尺寸。六、减振器上、下端连接方式和安装角度减振器两端都是用橡胶件铰接固定， 分为吊环衬套式和螺杆衬垫式。可以是两端同一型式， 也可以是不同型式。由于减振器伸缩时伴有摆动，这些铰接头产生转角。 为了保证橡胶件承受的应力不致于过大或发生滑转， 避免早期损坏， 对橡胶铰

18、接头的最大转角以及减振器的安装角度必须给于限制。1、减振器橡胶铰接头的最大转角表吊环衬套式螺杆衬垫式扭转角±15°±6°偏转角±4°2、减振器的安装角度为了使铰接头的转角达到上述要求， 同时也为了减小由此引起的减振器活塞侧向力，对减振器的安装角要求：（1）减振器中心线与地面铅垂线的夹角，一般 15°，个别悬架允许 45°，这种布置应核对铰接头转角。（2）半挂车或某些车型的随动转向桥所用的减振器，若减振器中心16线与地面铅垂线夹角 45°，则需选用特殊规格减振器， 该减振器储油筒有特殊标记，布置时标记部位必

19、须向上。（ 3）减振器布置应尽可能使下铰接点运动方向与减振器中心线一致，即减振器中心线垂直于下铰接头与瞬时中心的连线。这时效率最高，摆角最小。七、特殊结构的减振器1、带有反向限位的减振器绝大多数空气悬架都采用带有反向（下跳）限位吸能的减振器，个别不用这种减振器的悬架必须有其它装置，例如：限位钢丝绳、箍带、半椭圆板簧、 反向限位橡胶块等。反向限位减振器有两种结构型式：（ 1）橡胶缓冲圈。当活塞被拉伸到最高点前与橡胶圈接触，压缩橡胶圈，阻力急骤增大，起到缓冲限位作用。（ 2）液压节流。当活塞被拉伸到最高点附近，节流孔被逐渐关闭，阻力急骤增大，上腔油压也急骤增大，起到缓冲限位作用。2、阻尼可调的减振器（ 1）调节阻尼的目的使空、满载的相对阻尼系数接近，在不同载荷条件下，都得到较理想的减振效果。根据路面不平度状况调节阻尼