轿车减振器的设计

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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

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 ................................................ 2 2. 减震器阻尼值计算和机械结构设计 ....................................... 2

2.1相对阻尼系数和阻尼系数的确定 ...................................... 2

2.1.1悬架弹性特性的选择 ........................................... 2 2.1.2相对阻尼系数的选择 ........................................... 3 2.1.3减振器阻尼系数的确定 ......................................... 5 2.2最大卸荷力的确定 .................................................. 5 2.3缸筒的设计计算 .................................................... 6 2.4活塞杆的设计计算 .................................................. 6 2.5导向座宽度和活塞宽度的设计计算 .................................... 6 2.6 小结 .............................................................. 7 3. 减震器其他部件的设计 ................................................. 7

3.1固定连接的结构形式 ................................................ 7 3.2 减震器油封设计 .................................................... 8 3.3 O型橡胶密封圈 .................................................... 9 3.4 锥形弹簧 .......................................................... 9 3.5弹簧片和减振器油的选择 ........................................... 10

3.5.1弹簧片的选择 ................................................ 10 3.5.2减振器油的选择 .............................................. 10 3.6小结 ............................................................. 10 4.减震器阀系设计 ....................................................... 11

4.1减震器各阀系流体力学模型的建立 ................................... 11

4.1.1伸张行程流体力学模型的建立 .................................. 11 4.1.2压缩行程流体力学模型的建立 .................................. 13

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4.2 各阀系模型的建立 ................................................. 15

4.2.1伸张阀模型的建立 ............................................ 15 4.2.2.流通阀模型的建立 ........................................... 16 4.2.3压缩阀模型的建立 ............................................ 17 4.2.4补偿阀的力学模型 ............................................ 18 4.3减震器阻尼阀阀片的挠曲变形模型 ................................... 19 4.4阀系的设计 ....................................................... 20

4.4.1阻尼阀的开启程度对减震器特性的影响 .......................... 20 4.4.2减震器的理想特性曲线的确定 .................................. 21 4.4.3阀系各结构参数的确定 ........................................ 23 4.5小结 ............................................................. 28 5．活塞杆的强度校核 ..................................................... 28

5.1强度校核 ......................................................... 28 5.2稳定性的校核 ..................................................... 29

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1. 绪论

1.1本课题设计的目的及意义

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。

1.2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2.5～5MPa，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]。

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]。

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

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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]。

1.3设计的主要研究内容

本文的设计是要满足一般性能要求：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。

2. 减震器阻尼值计算和机械结构设计

2.1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。

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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： f?12?k m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].

由于轿车减振器主要是用于一些较好的路面上。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＝1.5Hz，而m＝1200kg，则根据上式k＝10800?2

2.1.2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v之间有如下关系 F??v (2.1) 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??F/v，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?Y?FY/vY与伸张行程的阻尼系数?S?FS/vS不等。

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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

?值小则反之。较大的路面冲击力传到车身；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

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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)

acos2?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

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

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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

??p?(1?2)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.

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

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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：

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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，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。

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3.3 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1.33×10?5Pa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 d1＝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℃）

3.4 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。

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3.5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?C煤油淬火，回火的温度是480?C，这种钢使用于制造R10～R12.5的弹簧，工作温度低于300?C.

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,h0?0.7mm, H0?2.45mm;2)补偿阀蝶形弹簧片：系列A，Ｄ=10mm,d=5.2mm,t=0.5mm,

h0?0.25mm,H0?0.75mm.结构图如3－4

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HRI28减振器油，密度??1100~1400kg/m?3，体积弹性模量K?2.65?103Mpa?1。

3.6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。

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4.减震器阀系设计

4.1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。

4.1.1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：

Qsp?(Ah?Ag).Vr （4.1）

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式中：

112 Ah?.?.dh2 ， Ag?.?.dg

44Ah?1.256?10?3 ，Ag?0.254?10?3

Ah—减震器活塞的截面积；Ag—活塞杆的截面积；dh－活塞外径；dg－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： Qs?Cd.Ak12(P1?P2)? （4.2）

Cd—流量系数；Ak1—活塞上的常通孔节流面积；P1—上油腔油压；P2—下油腔油压；P0—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：

Qs?Cd.As.2(P1?P2)??Cd.Ak1.2(P1?P2)? （4.3）

由储油腔流到下油腔的流量: Qcx?Ag.Vr 通过补偿阀的流量：

QB?Cd.AB2(P1?P2)? （4.4）

AB—补偿阀的节流面积； 根据流量连续性定理：

Qxp?Qs,Qcx?QB （4.5） 设K=Cd2?，由（4-3）、（4-4）、（4-5）得下油腔的压力：

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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?p0p0、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

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

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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：

d2 y?(y)??(y)S(y)?y2??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?1dy 19

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S(y)?auadSy( )ua?1dyd?(y) （4.29）

?1?1dyy?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：

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。

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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。

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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，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

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式（4－47）中

?=0.3,E=2.06×105MP, ??b2/a2?0.037,a=0.013mm,b=0.0025mm

代入后可推导出理论的Vr2?As关系： f1(Ay)?Vr?2(Ak2?Ay)2.n.h38.82?10?18?1.496?10A3y3?1.442?105Ay/h2? （4.48）

根据理想的特性曲线4－11，推导出理想的Vr2?As关系方程，如下式：

f2(Ay)?Vr2??6.817?104Ay?0.1307 （4.49） 设f5(Ay)?0?A?5.1?10?6maxf1?Ay??f2?Ay?

1）设计变量 n、h 2）目标函数：

(y ) minf5A4）约束条件：

s.t n=1，2，3.。。。。。。 0

n=4,h=0.41, Aymax?2.52?10?5m2

4.5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

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：

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（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?6?p280?10???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)4/644Pcr?2??3.0?10 2?0.201而最大的压力

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。

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参考文献

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[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

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[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

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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/

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