轿车减振器的设计（新改）25号（毕业设计）

毕 业 论 文（设 计）

题目： 轿车减震器的设计 （英文）： Shock Absorber Design of car

院 别： 机电学院

专 业：机械设计制造及其自动化(汽车工程） 姓 名： 曾令剑 学 号： 2004090243025 指导教师： 陈森昌 日 期： 2009年5月28日

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

轿车减振器的设计

Shock Absorber Design of car

Abstract

The double use of drum shock absorber which applicable to the general city road conditions in China is designed in the paper. First of all, the damping coefficient of the shock absorber is calculated according to the quality of car. The parameters of the cylinder structure are determined. And then a hydrodynamic model is set up. The valve and the Department are calculated and the designed by using the way of approach to the damping characteristics of the ideal standard shock absorber curve. After that a set of the double use of drum shock absorber is designed. The strength of the main parts of the shock absorber is checked.

Key words: Double use of shock absorber; hydrodynamic model; characteristics of the

ideal curve; strength checking

1

目录

1. 绪论 ................................................................. 1

1.1本课题设计的目的及意义 ............................................ 1 1.2减振器国内外是发展状况 ............................................ 1 1.3设计的主要研究内容 ................................................ 3 2. 减震器阻尼值计算和机械结构设计 ....................................... 3

2.1相对阻尼系数和阻尼系数的确定 ...................................... 3

2.1.1悬架弹性特性的选择 ........................................... 3 2.1.2相对阻尼系数的选择 ........................................... 4 2.1.3减振器阻尼系数的确定 ......................................... 6 2.2最大卸荷力的确定 .................................................. 6 2.3缸筒的设计计算 .................................................... 7 2.4活塞杆的设计计算 .................................................. 7 2.5导向座宽度和活塞宽度的设计计算 .................................... 8 2.6 小结 .............................................................. 8 3. 减震器其他部件的设计 ................................................. 8

3.1固定连接的结构形式 ................................................ 8 3.2 减震器油封设计 .................................................... 9 3.3 O型橡胶密封圈 ................................................... 10 3.4 锥形弹簧 ......................................................... 10 3.5弹簧片和减振器油的选择 ........................................... 11

3.5.1弹簧片的选择 ................................................ 11 3.5.2减振器油的选择 .............................................. 11 3.6小结 ............................................................. 12 4.减震器阀系设计 ....................................................... 12

4.1减震器各阀系流体力学模型的建立 ................................... 12

4.1.1伸张行程流体力学模型的建立 .................................. 12 4.1.2压缩行程流体力学模型的建立 .................................. 15 4.2 各阀系模型的建立 ................................................. 16

轿车减振器的设计

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。?的表达式为

???2cms (2.2)

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?＝0.25～0.35；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?S[3]。

根据以上所述：取?S＝0.36 ?Y＝0.5?S＝0.5×0.36＝0.18 ?＝0.27

5

广东技术师范学院本科毕业设计

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]

2?ms?n2 ??2 (2.3) 2acos?式中，a为减振器轴线与铅垂线之间的夹角。 然而，??2?cm ?＝0.27 阻尼系数：

??2?cms?2?0.32?10800?2?1200?2304?

伸张阻尼系数：

?s?2?scms?2?0.5?10800?2?1200?3600?

2.2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

6

轿车减振器的设计

vx?A??acos?/n (2.4)

式中，vx为卸载速度，一般为0.15～0.30m/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F0??Svx[3]。 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?791.28N

2.3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D

D?4F0 （2.5） 2??p?(1?)式中，?p?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?＝0.40～0.50，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。

dh?D?取dh?40mm

4F060??36~43 2??p?(1?)1.4~1.672.4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＝（0.4～0.5）dh，取dh＝40mm则dg＝18mm.

7

广东技术师范学院本科毕业设计

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, 根据液压缸内径D而定：

当D<80mm时，取l1＝（0.6～1.0）D； 当D>80mm时，取l1＝（0.6～1.0）D；

所以：

导向座的长度：l1＝0.6?40＝24mm

活塞宽度：B＝0.6?40＝24mm

2.6 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：

8

轿车减振器的设计

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

工作缸直径 D 尺寸 H2 及 D1 19 30 40 D2 28 44.5 57 h h1 24 33 50 20 30 40 （45） 50 12 19 26 18 28 38 H4 型 32 50 70 46 60 本文选取：H4型吊环，dh＝40mm,D=26mm, D1=40mm, D2=57.0mm,h=38, h1=50mm

3.2 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。

9

轿车减振器的设计

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：

Qxc?Ag.Vr 从下油腔流到上油腔的流量：

Qxs?(A?Ag).Vr 此时流通阀开启，通过流通阀的流量：

Ql?K.AlP2?P1 Al—流通阀的节流面积； 通过活塞常通孔的流量为：

Qk1?K.Ak1P2?P1 压缩阀开阀前： 油液经由底阀的流量为：

Qy?K.Ak2P2?P0 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.AyP2?P0?K.Ak2P?2P 0 Ay—压缩阀的节流面积； 根据流量连续性定理：

Qxc?Q,yQx?sQ1k? Q l 由式（4-13）、（4-16）、（4-18）得开阀前下油腔的压力：

2 P?Ag.Vr?2???K.A? k2?

4.12） 4.13） （4.14）

4.15）

4.16）

4.17） 4.18） 4.19） 15

（（（（ （ （ （

广东技术师范学院本科毕业设计

由式（4-13）、（4-17）、（4-18）得开阀后下油腔的压力：

?Ag.Vr P2???K.(A?Ak2y?? （4.20） ??)?2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） Fs?PP(AA)A?(2Ah?1h?g?0Pg2P?1)(PhA?g?)A?2 g A （4.21） ?0 P?P则由式（4-15）、（4-19）、（4-21）得开阀前压缩行程阻尼力为： Fyq?(Ah?Ag)3VrK.(Ak1?Al)222?Ag3VK.A22r2k2 （4.22）

由式（4-15、（4-20）、（4-21）得开阀后压缩行程阻尼力为：

Fyq?(Ah?Ag)3Vr2K.(Ak1?Al)22?A3gV2rK.(Ak2?Ay)22 （4.23）

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，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

16

轿车减振器的设计

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q?p1?p2,p1、p2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

17

广东技术师范学院本科毕业设计

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：

Al?2?(a?b)x （4.24） 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?FL ML?NL （4.25）

KL'—弹簧压片的刚度，FL—弹簧压紧力，Fp—油压力，ML—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

18

轿车减振器的设计

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

19

广东技术师范学院本科毕业设计

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：

Ab?2?(a'?b')x （4.26）

x—流通阀阀片上弹簧压片的压缩量

'2'2'如图4－7所示，Fp?(P0?P2)?(a?b)?KBx?FB

MB?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，MB—阀片质量，NB—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的大挠度变形 方程。

圆环薄板的von Kármán方程的简化形式为：

20

轿车减振器的设计

d22 y?(y)??(y)S(y)?y??y? 2dy2d212 yS(y)??(y) （4.28） 2dy22式中：a?b,a,b为圆环薄板的外径和内径； a?r2dW y?2，?(y)?y，W?3(1?v)2

hady?1v2 S(y)?3(aNr)y Eh33(1?v2)3(1?v2)RyR?a2??aqdy ?(y)44?Ehyν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；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?ad )?(y?a?1dyauadSy( )ua?1dyd?(y) （4.29）

?1?1dy S(y)?y?1:?(y)??1S(y)?u1dS(y)

u1?1dy式中：

Eh3 ??，u?，D? 2Ehk2r12(1?v)1?v?1?v?k1D22

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：

21

广东技术师范学院本科毕业设计

w 84.57?hw39.55(h3?)v.3(?142?)v2q4a(1?v)43 ( 1 ) （4.30）

Eh2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：

w 84.57?hw39.55(h3?)v.3(?142?)v2?p4a(1?v)34( 1 ) （4.31）

nEh24.4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。

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Ak1通道下阻尼力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

22

轿车减振器的设计

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、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。

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?C～120?C之间，关于开阀速度的说明：我国“QC/T 491—1999”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，

23

广东技术师范学院本科毕业设计

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5－2所示

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?6?0.0245， P0?0.1?10Pa

4.4.3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：

Fsq?Vr2(Ah?Ag)K2Ak21?(AgVrKAB )AB?P0Ah （4.32）

根据图4－10所示可得到理想特性：

F＝4800Vr （4.33）

24

广东技术师范学院本科毕业设计

5．活塞杆的强度校核

5.1强度校核

活塞杆材料选用45钢，取[σ]= ?p,而?p =280,ρ=7. 9g/cm3,E =210×109 Pa,有如下关系：

（5.1）

一般设计时加速度a=(1～3)g，取a =2g，Psmax＝2826N，M＝1200/4＝300（Kg）

Amin??4?(0.018)2

代入（2－1）式得

?＝46.5Mp a?[?]

5.2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，dg＝0.018，有效长度l =120mm，

9?2E?2?120?10??65 ?1??p280?106???li?1?l?44.67 d/4?1??

满足欧拉公式的使用条件，再根据欧拉公式：

?2E?2?120?109??(0.018)4/64Pcr?2??3.0?104 2?0.201而最大的压力

30

轿车减振器的设计

P＝M(g+a)- Pmin=48000 这里取极限情况a=3g, Pmin=0,得：

Pcr5.25?104n????6.26

P48000满足n??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。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，

31

广东技术师范学院本科毕业设计

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。

32

轿车减振器的设计

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]《CB 786-74 圆筒形减震器》 中华人民共和国第六机械工业部编写

[16]《QC T 491-1999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 [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 http://dat.autofuwu.com/

33

广东技术师范学院本科毕业设计

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。

34

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/3ge6.html