减震器设计论文

1、目 录摘要2第一章 序 言31.1减振器的分类31.2筒式液阻减振器简介3第二章 减振器设计方案的确定32.1减振器设计参数依据32.2汽车振动系统对减振器特性的要求42.3方案的确定4第三章 设计计算63.1载荷的确定63.2减振器阻力与各腔压力的关系63.3主要性能参数的确定63.3.1减振器的性能73.3.2相对阻尼系数73.3.3减振器阻尼系数的确定73.3.4最大卸荷力Fs的确定83.3.5筒式减振器工作缸直径D的确定8第四章 阀体选用8第五章 减振器的数学模型95.1拉伸（复原行程）工况下的数学模型95.1.1开阀前95.1.2开阀后105.2压缩（压缩行程）工况下的数学模型115

2、.3 减振器的外特性模拟计算13第六章 减振器的行程与布置146.1减振器的行程选取146.2减振器行程匹配156.3减振器的行程校核16结论18致谢19参考文献20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，

3、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AbstractThe aim of this thesis is to explain the progress of design of the shock absorber. First, chose tow types of shock absorber which technics

4、 of product of is more matureone solid bowl charged absorber and tow solid bowls absorber. Then compare one with the other one. Though the former have much advantage, it s size of assemblage is longer than the request of the design. So I chose the latter. According to the theory of automotive design

5、, I chose the frame of the shock absorber and it s part, then calculate the most important parameter which was used to design. I make the F-V curves of the absorber with the mathematics model. At last I complete the calculation of the stroke by which the shock absorber works.Key words: shock absorbe

6、r; mathematics model; outer performance calculation第一章 序 言1.1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

7、械控制式、电子控制式、电流变和磁流变液体减振器四种。1.2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

8、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2.1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190mm 2.活塞最大压缩时全长不大于310mm

9、 3.复原阻力1000-2800N 4.压缩阻力不大于1000N2.2汽车振动系统对减振器特性的要求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

10、员振动响应峰值。对于轿车减振器，当阻尼比在0.3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。2.3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

11、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。这类减振器的显著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(2.0 MPa2.5 MPa)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

12、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

13、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3.1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：（1500500）11002300m得：m957.5kg960kg由簧下质量mx150kg，有：msmmx得簧上质量：ms（960-150）/2405kg3.2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：Fl、F

14、y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； Sg活塞杆截面积； Flf、Fyf减振器拉压时的摩擦阻力。3.3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=V （1）式中：F减振器阻力； 减振器阻尼系数； V减振器工作速度。3.3.2相对阻尼系数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。的表达式为： （2）式中：c悬架系统垂直刚度。式（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

15、悬架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；值较小则反之。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。两者之间保持这样的关系：y（0.250.50）s，为y与s的平均值。由于悬架采用有内摩擦的弹性元件，取0.5。图3 悬架结构简图3.3.3减振器阻尼系数的确定减振器阻尼系数。因悬架系统固有振动频率，所以理论上。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，减振器阻尼系数用下式计算： （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；减振

16、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 （4）式中：vx卸荷速度；A车身振幅；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D （6）式中：p工作缸最大允许压力；连杆直径与缸筒直径之比。再根据QC/T 491-1999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

17、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

18、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著下降。图4 筒式液阻减振器的几种典型阀结构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5.1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

19、，并略去油缸下腔的压力p1(接近大气压)，则有：图5 拉伸行程示意图 （7）式中：Q0上腔排入下腔的流量；Sh活塞的端面积；Sg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：dh活塞的外径；dg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： （8）式中：Q1从活塞常通孔流入下腔的流量；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；油液的重度；g重力加速度；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=Q1。由式和（8）可得： （9）因此，减振器的复原阻尼力为： （10）式中：Ff复原阻尼

20、力由式（9）和（10）可得： （11）5.1.2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： （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=2b, b阀片的内环半径，阀片的内环挠度。根据流量连续的原理，可得：Q2=Q1Q2 （13）将式（7）、（8）和式（12）代入式（13），整理得： （14）由上式可求出压差p2，则此时减振器的复原阻尼为： （15）图6 压缩行程示意图5.2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

21、，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f1和f3的流量为Q1、Q3，则有： （16） （17）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： （18）油液的流量： （19） （20）

22、由式（14）（15）（17）和式（18）可推导出： （21） （22） 由式（18）至式（22）可得减振器的压缩阻力为： （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Q1，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

23、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： （24） （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： （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： （27）式中：S1阀片上液体作用的面积。将此时求出的(f1f4) 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=xmax （2

24、8）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。5.3 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JB390185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。 （29）式中：Smax活塞的最大位移；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： （30）根据上面的推导，用MATLA

25、B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6.1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

26、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。连接型式斜摆角同轴扭转角H1H4(锥吊环型)620H2（直吊环）型H3（X销吊环）型34G（S）型1115（任何方向）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。表1 允许摆动角范围减振器的耐久性受连接部分角位移力矩给予本体内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： （31）式中：S减振器的行程；fd悬架的上跳行程；fj悬架的下跳行程

27、；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。6.2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：图8 行程布置示意图 （32） （32）式中：S（xs,ys,zs）减振器上连接点坐标；M(xm,ym,zm)满载时，减振器下连接点坐标；Lmin 减振器压缩到底时的极限长度；Lmax 减振器最大拉伸时的极限长度；Sa相对满载，减振器压缩到底时的上移行程；Sb相对满载，减振器最大拉伸

28、时的下移行程。减振器上下跳动余量为：上跳动余量Safd；下跳动余量Sbfj。6.3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点向控制臂作垂图9 行程校核示意图线（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：（xs,ys,zs

29、）减振器上连接中心点坐标；（xc,yc,zc）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；Lx，Ly，Lz减振器相对于车轴（或控制臂）的两个垂距，减振器下端中心在轴的前方时Lx取负值，在轴的上方时Lz取负值，在控制臂下方Lz取负值；b车轴倾角（对于前轴为相对车架后倾角，后轴又为后桥翘角）；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弧高的函数，故减振器下点也描述为弹簧弧高的函数。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|LjLmax|和|LjLmax|小于某一精度值位条件，计算出减振器上、下两个极限位置的坐标值。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1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