汽车减振器的设计

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毕业论文（设计）题目：轿车减震器的设计（英文）：ShockAbsorberDesignofcar院别：专业：姓名：学号：指导教师：日期：

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

2ShockAbsorberDesignofcarAbstractThedoubleuseofdrumshockabsorberwhichapplicabletothegeneralcityroadconditionsinChinaisdesignedinthepaper.Firstofall,thedampingcoefficientoftheshockabsorberiscalculatedaccordingtothequalityofcar.Theparametersofthecylinderstructurearedetermined.Andthenahydrodynamicmodelissetup.ThevalveandtheDepartmentarecalculatedandthedesignedbyusingthewayofapproachtothedampingcharacteristicsoftheidealstandardshockabsorbercurve.Afterthatasetofthedoubleuseofdrumshockabsorberisdesigned.Thestrengthofthemainpartsoftheshockabsorberischecked.Keywords:Doubleuseofshockabsorber;hydrodynamicmodel;characteristicsoftheidealcurve;strengthchecking

3目录1.绪论1本课题设计的目的及意义1减振器国内外是发展状况1设计的主要研究内容32.减震器阻尼值计算和机械结构设计3相对阻尼系数和阻尼系数的确定3悬架弹性特性的选择3相对阻尼系数的选择4减振器阻尼系数的确定6最大卸荷力的确定6缸筒的设计计算7活塞杆的设计计算7导向座宽度和活塞宽度的设计计算8小结83.减震器其他部件的设计8固定连接的结构形式8减震器油封设计9O型橡胶密封圈10锥形弹簧10弹簧片和减振器油的选择11弹簧片的选择11减振器油的选择11小结124.减震器阀系设计12减震器各阀系流体力学模型的建立12

4伸张行程流体力学模型的建立12压缩行程流体力学模型的建立14各阀系模型的建立16伸张阀模型的建立16流通阀模型的建立17压缩阀模型的建立18补偿阀的力学模型19减震器阻尼阀阀片的挠曲变形模型20阀系的设计22阻尼阀的开启程度对减震器特性的影响22减震器的理想特性曲线的确定22阀系各结构参数的确定24小结295．活塞杆的强度校核30强度校核30稳定性的校核306．全文总结及展望31参考文献33致谢34附录35

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61.绪论本课题设计的目的及意义随着社会的不断发展，人们对汽车的要求也越来越高。包括有汽车的动力性、经济性、制动性、操纵稳定性、平顺性、通过性等性能的要求。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。因外部条件的不同，对减振器的使用要求也会相应的不同。在不同的国家或不同的地区，他们各自的天气环境、道路建筑等都有着很大的区别。单一的减振器是可能都满足他们的性能要求。随着社会的发展，汽车市场出现了细分化。纯黑色的“福特”时代，早已经过去，针对各国道路交通情况，各国汽车生产商们开始生产有属于自己特色的汽车了。本文就是针对我国大多数城市道路情况，而进行研究设计的。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～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

7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]。由于汽车行驶的路面状况不同，所用的减震器要求也会有所不同。下面简单介绍几种比较先进的减震器：1.磁悬浮式减震器。磁悬浮减震器的弹性介质是两块同极相对的高强度永久磁铁。两磁铁间的排斥力即为减震器的弹性力，它随着两磁铁间的距离减小而增大。它具有很好的非线性刚度特性，而且可根据负载自动调整弹簧刚度特性及车身高度，能进一步改善汽车的行驶平顺性；由于城市路况较好，路面对轿车车轮的冲击绝大数属于小位移激振，大位移激振较少。这就要求减震弹簧的小变形时较软，而大变形时较硬，具有非线性刚度特性。另外，由于汽车的负载在每次行驶都不相同，车上的水平负载分布不同，这会使车身高度，水平度发生变化。虽然现在有很多弹簧都能满足这些要求，但是磁悬浮减震器的技术要求比油气弹簧低，维护方便，耐用，这是油气弹簧所不及的[4]。2.橡胶减震器。虽然说采用橡胶作为隔振、吸声和冲击的弹性元件，迄今至少已有五十多年的历史了，但是它的作用是得到肯定的。橡胶减震器所采用的弹性材料――减震橡胶，属于高分子聚合材料，具有特殊的性能，由于软长的链状分子的排列结构，使得不需要很复杂的形状就能获得优良的弹性性能。在一定范围内，可以把橡胶减震器作为线性看。橡胶减震器是通过橡胶物体的物理变形来吸收冲击振动的，技术上比较成熟[5]。3.可调阻尼减震器。可调阻尼减震器可以分为有级可调阻尼减震器和无极可调阻尼减震器，阻尼减震器有两种调节方法，一种是通过改变节流孔的大小调节阻尼，另一种是通过改变减震液的粘性调节阻尼[6]。它们是根据汽车在路面上的行驶情况，对减震器的阻尼进行相对应的调节。这种减震器技术要求高，舒适性强，平顺性好等优点。但是结构复杂，成本高，维修费用也高。下面简单介绍下，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]。

8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（车桥和车架相互靠近），减振器阻尼力较小，以便充分发挥弹性元件的弹性作用，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]。设计的主要研究内容本文的设计是要满足一般性能要求，具体是：一是要具有一般的舒适性；二是可以满足中国现代一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。

92.减震器阻尼值计算和机械结构设计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80～120mm。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1～2Hz[7].由于我设计的是轿车减振器，主要是用于城市一些比较好的路面上。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＝，而m＝1200kg，则根据上式k＝10800

102.1.2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与减振器振动速度之间有如下关系式中，为减振器阻尼系数。图2—1b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，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与伸张行程的阻尼系数不等。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。的表达式为式中，c为悬架系统垂直刚度；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和不同簧上质量的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。

11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取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数取得大些。两者之间保持＝～的关系。设计时，先选取与的平均值。对于无内摩擦的弹性元件悬架，取＝～；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车，值应取大些，一般取＞；为避免悬架碰撞车架，取＝[3]。根据以上所述：取＝＝＝×＝＝2.1.3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。例如，当减振器如图2－2a、b、c三种安装时，我选择了如图2－13b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]式中，a为减振器轴线与铅垂线之间的夹角。

12然而，＝阻尼系数：伸张阻尼系数：最大卸荷力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。在减振器安装如图2－2b所示时式中，为卸载速度，一般为～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，载伸张行程的最大卸荷力[3]。伸张行程的最大卸荷力：压缩行程的最大卸荷力：缸筒的设计计算根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径D（）式中，为工作缸最大允许压力，取3～4Mpa；为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取＝～，单筒式减振器取＝～[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。

13贮油筒直径＝（～）D，壁厚取为2mm，材料可选ZG45号钢。取40mm活塞杆的设计计算活塞（工作缸）直径与活塞杆直径可按下式计算经验数据：＝（～），取＝40mm则＝18mm.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＝（～）D;缸盖滑动支承面的长度,根据液压缸内径D而定：当D<80mm时，取＝（～）D；当D>80mm时，取＝（～）D；所以：导向座的长度：＝＝24mm活塞宽度：B＝＝24mm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。

143.减震器其他部件的设计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：图3－1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mm及型工作缸直径尺寸2012192818243019302833402640573850（45）503250704660

15本文选取：型吊环，＝40mm,D=26mm,=40mm,=,h=38,=50mm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；密封线速度，低速型小于4m/s，高速型为4～5m/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12000h[10].根据机械设计手册，我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。O型橡胶密封圈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×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]。本文是选用了代号：M45-B＝44.19mm材料：丁青橡胶（适用介质：矿物质，汽油、笨，静止时的温度范围：-30～200℃）

16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。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热处理：用温度为870煤油淬火，回火的温度是480，这种钢使用于制造R10～的弹簧，工作温度低于300.2.弹簧片尺寸标准的选择[12]：1）流通阀蝶形弹簧片：系列A，Ｄ=31.5mm,d=16.3mm,t=1.75mm,,;2)补偿阀蝶形弹簧片：系列A，Ｄ=10mm,d=5.2mm,t=0.5mm,,.结构图如3－4

17图3－4蝶形弹簧片结构简图注：在选出这两片弹簧片后，最好在弹簧片上打上几个空，有利于液压油的流通顺畅。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，选择了由上海海联润滑材料有限公司生产的HRI28减振器油，密度，体积弹性模量。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。4.减震器阀系设计减震器各阀系流体力学模型的建立对具体结构形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。

184.1.1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：（）式中：，，

19—减震器活塞的截面积；—活塞杆的截面积；－活塞外径；－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：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：（）—流量系数；—活塞上的常通孔节流面积；—上油腔油压；—下油腔油压；—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：（）由储油腔流到下油腔的流量:通过补偿阀的流量：（）—补偿阀的节流面积；根据流量连续性定理：（）设，由（4-3）、（4-4）、（4-5）得下油腔的压力：（）由（4-4）、（4-5）、（4-6）得上油腔的压力：

20开阀前：（）开阀后：（）减震器伸张行程所产生的阻尼力为：（）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：（）由（4-6）、（4-7）、（4-8）得开阀后伸张行程阻尼力为：（）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[6]。4.1.2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：

21（）从下油腔流到上油腔的流量：（）此时流通阀开启，通过流通阀的流量：（）—流通阀的节流面积；通过活塞常通孔的流量为：（）压缩阀开阀前：油液经由底阀的流量为：（）—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：（）—压缩阀的节流面积；根据流量连续性定理：（）由式（4-13）、（4-16）、（4-18）得开阀前下油腔的压力：（）由式（4-13）、（4-17）、（4-18）得开阀后下油腔的压力：（）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）（）

22则由式（4-15）、（4-19）、（4-21）得开阀前压缩行程阻尼力为：（）由式（4-15、（4-20）、（4-21）得开阀后压缩行程阻尼力为：（）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]。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，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

23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]。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4－3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，其中分别为活塞上下油腔的压力[6]。图4－3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

24如图4－4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：（）x—流通阀阀片上弹簧压片的压缩量如图4-4所示，（）'—弹簧压片的刚度，—弹簧压紧力，—油压力，—阀片质量，—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，通流面积为活塞阀体外环的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

25图4－5底阀总成如图4－5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。4.2.3.2压缩阀力学模型的建立图4－6压缩阀阀片的受力模型如图4－6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、分别为活塞储油腔、下油腔的压力。

264.2.4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4－7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：（）x—流通阀阀片上弹簧压片的压缩量如图4－7所示，（）—补偿阀的弹簧力，—弹性阀片的弹性变形量，—弹簧压片的刚度，—弹簧力，—油压力，—阀片质量，—阀座支持力图4－7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]。

27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的大挠度变形方程。圆环薄板的vonKármán方程的简化形式为：（）式中：为圆环薄板的外径和内径；，，ν为材料的泊松比，E为弹性模量；h为薄板的厚度；ω为薄板的挠度r为径向坐标，q为薄板上作用的分布载荷；为薄板的径向薄膜张力。圆环薄板对应的边界条件为：（）式中：

28，，、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：（）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个阀片组成，则阀片组的挠曲变形方程导出为：（）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4－8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。

29图4－8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通道下阻尼力F与液流速度的关系，B表示伸张阀的阀门通道，当伸张阀的阀门逐渐打开时，可获得曲线与曲线间的过度特性。恰当的选择的孔径和的逐渐开启量，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的孔径和压缩阀的阀门的逐渐开启量，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、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。

30图4－9典型的减振器特性影响示意图本设计选择活塞行程S＝201mm温度t是在-10～120之间，关于开阀速度的说明：我国“QC/T491—1999”标准并没有采用先进国家普遍采用的，以（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（—0.3m/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，是构成平安比（η）,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～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5－2所示

31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：，,,,，4.4.3阀系各结构参数的确定4.4.3.1活塞常通孔（）、流通阀的流通面积（）及阻尼孔（）的设计计算伸张行程开阀前理论的阻力特性：（）根据图4－10所示可得到理想特性：F＝4800（）设（）1）设计变量为、

322）目标函数：由（4－32）、（4－33）、（4－34）目标函数可化为：（）3）约束条件：①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：（）式中—伸张阀的最大通流面积；—减震器的最大复原阻力为2826N。视减震器活塞杆的速度为=1m/s时为工作极限点[6].则此时的（忽略了大气压）②补偿阀的最大通流面积要小于其预留空间。由，代入4－35式取4）求解结果：活塞常通孔总面积：，个数：n＝9，半径R＝；补偿阀孔：，n=8,R=

33伸张阀孔总面积：，n=8,R=1mm图4－11，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：（）理想状态的阻力特性：（）式（4－37）中：，ω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：（）式（4－39）中=,E=×MP,,a=0.018mm,b=0.006mm

34代入后可推导出理论的关系：（）根据理想的特性曲线4－11，推导出理想的关系方程，如下式：（）设1）设计变量n、h2）目标函数：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]。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()及流通阀的通流面积()优化设计压缩行程开阀前理论阻力特性：.（）其理想状态的阻力特性：（）1）设计变量为，2）目标函数：3)约束条件：①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，其中的另一方面要保证压缩行程内特性连续—

35流通阀要响应好供油足，压缩阀开度不能过大。根据减震器内特性的液力计算，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[6]：（）②流通阀的最大通流面积要小于其预留空间，即1）求解结果：流通阀孔总面积：n=12,R=0.77mm压缩阀座常通孔总面积：,n=5,R=0.5mm图4－12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：

36（）其理想状态的阻力特性：（）式（4－45）中：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[6]：（）式（4－47）中=,E=×MP,,a=0.013mm,b=0.0025mm代入后可推导出理论的关系：（）根据理想的特性曲线4－11，推导出理想的关系方程，如下式：（）设1）设计变量n、h2）目标函数：1）约束条件：n=1，2，3.。。。。。。0

37小结这是本章对减振器的减震器阀系设计计算，主要有各行程流体力学模型的建立、各阀系模型的建立、减震器阻尼阀阀片的挠曲变形计算、阀系的设计计算等。5．活塞杆的强度校核强度校核活塞杆材料选用45钢，取[σ]=,而=280,ρ=7.9g/cm3,E=210×Pa,有如下关系：（）一般设计时加速度a=(1～3)g，取a=2g，＝2826N，M＝1200/4＝300（Kg）代入（2－1）式得＝a[]稳定性的校核减振器在压缩行程时，活塞杆受压缩作用。因此要校核减震器在硬阻尼的情况下压杆的稳定性。将减震器简化为两端铰支杆，等效长度系数μ=1，对于危险段，＝，有效长度l=120mm，

38满足欧拉公式的使用条件，再根据欧拉公式：而最大的压力P＝M(g+a)-=48000这里取极限情况a=3g,=0,得：满足4的要求，即压杆稳定。6．全文总结及展望减振器都是在不断的创新中发展的，专家门和设计师本着“使用方便，安全第一”的原则不断对减振器进行完善创新，使减振器的功能和安全性不断提高。本文是从选择类型开始，接着设计计算阻尼系数，然后设计计算出机械结构部分，进而流体力学模型的建立，阀系结构参数的确定以及主要受力部件的校核等。都经过了比较细心的查阅和比较选择，选出比较适合本设计的参数、型式和参数等。国内减振器制造水平已有很大提高，主机厂配套占很大比例，在中低档轿车领域，基本是国产减振器的天下。另外，减振器的技术水平也逐步提高，与国际先进水平的差距正在缩小，高端产品也有研发。减振器其中的主要问题有：1）液压元件制造精度要求高，必须保证减振器油液的密封性，技术要求高和装配比较困难，使用维护比较严格。2）油液中混入空气易影响工作性能油液中混入空气后，容易引起液压油变质，使系统的工作性能受到影响、会影响系统工作的可靠性。3）减振器与车架进行连接时，要使用聚氨酯缓冲块。

39聚氨酯缓冲块的功能:吸收来自路面的冲击,改善乘坐的舒适性,起到辅助弹簧的作用。减振器相关行业的技术水平参差不齐，经常由于橡胶件、油料等质量不过关，导致减振器发生故障。减振器未来的发展是向着结构设计更合理，操作更简单，使用安全，采用新型材料，造价便宜的方向。在结构方面可以采用可调阻尼减振器，以实现减振器在不同的道路条件下，起到自动调节阻尼系数的作用。减振器的技术难点主要在整车匹配方面。因为汽车的轮胎、发动机甚至变速器等多个部件都能成为振动源，如何在车辆行驶过程中消除振动源的冲击，是减振器研发过程中最主要的工作。国内减振器企业在这方面的差距还比较大。在本设计工作中，通过自己的努力，本人收获良多。比如学会了查阅和利用相关资料，提高了自己的思维、绘图、计算、分析能力，也提高了本人在机械和液压方面的知识。虽然本人尽己所能以保证本文内容的科学性和准确性，但由于本人的学识和能力以及时间的限制，本设计中必然仍有很多欠妥和错误之处，敬请各位老师和专家不吝赐教。

40参考文献[1]中国知识网“充气式汽车减震器的研制”哈尔滨工业大学高起波曾祥荣[2]《汽车构造第2版》吉林大学陈家瑞主编机械工业出版社[3]《汽车设计第4版》吉林大学王望予主编机械工业出版社[4]《机械设计与研究》的“新型减震器的研究”华中理工大学李辉何程[5]《橡胶减震器设计与计算》第二研究室王光[6]《可调阻尼减振器优化设计的研究》吉林大学硕士学问论文孙雪梅[7]《汽车工程手册设计篇》《汽车手册》编辑委员会编人民交通出版社[8]《液压系统设计简明手册》杨培元朱福元主编机械工业出版社[9]《减振器设计专家系统的研究与开发》重庆大学李若刚[10]《机械设计手册》机械设计手册编委会机械工业出版社[11]《液压气动技术速查手册》张利平等编著化学工业出版社[12]《国内外通用标准件手册》凤凰出版传媒集团江苏科学技术出版社[13]《汽车高级减振器油的开发和应用》蒋振森王家乃[14]《工程材料》徐自立主编化学工业出版社[15]《CB786-74圆筒形减震器》中华人民共和国第六机械工业部编写[16]《QCT491-1999汽车筒式减振器》阮爱仙、俞德孚、李岫英主编长春汽车研究所[17]《汽车运用基础》凌永成、李雪飞主编北京大学出版社

41[18]《机械精度设计与检测技术基础》杨沿平主编机械工业出版社[19]《汽车设计中减振器相对阻尼系数的确定》中国汽车研究中心史广全、李槟，天津汽车减振器厂孟宪民[20]中华汽配服务网.商务服务致谢本论文（设计）是在指导老师陈森昌副教授的亲切关怀和悉心指导下完成的。他严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。从题目的选择到最终完成，陈老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持。同时还要多谢教过我的林峰、高峰、朱玉萍，赖新方、梅卢光等老师，因为有他们的细心教导，所学的有关知识都用上了。通过此次毕业设计过程，我学到了许多了关于机械方面和力学方面的知识，懂的查阅许多相关的资料。最后，我还对关心，支持该设计的老师同学深表谢意！恳请答辩尊师批评指正，不胜感激。

42附录序号图纸名称图纸大小图纸代号备注1减振器装配总图A0图1CAD出图2防尘罩A2图2CAD出图3储油筒螺母A4图3CAD出图4油封盖A4图4CAD出图5油封垫圈A4图5CAD出图6支承座A4图6CAD出图7导向座A4图7CAD出图8活塞杆A4图8CAD出图9工作缸筒A2图9CAD出图10储油缸筒A2图10CAD出图11流通阀弹簧座A4图11CAD出图12流通阀片A4图12CAD出图13活塞A4图13CAD出图14伸张阀座A4图14CAD出图15伸张阀片A4图15CAD出图

4316伸张阀辅助片A4图16CAD出图17补偿阀弹簧座A4图17CAD出图18补偿阀片A4图18CAD出图19套筒A4图19CAD出图20压缩阀座A4图20CAD出图21底筒座A4图21CAD出图22锥吊环A4图22CAD出图23压缩阀片A4图23CAD出图24油封A4图24CAD出图25流通阀弹簧片A4图25CAD出图26补偿阀弹簧片A4图26CAD出图