3减振器设计要点

1、5. 3减振器匹配与设计5.3.1车辆悬架减振器发展情况减振器是汽车悬架系统中的阻尼元件，其性能对车辆的乘坐舒适性、操纵性能等有直接的影响，其数学模型的建立一直是国内汽车动力学领域中的重要研究课题，就被动悬架减振器的研究而言， 已经建立了三类数学模型：第一类为复杂非线性模型， 该类模型是应用流体力学中的定律，根据减振器内部有也的流动情况建立的。模型中参数较多，如 Segel及Lang模型有82个参数。该类模型可用于研究减振器本身的特性，但不能方便的用于汽车动力学系统的仿真。第二类是线性化模型，如 Wallaschek模型，该类模型不能比较准确的描述减振器的特性。第三类是简单非线性模型。该类墨西

2、哥你是通过试验的方法建立的，模型虽然仅含有较少参数，但能比较准确地描述减振器的性能，又能方便的用于汽车动力学系统仿真。该类模型的代表是剑桥大学Besinger等人的7参数模型。该模型在 10Hz以内与试验结果比较吻合，标志减振器数学模型研究的最新进展。本文从研究减振器的阀片入手，首先应用弹性力学理论建立阀片的力学及数学模型，解决圆环薄板的大挠曲近似求解问题，然后，建立内外特性关系的数学模型，最后以桑塔纳前减振器为例，验证理论模型的逼真程度。5.3.2车辆悬架液压双筒减振器阀片精确建模汽车所使用的双筒液压减振器仿真分析建模的最重要工作集中在减振器阀片建模、油液假设、油液流经所有孔隙情况下的流体力

3、学建模及方程的求解等问题上。在所有这些问题上，减振器阀片挠曲计算对仿真结果的影响是最大的。 鉴于已经有很多减振器方面的研究，本文仅就减振器阀片挠曲变形的计算进行研究，其它内容的研究借用前人的研究成果。1目前减振器阀片挠曲变形的情况目前汽车主要使用双筒液压减振器和单筒充气式减振器两种，双筒液压减振器在轿车上的使用率为 100%。对双筒液压减振器而言，其核心元件是环形阀片。因为对圆环形薄板的大挠曲问题还不能求得其精确解，因而迄今为止对阀片的变形仍沿用圆环形小挠度理论求解。单双筒液压减振器内阀片的大变形挠度值远远超过小挠曲问题。当减振器阀体内外环臂下高度差远大于阀片厚度，显然，随着压力增大开阀后的挠

4、度 将是片厚的若干倍， 而小挠曲问题的挠度值一般限制为阀片厚度的五分之一。对于小挠曲问题，其挠度值与 压力成线性关系。因此，若对减振器那的阀片仍然采用小挠度理论求解，其挠度值在高压力段会远大于实际图5.3.2环形叠层板示意图5.3.1阀片受力力学模型值，使用这种模型来进行分析必然会造成 很大的误差。液压双筒减振器的仿真计算一直是研究首先总结目前所有减振器仿真计算中使用的阀片变形建模方法。的热点，已经有很多人进行了这方面的研究工作。一般在阀片变形计算中都采用简支梁假设材料力学和板壳理论的等两种方法进行。基于一般简支梁假设的共轲梁法计算，由于假设条件过于简单，计算结果不可避免 的会出现较大误差。基

5、于板壳理论的薄板翘曲变形计算稍许复杂，如下对其内容进行归纳总结。由于阀片的厚度与其直径的比值很小，故应当按照板壳理论进行求解。板壳理论中将翘曲问题又分为小挠度（变形量板厚/5）问题和大挠度（板厚/5变形量v 5X板厚）问题。这两种情况在减振器阀片变形 计算中都会出现，我们将其分开讨论。双筒液压减振器的阀片元件，可以看作受均布载荷的圆形薄板的挠曲变形，其力学模型见图5.3.1。考虑到工程问题，在一般问题的求解过程中，将作一般的近似圆形薄板的弯曲。1）小挠度弯曲问题（变形量板厚/5 ）根据弹性力学的经典理论求解圆形薄板的弯曲问题采用极坐标比较方便。使用极坐标r、0之后，得到方程：(5.3.1)式中

6、：为拉普拉斯算子。此方程的解可以表示为齐次方程的解w'与一特解w*之和。对于均布载荷，特解可取值为:4 q0r64D(5.3.2)故方程的全解为:4w =C1 ln r , C2r2 In r - C3r2 - C4 qr64D对于工程中最常用的有中心孔的圆板，对于内径被夹紧，受到均布载荷作用的情况 按以下公式计算其应力和挠度：(5.3.3)(见图5.3.1), 一般二 maxwmax = k2pR4Eh3(5.3.4)其中：k1、k2为泊松比R =0.3时的系数，R为外半径。对于圆环型薄板，利用内外处的四个边界条件，可以确定上式中的四个任意常数。 向载荷为均布载荷，于是得到则任意常量

7、r处的横截面上的弯矩和横向剪切力为:因为薄板所受到的横Mr = D L(1 N 仔十(3十 C C2 +2(1 + N C2 ln r 十2(1 十 N C3 +虬(3+(5.3.5)r216Dq0r2D(5.3.6)根据边界条件:w_=0, dw/dr = 0, Mr = =M，V,|= 0(5.3.7)1 a1 a可以解得四个常数:CiC2C32= q£匕2b2lna16D_ qob2一 一 8D1 ' M 1= J +2 D 8Db2 -a2 L2c3a22 q0a22ln a 1+;)+(3)q°b - ；(3+(N -1)J160D(2b2lna + b2

8、-a2)JC44 qoa22C1 Ina - C2a In a - C3a64 D(5.3.8)式中： M -内半径处所受到的弯矩值a 内半径b - 外半径Eh312 1- 2h - 板厚N -泊松比2)大挠度圆板轴对称弯曲(板厚 /5变形量v 5X板厚)对于大挠度问题，即薄板的挠度h/5< W <5倍板厚的情况，由平面力所引起的中面位移 U和V所产生的 应变，并考虑由于挠度 w使板在平板中面方向上的距离的缩短时，考虑大挠度平板的的平衡方程：Fx =0、Fy =0" Mx =0'、My =0合并以上方程得到：.2.2.2,4 w- w- wD'、w=q N

9、x2NxyN(5.3.9)x 2xyy 2二x；x.y: y对于大挠度圆板的轴对称弯曲，将直角坐标系变换为极坐标系，有：_ 1 d d 1 d dw Y： 1 d 'z dw、D1rrlb-rNri = q (5.3.10)r dr、dr j dr < dr 川 r dr < dr )其中，未知函数有 w和N两个，故还需要补充一个方程，补充对称问题的形变协调方程：d 1 d，2z J , Eh dw '_(5.3.11)(5.3.12)r 1(r2Nr)+|=0dr j dr J 2 <dr !联立求解未知变量 3和N。进行变形处理，得到：d2u +1 du

10、_u_ _ 1 .2 中巡dr2 r dr r2 2r dr+1_2,"曲+dr2 r dr r2 h2 (drr 2 ) 2D式中：dwdrEh3121 只有在对于大挠度的薄板方程，是两个联立的非线形微分方程组，要在边界条件下求得它们的精确解, 非常简单的情况下才有可能，一般都是非常困难的。故通常条件下，人们取以下简化方程来求解：(5.3.13)d2 : 1d :Q,2,-2 二 一 dr r dr r DQ - 作用在半径r的单位圆周长度上剪切力根据上面的总结可见，使用板壳理论的小挠度和大挠度求解阀片翘曲变形量的方法，对于小挠度情况比较适用，对常常出现的薄板翘曲的大挠度问题，问题

11、的求解却非常困难，不得不采取近似方程求解的方法来 替彳t,大大降低了板壳理论求解的精度。同时，我们知道，减振器阀片除了有单片情况外，绝大多数情况下 都是由多片阀片叠加组成的。上述这两种方法中，除了存在假设过于简化和方程无法求解的问题外，还无法解决多层阀片的叠层计算问题，只是简单的将它们简化为叠加厚度的单片问题加以求解，这就必然会产生叠层阀片之间摩擦力无法计算的问题，也是造成仿真结果的不准确的一个重要原因。为了解决精确求解叠层弯矩和叠层层间应力计算的问题，本文中将借用范家让教授的叠层板壳理论解决这个问题。2叠层板壳的精确理论(1)线性常系数齐次状态方程的解齐次状态方程是指输入为零的状态方程，即：

12、x(t) = Ax(t)(5.3.14)初始状态为：x(t)t£ =x(0)又、-x2(t)式中：x(t) =.(5.3.15)I ： I4(t)A = (a/(i,j =1,2, ,n)aj 一般是复数，t是自变量，初始状态是 为(0) =g ,(i =1,2,，n),并令_ c2x(0)二二cn满足初始状态为(0) = Ci, (i = 1,2,，n)的线性齐次状态方程x(t) = Ax(t)有且仅有唯一解x(t) =eAtx(0),其中各个量如上所示。所推导的结果为一阶线性常系数齐次常微分方程组，如前推导为线性常系数齐次状态方程。线性常系数At微分万程解王要取决于矩阵的指数函数

13、e的计算。一旦将其求出，其它各状态变量就可立即求得。应用凯莱一哈密尔顿(Cayley - Hamilton)定理，将eAt化为nn阶方阵A的有限多项式，形式如下：(5.3.16)eA，0 t I ： 1 t A -nt AnJ其中Oto(t)口 1。)、Otn(t )为的某组标量函数，其确定方式如下:情况1 ： A的特征值%,%，Kn互异，有:rO(t)、一1兀二n1 /-1_1e%(t)1 :1> =.?一233 nA 2-2aTe1 - 人,J7-n ,.n ，.ne(5.3.17)情况2： A的特征值有重根，如果A的特征值尤为r重根，而其余n-r个是单根，对于重根部分有方程组:口o

14、(t) +%(t)储 +"2(t)7； +Un4，=e'三 o(t) +%(t)斯十匕，；十十册乂】=二e，1td1d1,2d 2%o(t)+%(t)/+%(m i +%九；=:ed 1d , 1(5.3.18)r -1r -1d7Tz1(t)A +5*11=5/其余nr个单根方程用(5.3.17)表示，(5.3.17)与(5.3.18)求解可得到系数 豆j (t), (j = 0,1,，n 1)从弹性力学的动力学平衡方程和反映应力应变关系的基本方程出发，抛弃任何有关位移或应力模式的人为假设，对于柱坐标系中的板单元，推导出横观各向同性材料的单层环板轴对称的状态方程。对于非轴对

15、称问题：2圮"3'：荔'=沆2并令：C1C13C5C33C23=C11C33=C66 > C7> C3 = C12C13C23C33> C4 = C22C3C33C33,C8 二C5555,C9C44记R = %z, O =t9, Z =z,可得到如下的关系:U、V2 -应RQW.AD°C cy +一000000C1-c5BCv5一 rEC5 ：C5C7C800C9-Of-p，+11-pyVI r0J00仔¥R000G000W(5.3.19)其中:A. 2 -C2: 2 .C6-2-C2: £, B = . C3 C6

16、' C4 C6 2r rrD = _C3 c6、-C L E = 2 .C6： 2 .C2 -2二 Crr r平面应力的求解:C2aC3aC3rCrC6 a0口JV Z(5.3.20)对于横观各向同性材料的轴对称问题,V = T田=丁& = P = 0 ,而且同时有 C2 = C4,C1 =C5,因此,方程(5.3.20) 和(5.3.20) 分别化为:I、-Zz RW0 2 c - 2 C2 .- C2工-r11、C1c( + II r )C220 C8n 11、0- a +r r.!C1：0C702fU、3IRIwJ(5.3.21)c - C3C 1C2ct +,r'

17、;=Ir尸 ej a+C2 一r其中的符号定义同上。一 C1(5.3.22)将位移和应力分量写成如下分离变量形式：U ndfUoei t,Z = f(r)Z(z)ei t drR - df(r) R(z)ei W= f(r)W(z)ei t dr经过化简得到：(5.3.23)U(z)，00 C8-1 1U、djZ(z)> =00 K - P®22dzR(z)C2K - Pw2 C100JR(z)W(z),-C1KC700-W(z),对于满足特定边界条件的特定的km值，方程(5.3.24)变成:(5.3.24)(5.3.25)d Um(z) Zm(z) Rm(z) Wm(Z)T

18、= dzDU m(z)Zm(z) Rm(z) Wm(z)T其中:I 00 c8-1 I00 km2 - P0222C2km - P8cl00一,2一-C1kmC700(5.3.26)根据前面介绍的知识，方程 (5.3.26)的解为:Um(z) Zm(z) Rm(z) Wm(z)T = D(z)Um(0) Zm(0) Rm(0) Wm(0)T(5.3.27)其中，D(z) =eDz称为状态转移矩阵，U m(0), Zm(0), Rm(0)和Wm(0)称为初始值。(2)叠层环板的挠度、层间应力和自然频率在汽车悬架用双筒液压减振器的仿真分析中，P系中的阀片通常都是环形薄板，由23片、甚至更多片叠合而

19、成的，为此，分析叠层环形板叠加情况下的挠度、层间应力和自然频率就显得非常有实际意义。图5.3.2(a)所示为多层各向同性材料环形板的叠层。图 5.3.2(b)所示为其中任意单层板在局部坐标下 的情况，外径为a,内径为b,厚度为ho可以得到叠层板力学量的递推公式：Rp(hp) =DpDpD2DiR(0) = ： R(0)(5.3.28)式中:Rj(z) = Um(z)Rj(0) = Um(0)Zm(z) Rm(z) Wm(z)TZm(0) Rm(0) Wm(0) J(5.3.29)1口 =n Dj , Dj =Dj(hj)(5.3.30)j -p对于横观各向同性体材料，其弹性常数之间存在如下关系

20、:C11 = C22 = C33 ,C12 - C13 - C23 , C44 = C55 - C66 = C11 - C12 / 2因而独立的弹性常数只有两个，即：C11和C12。它们与工程弹性常数之间的关系是:E 1 _2e1 . jC11二77，C12=;7(5.3.31)111一 J2-212 1 -.；2-23状态空间方法解题步骤1)确定实际使用情况的边界条件；2)根据边界条件确定矩阵 A中各个元素；3)根据矩阵A确定K;4)根据K确定状态转移矩阵 D,求解静力问题时，取 。=0;5) 求矩阵D的特征根；6)根据方程组确定 %(z)、«2(z)> 33亿)和c(4(z

21、),这样矩阵D就完全确定了。7)根据实际加载情况，确定初始压力数值，进而通过方程组求解出初始值;确定各个状态的各分量。对于桑塔纳减振器阀片：1) 边界条件的确定内边界固支，外边界自由，故有：(5.3.32)(5.3.33)在 r =b处，W =U =0在r = a处2d2f(r)df(r)2'= 0dr r drd %2f(r) 1 df(r)7 020dr i dr r dr ,并确定阀片材料的弹性模量和泊松比。2) 考虑边界条件，确定矩阵A中各个元素各元素为：aii=J0(kb), ai2=N0(kb), ai3=I0(kb), ai4=K0(kb)a21 =J1(kb), a22

22、 =N1(kb), a23 =I1(kb), a24 =K(kb)a31 =(1 - l)J1 (ka) kaJ0(ka), a32 = (1 - l)N1 (ka) -kaN0(ka) (5.3.34)a33 =一(1 -L)Ii(ka) kaI°(ka), a34 =(1-L)Ki(ka)kaK°(ka)a41 = J i (ka) , a42 = N1 (ka)，a4311 (ka), a44 - -K(ka)其中，J0(kr)和I0(kr)是第一类贝塞尔函数，N0(kr)和K0(kr)为第二类贝塞尔函数，Ji(kr)和Ii(kr)是J0(kr)和I0(kr)的递推函

23、数，Ni(kr)和Ki(kr)是N0(kr)和K0(kr)的递推函数。具体定义见附录1。3) 根据矩阵A确定k ；根据定义，矩阵A的行列式:aiiai2ai3ai4A =a2ia22a23a24二0a3ia32a33a34a4ia42a43a44(5.3.35)即可确定km = k值。4)根据K确定状态转移矩阵D,求解静力问题时，取8=0 ;一 00C8-1100k2 km0Czk；Ci00CikmC700 _(5.3.36)求矩阵D的特征根;假定矢I阵D的特征值为 , % , %和?'-4。6) 根据矩阵D的特征值和方程组(5.3.17)和(5.3.18)确定 巴仁)、a2(z)、a

24、3 (z)和ct 4(z),完全确定状态转移矩阵D。7) 根据实际加载情况，确定初始压力数值，进而通过方程组求解出初始值;假定减振器阀片表面受到均布油液法向压力q 的作用，此时，Zm(0) = q, Rm(0) = Rm(h) = Zm(h) = 0于是就有:Um(h)Zm(h)0Dn(h)D2i(h)D3i(h)Wm(h), p4l(h)Di2(h)D22S)D32S)D42S)Di3(h)D23(h)D33S)D43S)Di4(h)D24(h)D34(h)D44(h)'Um(0), q l_0 Wm(0)(5.3.37)取其中的第二和第三个方程，得:D2i(h)D3i(h)D24(

25、h)Um(0)；D22(h)q= q，D34(h)J Wm(0)；、D32(h)(5.3.38)即可求得Um(0HDWm(0),确定了初始值。8) 确定叠层板的挠度。这样，根据方程(5.3.27),可以求得板上表面的各力学量，而这些力学量又是上块板的初始值，代入方 程(5.3.29)和(5.3.30),可求得多层叠层板上下表面的各个力学量的数值。考虑对减振器性能影响最大的阀片外边界处挠度，此处的挠度为W(a)Cnqh根据这种算法，编制了相应程序进行计算，程序中需要给出阀片材料的弹性模量和泊松比，阀片几何参数，作用在阀片上的均布载荷，即可计算得到叠层板外边界的挠度。5.3.3车辆悬架液压双筒减振

26、器建模与求解 1减振器物理模型减振器阻尼力是由在减振器时间历程之内的压力降决定的。为了分析，首先需要建立其详细的物理模型。图5.3.3所示是某减振器总成的结构草图。减振器由活塞总成、底阀总成、活塞杆，工作缸和贮油筒等构成。活塞的流通阀和底阀的补偿阀是单向 阀，阻力主要由螺旋弹簧提供，通常这个力值都很小。因此，流通阀和补偿阀在受到正向压力时仅提供很小 的压力降，但当受到反向压力时则提供无穷大的阻力来将流通阀和补偿阀完全封闭。在活塞和底阀上还开有常通的小孔，在减振器受到小负荷、高频率振动时提供压力降。活塞上的拉伸阀和底阀上压缩阀是由压力弹簧和阀片控制的压力阀，只有在压力达到一定值时才会开启和上浮，

27、拉伸 阀和压缩阀主要是在紊流状态下产生很大的压力降。当活塞杆及活塞总成向上运动时(拉伸行程)，油液通过活塞总成的常通孔或拉伸阀(当油压足够高时)从工作缸上腔流向下腔，由于活塞杆体积的存在，从上腔流向下腔的油液不足以补充下腔的体积变化，一部 分油液便会通过底阀上的补偿阀和常通孔从贮油筒流向下腔。在油液流过所有这些阀和孔时都会产生压力 降，从而消耗掉能量。当活塞杆及活塞总成向下运动时(压缩行程)，油液通过活塞总成的流通阀和常通孔从下腔流向上腔， 由于活塞杆体积的存在， 从下腔流向上腔的油液量大于上腔的体积变化，一部分油液便会通过底阀上的常通孔或压缩阀(当油液压力足够高时)下腔流向贮油筒。在油液流过

28、所有这些阀和孔时都会产生压力降，从而 消耗掉能量。由于活塞杆和工作缸之间的相对速度的变化，使得作用在活塞上的力也是变化的。通常人们使用减振器力值-位移的工作图或减振器力值 -速度曲线来进行分析。减振器物理模型5.3.3图5.3.4减振器速度一力特性曲线2减振器建模(1)假设：1) 减振器的摩擦力是由减振器导向杆与导向器密封套及活塞上的密封圈与工作缸之间的摩擦造成的但只有当减振器受到横向力作用时才会产生较大的阻尼力，在一般减振器使用条件下, 于50N)与减振器阻尼力(介于 5005000N之间)相比很小，一般予以忽略。2) 认为减振器油液温度在一个循环作用周期内不变。(2)阻尼力的表示则根据物理

29、模型，减振器阻尼力可以表达为：(1)这些摩擦力的值(小式中：FiFyP1P2A一活塞压缩时减振器的阻尼力一活塞拉伸时减振器的阻尼力一工作缸内活塞上腔油液压力-工作缸内活塞下腔油液压力-活塞在下腔中的有效面积Ag 一活塞杆横截面积Ff 一摩擦力所引起的阻尼力Fb 一缓冲块所引起的阻尼力(3)流量的计算根据流体力学的知识，油液流量的计算可使用如下公式:Ah vAh - AgV(4) 阀系建模(忽略油液的可压缩性)对于阀系的组合，分为并联和串联两种形式。在并联连接中，压差一定但总流量是各个连接的流量之和；在串联连接中，流量一定但压差等于各个串联连接的压差之和。许多论文中都将减振器中的压力流动路径分为

30、三个部分，即：常通、阀系和流通孔。首先，常通孔流量P1 =mBiQriPBi220入）2适用于低速情况的常通孔分析。由于这个被动原因所造成的压力降通常可以用一个有理多项式来表达:Pi 二 mBiQri其中：m-常通孔数，ri=1表示层流状态阶段，r2表示紊流状态，通常取值在1-2之间，一般分析中都取2=2来计算，但当考虑雷诺数是一个变量时，取2=1.75。为了分析方便，我们先选择活塞总成进行分析。考虑拉伸阀，在拉伸阀开启之前，就已经作用有一个预压力P。，只有当油液压差大于弹簧预紧力时，拉伸阀才能开启。此时，油液从拉伸阀的压紧垫片和活塞体 下面凸起之间形成的缝隙流动。此时阀的开度必：Fy =(P

31、2 - Pl) AhPi AgFfFl =(Pi -P2)Ah - Pi AgFf FbP13 A3 - F1、=k1所以，P可由下式算出:Q=b,3 P12l这里，P是油液密度，N是油液的动力粘度；A是活塞上小孔面积；N是活塞上小孔数；A是活塞上小孔面积减去节流垫片遮去的面积；r是活塞体下凸起内半径；A是拉伸阀垫片的受力面积；F是拉伸阀弹簧的预紧力；l是活塞体下凸起宽度；k是拉伸阀弹簧刚度；N是缺口垫片的缺口数；h为缺口垫片厚度；当拉伸阀开启后，几个流动孔也会产生流动阻力，其计算式为：此时，流通孔与拉伸阀是串联连接，故总压力降为流通孔压力降和啦伸阀压力降之和。而常通孔与拉伸阀为并联连接，故它

32、们两端的压力降相等，但总流量却是拉伸阀流量加上常通孔流量。综合以上分析，可以得到阀系总的流量特性和压力特性。其详细的函数关系可以近似用泰勒展开来表示1,也有人使用半经验模型来表达 2。同样，底阀的简化也可以完全按照类似的方法完成。(5)摩擦力的考虑摩擦力主要是由于活塞杆和导向器衬套、活塞密封圈和工作缸之间的接触而产生的。双筒减振器的摩擦力通常是非常小的，一般小于50N。与减振器产生的力相比是非常小的，因此，一般忽略不记。3仿真计算按照国家标准，减振器速度特性试验条件为：a.减振器温度：20 Cb.减振器试验行程：20100mmc.减振器试验频率：100c.P.m在此条件下，我们进行了1t算机仿

33、真计算。图 5.3.5和图5.3.6所示为使用简支梁假设、板壳理论方法 和使用状态空间方法仿真曲线与试验曲线的对比图。由图可见，文中所建立和使用的非线形仿真模型能够反映减振器的实际使用性能，可以用于对这种特定减振器一般性能的分析。如图5.3.5和图5.3.6所示，采用考虑了叠层板之间剪切应力的叠层板精确理论的阀片建模方法，比采用简支梁和薄板理论的仿真结果有所改善。5.3.4计算结论文中对某轿车用减振器进行了非线性建模，并运用此非线性模型对该减振器进行了仿真研究。文中在进行非线性模型进行建模时，没有考虑对于减振器性能影响较大的油液的可压缩性，Duym等人认为油液的可压缩性是引起减振器迟滞效应的关

34、键因素。因此对于减振器中的迟滞效应还得不道满意的结果。同时，文中的仿真过程对于拉伸阀开启点的计算还有较大的误差，有待进一步的研究解决， 作者认为拉伸阀阀片间的摩擦力应该是一个对减振器性能影响很大的因素。为了能够更好的解决这个问题，将范家让教授的强厚度叠层板壳精确理论在减振器阀片建模中具体应用。在其它模型条件不变的条件下，分别是用了简支梁假设、弹性薄板理论方法和叠层板壳精确解方法对减振器阀片进行建模分析，并对得到的结果进行了比较，从图5.3.4和图5.3.5中可以看出，简支梁假设的计算结果偏差较大，采用薄板理论时可减小这个误差，采用叠层板壳 精确解方法可得到较好的结果。可以看到，油液的可压缩性能

35、对仿真结果仍然有很大的影响，对这方面的考虑应当随着流体力学的发展而改进，使仿真结果更接近实际情况。减振器对行驶安全性和平顺性具有同样重要的意义。它可阻止车轮跳离地面，即保证良好的地面附着性，也可抑制车身的振动。减振器与轮胎和车轮一样同属底盘中更换最频繁的部件。车主认为更换减振器可改善车辆的行驶性能。而当限位块出现早期磨损，使减振器不得不承担行程限位任务时。也常使得减振器需要更换。但如果因更换而使得车辆的行驶、转向及制动性能发生变化，从而由此危机到其他的交通车辆，则“通 用运行许可证” (ABE认为该车自动失效，保险公司中的保险也一样失效。采用的轮胎是否正确，可通过其尺寸标记和ECE下标辨认，就

36、象其胎面花纹由于磨损使深度不合标准可明显看出一样。相反，减振器布置在底盘内部，类型标记完全包在里面，而且大都蒙上了尘土，因此几乎 不可辨认。此外，减振器多种多样，只有通过查阅表格才能确定采用的类型是否可完全被汽车生产厂认可以 及对汽车运用。事实上，目测法只能在减振器漏油时发现损坏，而减振器装车后检查也还没有被普遍采用。 这也许是在道路上行驶的汽车中，减振器损坏比轮胎损坏多的原因所在。有关各种减振器系统及其实际中的应用的介绍请参阅减振器及其相关资料。(1)安装方式减振器的上端固定在车身或车架上，下端与摆臂或车桥连接。当车轮下落时，减振器通常是处在伸张阶段，而车轮上跳时处在压缩阶段。两个阶段均能对

37、振动起抑制作用。减振器应该垂直安置。如果它与非独立悬架中的刚性车桥倾斜一个角度二，则当两侧车轮同向等幅跳动时，在计算中要考虑将阻尼折算到车轮处的传动比：Id =1/C0S-d(5.3.39)愈大，在车轮端的力愈小，减振器白行程也愈小。因此传动比Id以平方的形式出现在阻尼计算中。当两侧车轮反向跳动时，距离bD也有附加影响。传动比为：bh，八Id =-(5.3.40)bo ,cos d减振器布置得愈靠里，有效距离bD与轮距bh相比就愈小。而两侧车轮反向跳动时可传动比lD中较大会使得对车身侧倾的减振作用差。这尤其是对质心较高的车身有不利的影响。在独立悬架和复合式悬架中，减振器与导向摆臂斜交也是不利的

38、。只是这时式5.3.39对两侧车轮同向等幅跳动和反向跳动均适用25OJ位移（mm）*-1图5.3.5减振器位移力特性曲线图5.3.6减振器布置得愈靠里，它对车身侧倾运动的抑制作用就愈小图5.3.6如果减振器斜置在刚性车桥上，则当车轮上跳时角度I增大。其缺点是使加载状态的阻尼作用不理想。此外，减振器布置得愈靠里，它对车身侧倾运动的抑制作用就愈小。（2）不充气的双筒减振器 a减振器构造图5.3.7是减振器的构造图。减振器由位于固定在活塞杆6上的活塞1下的工作腔A、底阀座4和活塞导向座8 （图5.3.85.3.10）组成。导向座同时还支承油封 5,并与活塞1 一起承受出现的弯矩。在工作缸 2 和贮油

39、筒3之间是补偿腔C,其中将近一半充满油液。剩余的部分用来接纳由于发热膨胀而增大的油液容积（油液温度可高达+120C,采用氟化橡胶油封时，油温可以短期内升至+200C）以及因活塞杆的进入而压出的油量。补偿腔中的油柱面必须达到腔的一半高，以避免在极限行驶状态下空气自底阀吸入工作腔。当活塞杆完全抽出，并在温度很低（-40 C）时，有可能出现这种情况。图5.3.7说明减振器功能的双筒原理示意图图5.3.85.3.10各类阀体结构图5.3.7说明减振器功能的双筒原理示意图。图中各部件为：1.活塞；2.工作缸筒；3.储油缸筒；4.底阀座；5.活塞杆油封；6.活塞杆；7.防尘罩；8.活塞杆导向座；9.回流孔

40、还要附加考虑的是在汽车中减振器位置的倾斜,它会使得补偿腔 C中一侧的油面下降。因此要限制减振器与垂直位置的偏离角4（图5.2.15）。在完全压缩状态下的最大允许值为45°。b工作原理车轮上跳时，减振器被压缩，活塞1向下运动。一部分油液从下工作腔经阀II流入上半腔A （图5.3.7）。相应于活塞杆沉入部分体积的油液经底阀座4上的阀IV压入补偿腔 C。压缩过程需要的阻尼力主要由此提供。只有在不够的时候，位于活塞上的辅助阀才起作用。如后面的图5.3.7所示，阀n实际上由用锥形弹簧压紧的盖板9组成。车轮下落时，在上抽的活塞 1和导向套8之间的油压升高。主要的油量经可调的阀I压出。伸张行程的阻

41、尼力主要由此提供。剩余的油量通过活塞杆与导向座之间的缝隙（图 5.3.8中用Si表示）和角上的通道 E 和G （同样见图5.3.8 ）被强制挤出。当活塞杆抽出时，工作腔 A中缺油。补充的油液自阀出从补偿腔C中吸入（图5.3.7 ）。在工作腔和补偿腔中脉动循环的油液通过贮油筒3得到冷却。c排气和补油双筒式减振器必须排气，因为这种减振器中不可避免地会在工作腔内产生气泡。这是由于以下原因所致：a.减振器在安装前水平放置运输或水平堆放； b.长期停车后工作腔中的油面下降；c.行车结束后减振器开始冷却，这时工作腔中的油液要收缩。无须有什么特殊的条件，气泡都可能形成，并可能由此产生（尤其在冷天）令人不适的

42、噪声。这种现象 称之为“早晨病”。设计中必须保证，充满工作腔的油液在停车时不会流到补偿腔中以及对由于油液收缩而空出的容积进行 补油。Boge公司解决这个问题的办法是：采用图5.3.8所示的角环5和两个图5.3.8 在Boge公司大批量生产的双筒式减振器上采用的油封-导向座组件。成品的减振器通过使储油缸筒3绕活塞杆导向座 8上的边缘U滚一道边来封口。压入活塞杆导向座外侧、相互成直角布置的通道E和G。环5形成一个贮油器 R2。冷却时，油液可从这里经过两个通道回流补油。这种结构的另一个优点是：进入工作腔中的空气容易排出。这时通道E和G作为排气道。通过车轮的跳动，空气可在很短的时间经过这些通道排出。此

43、外，角环还可阻止在活塞上移时 由通道E射出的油束直接喷在贮油筒 3上产生乳化。在伸张阶段，活塞上方工作腔中产生高压，将油液经过缝隙Si （在活塞杆与导向套之间）以及角上的通道 E和G向上压出。这少量的油液对活塞杆起润滑作用， 然后流到贮油器 R2中，并可经（由角环 5和贮油缸筒3形成的）环缝S2流回到补偿腔 C中。在此行驶中形 成的风吹在缸筒 3上，起到冷却作用。但是环缝Si及通道G的数量和大小可等价于一个固定的油道。在设计活塞面积时，必须考虑它的影响。在压缩阶段，活塞杆被压入，相应体积的油液受到挤压，同样会在工作 腔中产生高压。也就是说，在压缩阶段也会将油液经过缝隙Si及通道E和G压出，然后

44、再回流到贮油缸筒3中冷却。d伸张阀双筒减振器的伸张阀通常是由固定油道和用弹簧压紧的阀盘构成的组件（图5.3.9）。活塞1通过螺母3固定在活塞杆2的下端。工作缸筒 4的周向密封由活塞环 5承担。销Zi是活塞的定心销。真正的伸张阀是 用螺旋弹簧7压紧在密封缘 Ki上的阀盘6。通过螺母8可调整压紧力。在活塞杆 2的销柱Z2和阀盘6上的 圆孔之间存在环形缝隙S4o它的面积形成了真正的固定油道（亦称旁道阀）。当活塞上移时，油液经过孔Bi流出，然后再流经固定油道以及（当阀盘被顶开时）真正的伸张阀。伸张阶段阻尼值的大小：a.当活塞低速运动时，由固定油道决定。它包括环缝S4的长度和面积大小（这时阀 6还关闭）

45、，活塞杆6和导向座8上圆孔图5.3.9 Boge 公司生产的双筒式减振器上采用的伸张阀组件。之间的环缝 Si （图5.3.8）以及角上的 排气通道E和G;a.当活塞中速运动时，主要取决于阀盘的开度。即由弹簧 7刚度和预紧力决定；d.当活塞高速运动时，阀口开度很大，所以取决于孔Bi的数量和面积。综合考虑这些因素，可以调节出任一种需要的阻尼特性曲线，即阻尼特性可呈斜率递减 性，或呈等斜率递增性（图5.3.9a）。图5.3.9a阻尼特性可以呈斜率递增性（上图）、等斜率性（中图）或斜率递减性（下图）。曲线形状 直接和示功图有关。示功图包围的面积最小，从而平均阻尼也最小，相应的曲线呈斜率递增性。阻尼特性

46、 曲线的形状可以在计算式中用哥指数n描述：F D=kD , Vd在压缩阶段，一小部分油液通过销Z2周围的环缝S4流回。而大部分油液则在顶开阀片9后经外侧的通道B2流回。阀片9是一个较薄的圆盘，仅作单向阀用。它采用中心导向，通常由棱缘K2和K31密封。压紧力由较软的锥形弹簧 10提供。它的上端靠在自侧面装入的保险盘11上。该盘同时还作为限位块，防止在活塞高速运动时阀口开得太大。 e压缩阀在图5.3.9中所见的，安装在活塞上构件911仅仅是一个单向阀。压缩阶段的阻尼力主要由安装在减振器下端的底阀提供。图 5.3.10所示为在Boge公司生产的T27和T32型减振器上采用的底阀断面图。真正 的阀体1

47、上开有圆孔 B10当车轮下落，活塞上移时，必须补充油液以填补因活塞抽出而空出的容积。这时 由锥形弹簧2压紧的盖板3被顶开，油液自孔中 B1吸出。图5.3.10 Boge 公司生产的T27和T32型双筒式减振器中的底阀。在轿车和轻型载货汽车上使用的减振器的活塞杆直径为11mm。只有95mm2的小小面积必须作为“活塞”承受压缩阶段的阻尼力（在伸张阶段有478 mm2的面积可供使用，它等于直径27 mm的活塞面积扣去活塞杆面积）。当活塞杆压入时，压缩阀被受挤压的油液充开。压缩阀由弹簧片组件4构成。它的最上面一层开有凹槽4以形成一个固定的油道。根据孔 B2的直径、弹簧片的数量及厚度和开口面积 S4的大

48、小可以调节所需的阻 尼特性。但固定的油道也存在缺点：汽车静止时，工作腔 A中油液位置较高，从而会流入补偿腔C中。但当汽车重新启动，行驶过一段距离后，又可得到补偿。只是这时会产生令人不适的噪声，即“早晨病”。在工作 腔上方的空气排尽前，当车轮下落时总会使得活塞杆大小导向座受到油液的冲击。为了避免产生这种噪声， Boge公司设计了一种阻通阀 5。它与弹簧片组件串联，盖住孔B2,从而阻止油液的回流。压缩阶段的阻尼特性由底阀和图5.3.9中所见的环缝面S4以及活塞上的单向阀 9的共同作用决定。此外,图5.3.8所示的排气通道 E和G以及活塞杆与导向座之间的环缝S1也有影响。为了有足够的润滑并进一步防止

49、油的乳化以及通过一定的循环改善冷却条件，工作腔上半部分（即在活塞1和导向座8之间，图5.3.7）中的油压应该始终高于在活塞与底阀4之间的油压。因此底阀防止油液溢出的能力大于单向阀n防止油液流经活塞的能力。（3）充气的双筒减振器不充气的双筒减振器是最经济的减振器。但如果汽车或底盘有一定的要求，采用充气式减振器更好或者有必要，则充低压气体的双筒减振器可供使用。所增加的成本在可接受的范围内。由于压缩阶段的阻尼特性仍由底阀决定，所以充气压力约4bar就足够了。活塞杆抽出的力Fk由此可以很小。这就使得可以毫无问题地在麦弗逊式悬架中采用较粗的活塞杆。充气式减振器的基本构造、长度和大小与不充气式减振器一样，

50、从而在选用时不需要汽车（对运动型变 形车也一样）作任何改动。充低压气体的双筒减振器有以下优点：a.在振幅较小时，阀的相应也比较敏感；b.提高了行驶平顺性；c.改善了极限条件（例如在坑洼路上行驶）下的阻尼特性；d.流到噪声很小；e.与充气的单筒式减振器相比，长度更短，摩擦更小；f.在有气压损失时，仍可保证其功能。充气的双筒减振器与不充气的相比，不同之处仅仅是在补偿腔 C （见图5.3.7）的上半部分充有气体。 为了保证工作腔中始终充满油液（在汽车长期静止和冷却后也是一样）和长距离行驶后气压不降低，一些减振 器生产厂在活塞杆油封 1 （图5.3.10a）和导向座2之间安装了一个附加的气封3。它对贮

51、油缸筒起密封作用。气封膜4允许压力油液经活塞杆与导向座（图5.3.8）之间的缝隙 Si流回补偿腔6中，但不允许气体反向漏出。图5.3.8中所示的贮油器 R2已不再需要。（4）充气的单筒式减振器根据图5.3.11中的原理示意图，可方便地说明这种目前几乎是唯一使用带浮动活塞（件 1）的单筒式减 振器结构。补偿腔3位于上方，它（象在双筒结构中一样）必须补偿由于油液的发热膨胀和活塞杆的压入而 引起的容积变化。浮动活塞1将油和气体分开，并隔出实际的工作腔2。减振器活塞5的直径通常为36、45或46mm。它固定在活塞杆 8上，并装有阀6和阀7。活塞杆的抽出方向可以向下（如图5.3.11所示），也可以向上（

52、如图 5.3.11a）。由于浮动活塞 1的作用，安装时可不受位置的影响。如果减振器缸筒固定在车 身或车架上，缸筒的质量计入簧载质量，而属于非簧载质量只有较轻的活塞杆。这正是优先采用图5.3.11中所示的安装方式的原因。图5.3.10a Boge公司生产的充气双筒式减振器。它带有专用油封1、气封3和橡胶辅助弹簧 7。弹簧在车轮上跳时支承在塑料板8上。盘9用来保护油封。伸张行程限位块10由活塞杆导向，并在车轮下落时与导向座2接触。减振器上端采用销式连接镀，下端采用吊环式连接镀（厚度 32mm）。当车轮下落时，油液通过图5.3.13中所示的伸张阀6从工作腔的下半部流入上半部2。补彳11腔3中的气压将

53、浮动活塞压下，以补偿（由于活塞杆的抽出而引起的）容积的减小。当车 轮上跳时，压缩阀 7打开（图5.3.14）,浮动活塞1由于活塞杆的压入而上移。整个活塞面积均可用来提供 压缩阶段的阻尼力。 因此这种结构比双筒式结构要有效得多。阀7的开启压力在不降低平顺性的条件下可调高些。这对车桥质量较大的汽车较为有利。当压缩阶段的阻尼特性反应灵敏、其阻尼值较大时，能够改善车 轮的地面附着性。工作腔内压力在腔内温度 20 c时至少为25bar。这是保证所需的阻尼力所必要的。如果阻尼力超过了由 气压作用在浮动活塞上的反向力，则压缩阀将油路断开。当活塞直径36mm时，所需的力为2.8kN。当活塞直径46mm时，需要4.6 kN的力。图5.3.11带浮动活塞的充气式减振器原理图图5.3.12 Stabilus公司生产的轿车和轻型载货汽车用的转向减振器断面图气压较高带来的缺点是产生将活塞杆压出的力：Fk=190250 N如