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1、 目 錄 摘要 2 第一章 序 言 3 1.1 減振器的分類 3 1.2 筒式液阻減振器簡介 3 第二章 減振器設計方案的確定 3 2.1 減振器設計參數依據 3 2.2 汽車振動系統(tǒng)對減振器特性的要求 4 2.3 方案的確定 4 第三章 設計計算 6 3.1 載荷的確定 6 3.2 減振器阻力與各腔壓力的關系 6 3.3 主要性能參數的確定 6 3.3.1 減振器的性能 7 3.3.2 相對阻尼系數 Ψ7 3.3.3 減振器阻尼系數 δ的確定 7 3.3

2、.4 最大卸荷力 Fs 的確定 8 3.3.5 筒式減振器工作缸直徑 D 的確定 8 第四章 閥體選用 8 第五章 減振器的數學模型 9 5.1 拉伸（復原行程）工況下的數學模型 9 5.1.1 開閥前 9 5.1.2 開閥后 10 5.2 壓縮（壓縮行程）工況下的數學模型 11 5.3 減振器的外特性模擬計算 13 第六章 減振器的行程與布置 14 6.1 減振器的行程選取 14 6.2 減振器行程匹配 15 6.3 減振器的行程校核 16 結論 18 致謝 19 參考文獻 20

3、 摘 要 本文旨在以一實例闡述筒式液阻減振器設計流程。先在筒式液阻減振器選取兩種制造 工藝相對成熟結構方案――單筒充氣式液力減振器與雙筒式液力減振器，進行對比。發(fā)現 單筒充氣式液力減振器相比之下有許多有點，但唯一不足之處在于安裝尺寸不合要求，所 以采用雙筒式液力減振器。減振器設計計算的主要目的在于確定工作缸直徑，其他尺寸的 確定依賴于一些經驗值。本文各項參數的選取和算法主要參照汽車設計手冊，進行對減振 器設計計算。 然后根據前人的減振器數學建模成果， 用 MATLAB 進行外特行計算， 并繪制 出 F-V 曲線。再根據曲線修改

4、閥體尺寸及性能參數， 再繪制曲線， 直到滿足設計要求為止。最后進行行程布置和校核計算，由于此項計算對懸架參數的選取依賴性很大，而本人沒有 找到合適的懸架參數，因此計算的結果意義不大，但這為以后的工作提供了一些資料。 關鍵詞：減振器；數學模型；外特行計算 Abstract The aim of this thesis is to explain the progress of design of the shock absorber. First, chose tow types of shock abso

5、rber which technics of product of is more mature —— one 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

6、theory of automotive design, 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 wor

7、ks. Key words: shock absorber; mathematics model; outer performance calculation 第一章 序 言 1.1 減振器的分類 減振器的作用是緩和汽車的振動，提高汽車的行駛平順性，保護貨物，降低車身各部 分的動應力，延長車身等部件的壽命。另外，還能增強車輪的附著性，有助于操縱性和穩(wěn) 定性，緩和由于路面不平引起的沖擊。減振器從結構上可分為搖臂式減振器和筒式減振器 兩種。搖臂式減振器是早期產品，現代汽車上已很少用，基本上被淘汰；筒式減振器

8、是主 流，它分為被動式和可調式兩種。被動式減振器又分為雙筒式、單筒充氣式、單筒非充氣 式三種，雙筒式減振器按其作用又可分為單向作用式和雙向作用式兩種?？烧{式減振器有 機械控制式、電子控制式、電流變和磁流變液體減振器四種。 1.2 筒式液阻減振器簡介 筒式液阻減振器在汽車上有著重要的作用，其阻尼力主要通過油液流經孔隙的節(jié)流作 用產生。汽車上應用最多的該類減振器是懸架減振器，它能夠有效地衰減懸掛質量與非懸 掛質量的相對運動，提高汽車的乘坐舒適性、行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。筒式液阻減振器 還用作轉向系減振器以及駕駛室、駕駛員座椅、

9、發(fā)動機罩等部件的減振裝置。隨著汽車性 能要求的不斷提高，筒式液阻減振器的結構和性能亦不斷得到改進和提高。在傳統(tǒng)被動式 減振器技術發(fā)展和完善的同時，能夠適應不同行駛工況而調節(jié)其工作特性的機械控制式可 調阻尼減振器、電子控制式減振器以及電流變液體、磁流變液體減振器技術也獲得了快速 發(fā)展。作為筒式液阻減振器技術的重要內容，其設計開發(fā)技術也正經歷著由基于經驗設計 一實驗修正的傳統(tǒng)方法向基于 CAD/CAE 技術的現代設計開發(fā)方法的轉變。隨著硬件性能 和計算分析能力的提高，在設計階段預測減振器的性能并進行優(yōu)化設計已成為可能，這對 于提高汽車筒式液阻減振器產品的設

10、計開發(fā)效率、縮短開發(fā)周期具有重要意義。 第二章 減振器設計方案的確定 2.1 減振器設計參數依據 車型參數：整車質量 1500kg 裝載質量 500kg 軸距 2300mm 質心到前軸距離 1100mm 輪距 1500mm 質心高度 550mm 減振器設計要求： 1.活塞有效行程不小于 190mm 2.活塞最大壓縮時全長不大于 310mm 3.復原阻力 1000-2800N 4.壓縮阻力不大于 1000N 2.2 汽車振動系統(tǒng)對減振器特性的要求

11、 由路面激勵引起的汽車垂直、俯仰以及側傾等運動都會影響汽車的乘坐舒適性、行駛平順性。懸架減振器的一個重要作用是衰減因沖擊引起的車身的自由振動，并抑制在共振頻率附近車身強迫振動的幅值，提高乘坐舒適性。在頻域內，由路面激勵引起乘員振動加 速度的幅頻響應特性在系統(tǒng)固有振動頻率附近存在峰值，如圖 1 所示。其中車身一懸架系 統(tǒng)的固有振動頻率在 1Hz 附近，乘員一座椅系統(tǒng)的固有振動頻率在 3Hz 附近，非懸掛系 統(tǒng)的固有振動頻率在 10Hz 附近。在以保證汽車最佳乘坐舒適性為目標的條件下，減振器 阻尼系數的選擇 在 于如何有效降低 乘 員振動響應峰值

12、。對 于轎車減振器，當阻 尼比在 0.3 左右，復 原壓縮行程阻尼 力 分配為 80:20 時，通 常可以獲得較好 的 乘坐舒適性。 2.3 方案的確定 汽車懸架系統(tǒng)最初采用搖臂式液阻減振器，第二次世界大戰(zhàn)期間美軍吉普車上采用了 筒式液阻減振器并在戰(zhàn)場上獲得成功，此后筒式液阻減振器很快成為主流產品。它具有工藝性好、成本低、壽命長、質量輕等優(yōu)點，主要零件采用了沖壓、粉末冶金及精密拉管等 高效工藝，適于大批量生產。 我國在 20 世紀 60 年代生產的 BJ212 、NJ230 汽車上開始采

13、用筒式液阻減振器， 70 年代初解放牌汽車也改用了筒式液阻減振器。 筒式液阻減振器最初采用雙筒式結構，如圖 2a 所示，該結構目前仍是懸架減振器中最常見的形式，其優(yōu)點是工藝簡單、成本低廉，缺點是散熱困難，且安裝角度受到限制。 雙筒式減振器發(fā)展初期不在補償室內設置背壓，在復原行程中油液依靠其自身重力和壓縮 室負壓由補償室流人 壓縮室。這類減振器的 顯著缺點是在高速工 況下會出現補償室向 壓縮室充油不及時的 問題，從而導致減振器 工作特性發(fā)生畸變， 不 但影響減振效果， 還會 導致沖擊和噪聲。 20 世紀 50 年代單筒式充

14、 氣減振器技術蓬勃發(fā) 展起來，它采用了浮動 活塞結構，在浮動活塞 與缸筒的一端之間形 成的補償室內充人一 定 量 的 高 壓 (2.0 MPa ～2.5 MPa) 氮氣， 壓縮室內油液體積的變化由這部分氣體補償，其典型結構如圖 2b 所示。 單筒充氣式液力減振器與雙筒式液力減振器的制造工藝相對比較成熟，所以我在這兩 種方案中選擇。前者與后者相比，具有以下優(yōu)點： 1. 工作缸筒直接暴露在空氣中，冷卻效 果好； 2.在缸筒外徑相同的前提下，可采用大直徑活塞，活塞面積可增大將近一倍，從而 降低工作油壓； 3.在充氣壓力作用下，油

15、液不會乳化，保證了小振幅高頻振動時的減振效 果； 4.由于浮動活塞將油、氣隔開，因而減振器的布置與安裝方向可以不受限制。其缺點 在于： 1.為保證氣體密封，要求制造精度高； 2.成本高； 3.軸向尺寸相對較大； 4.由于氣體壓力作用，活塞桿上大約承受 190N ～250N 的推出力，當工作溫度為 100 ℃時，這一值會高達 450N ，因此若與雙筒式減振器換裝，則最好同時換裝不同高度的彈簧。 從技術上看，單筒充氣式液力減振器的理由較充分，但是經過試算，在活塞有效行程 為 190mm 時，活塞最大壓縮時的全長超過 310mm ，其軸向尺寸不滿足設計要求

16、。 所以只能采用雙筒式液力減振器?，F在市場上比較流行雙向作用的減振器，所以本設計方案也采 用雙向作用式減振器。 第三章 設計計算 3.1 載荷的確定 此減振器設計以滿載情況為標準。由于減振器為后軸設計，根據質心和后軸對前軸力 矩平衡有：（1500 ＋ 500 ）3 1100 ＝ 2300 3 m 得： m ＝957.5kg ≈960kg 由簧下質量 m x＝ 150kg ，有： m s＝m－m x 得簧上質量： ms＝（ 960-150 ）/2＝405kg 3.2 減振器阻力與各腔壓力的關系

17、 在減振器拉伸與壓縮時，根據活塞上的作用力平衡得： Fl P1 - P2 Sh - PS1g Flf Fy P2 - P1 Sh - PS1g Fyf 式中： Fl、Fy―――減振器的拉、壓阻力； p1、 p2―――工作缸內活塞上下腔液壓（相對壓力） ； Sh ―――活塞面積； Sg ―――活塞桿截面積； Flf、 Fyf―――減振器拉壓時的摩擦阻力。 3.3 主要性能參數的確定 3.3.1 減振器的性能 減振器在卸荷閥打開前，減振器的性能用阻力和工作速度的關

18、系來表示，具體表達式 如下： F=δV （1） 式中： F――－減振器阻力； δ―――減振器阻尼系數； V―――減振器工作速度。 3.3.2 相對阻尼系數 Ψ 汽車懸架有阻尼以后， 簧上質量的振動是周期衰減振動， 用相對阻尼系數 Ψ 的大小來評定振動衰減的快慢程度。 Ψ 的表達式為： / 2 cms （2） 式中： c―――懸架系統(tǒng)垂直剛度。 式（ 2）表明，相對阻尼系數 Ψ 的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度 c 和不同簧上質量 ms 的懸架匹配時會產生不同的阻尼效果。 Ψ 值大，振動能迅速衰減

19、，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身； Ψ 值較小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數 Ψy 取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數 ΨS 取得大些。兩者之間保持這樣的關系： Ψy＝（ 0.25 ～0.50 ） Ψs， Ψ 為 Ψy 與 Ψs 的平均值。由于懸架采用有內摩擦的彈性元件，取 Ψ＝0.5 。 3.3.3 減振器阻尼系數 δ的確定 減振器阻尼系數2 cms 。因懸架系統(tǒng)固有振動 頻率 c / ms ，所以理論上 2 ms 。實際上應根 據減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數。當減振器 如圖 3 安

20、裝時，減振器阻尼系數 圖 3 懸架結構簡圖 δ用下式計算： 2 ms n2 / a2 cos2 （3） 式中： n―――雙橫臂懸架的下臂長； a―――減振器在下橫臂上的連接點到下橫臂在車身上的鉸接點之間的距離； α―――減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。 3.3.4 最大卸荷力 Fs 的確定 為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷 閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度 vx。在減振器安裝如圖 3 所示時 vx A a cos / n （

21、4） 式中： vx――－卸荷速度； A―――車身振幅； ω―――懸架振動固有頻率。 在伸張行程的最大卸荷力 Fssvx （5） 3.3.5 筒式減振器工作缸直徑 D 的確定 根據伸張行程的最大卸荷力 Fs 計算工作缸的直徑 D 4Fs （6） D [ p](1 2 ) 式中： [p] ―――工作缸最大允許壓力； λ―――連桿直徑與缸筒直徑之比。 再根據 QC/T 491-1999 《汽車筒式減振器尺寸系列及技術條件》 ，選取工作缸直徑 D30mm ，貯液筒最大外徑 45mm, 防塵罩最大外徑 5

22、6mm, 活塞有效行程為 190mm ，活塞 最大壓縮時全長為 310mm 。 第四章 閥體選用 減振器閥的結構和特性對其工作特性有決定性的影響，筒式液阻減振器技術的發(fā)展很 大程度上取決于閥結構的改進。圖 4 所示是三種典型的閥結構，前兩種多用于早期的轎車 懸架減振器，其特性通過改變彈簧剛度和預加載荷來調節(jié)，有關文獻已對其節(jié)流特性進行 了理論分析和實驗研究。這兩種閥的優(yōu)點是結構簡單，工作可靠，但圖 4a 所示的結構由 于板閥較小的升程就會形成較大的流通面積，因此導致減振器阻尼力一活塞速度特性呈軟 非線性特性 ;在圖 4b

23、所示的結構中滑閥與導向座之間存在摩擦，導致閥運動響應滯后或不 連續(xù)。圖 4c 所示彈性閥片結構的突出優(yōu)點是易于通過增減閥片數量和墊片等措施改變閥 的節(jié)流特性 ;缺點是流量系數對圓角及毛刺等較為敏感，因此加工精度要求較高 ;使用過程 中當閥片與閥座間存在雜質顆粒導致閥片關閉不嚴時，會造成減振器阻尼力的顯著下降。 圖 4 筒式液阻減振器的幾種典型閥 結構 這種節(jié)流閥最初多用于賽車減振器，隨著制造技術的提高，現代轎車懸架和轉向系減振器 也廣泛采用，但對此類閥的節(jié)流特性

24、的理論和實驗研究尚不充分。 因此，綜合以上各項因素，通液閥、復原閥采用圖 4a 所示的結構，補償閥、壓縮閥 采用圖 4b 所示的結構。 第五章 減振器的數學模型 5.1 拉伸（復原行程）工況下的數學模型 5.1.1 開閥前 當減振器的活塞相對工作缸向上運動時（見圖 5），油液自活塞上部，經過常通孔流向 下部。設活塞與缸筒間的摩擦力及泄漏量不計，并略去油缸下腔的壓力 p1 ( 接近大氣壓 ， ) 則有： Q0

25、( Sh - Sg )V （ 7） 式中： Q0 ―――上腔排入下腔的流量； Sh ―――活塞的端面積； Sg ―――活塞連桿的橫截面積； V―――活塞相對工作缸的運動速度。 其中： Sh 41 dh2 Sg 41 d g2 式中： dh―――活塞的外徑； 圖 5 拉伸行程示意圖 dg―――連桿的直徑。 在此狀態(tài)的行程中，減振液只能從常通孔流入下腔，

26、節(jié)流形式屬于薄壁小孔節(jié)流，其 流量為： Q S 2g p S 2 p2 1 1 2 1 式中： Q1 ―――從活塞常通孔流入下腔的流量； ε―――常通孔流量系數； S1 ―――活塞常通孔面積； p2―――活塞常通孔上部油壓； γ―――油液的重度； g―――重力加速度； ρ―――油液的密度。 在開閥前，通過活塞液入下腔的流量與上腔減少的容積應相等，即（ 8）可得： 2 (Sh - Sg )V p2 S1 2 因此，減振器的復原阻尼力為： Ff p2

27、Sh - Sg (dh2 - dg2 ) p2 4 式中： Ff―――復原阻尼力 由式（ 9）和（ 10 ）可得： Sh - Sg 3 V 2 Ff 2S12 2  （8） Q0=Q1 。由式⑺和 （9） （ 10） （ 11） 5.1.2 開閥后

28、 開閥時，閥片受油壓產生彈性變形，形成環(huán)形間隙。此時，通過活塞的流量除了常通 孔那部分流量外，還有通過復原閥的流量。這部分流量與壓差的關系式為： Q2S2 2p2 （ 12） 式中： Q2 ―――油液通過復原閥的流量： S2 ―――復原閥開閥后的節(jié)流面積； S2 =2πbω, b―――閥片的內環(huán)半徑， ω――― 閥片的內環(huán)撓度。 根據流量連續(xù)的原理，可得： Q2 =Q1＋Q2 （ 13） 將式（ 7）、（8）和式（ 12 ）代入式（ 13 ），整理得： 2 2(S1

29、 S2 ) 2 p2 1 (Sh Sg )V0 （ 14） 由上式可求出壓差 p2，則此時減振器的復原阻尼為： Ff p2 (Sh Sg ) （ 15） 5.2 壓縮（壓縮行程）工況下的數學模型 壓縮行程的節(jié)流形式與復原行程的節(jié)流形式不同。在復原 行程中，主要是靠活塞上閥片的彈性變形來實現節(jié)流；而壓縮 行程的節(jié)流，主要是靠閥片壓縮圓錐螺旋彈簧來實現節(jié)流的目 的。壓縮行程進行時，油從活塞下腔經過活塞中的常通孔（面 積為 f 1）;流向上腔，且有部分多余油液經過工作缸下面的常通 孔（面積

30、為 f3）; 流入補償室。示意圖見圖 6?；钊c缸筒間的 摩擦力和泄漏量不計，并略去補償室內的壓力 p3 （等于大氣 圖 6 壓縮行程示意圖 壓） 。設通過常通孔 f1 和 f3 的流量為 Q1 、Q3，則有： Q1 S1 2 p （ 16） Q3 S3 2p1 （ 17） 式中： Q1 ―――下腔排入上腔的流量； Q3 ―――下腔排入補償室的流量； f3―――工作缸的常通孔截流面積； p―――工作缸上、下腔的油壓差； p1―――工作缸下腔的油壓。 減振器壓縮阻力

31、 Fy 為： Ff p1Sh p2 ( Sh Sg ) （ 18） 油液的流量： Q1 ( Sh Sg )V （ 19） Q3 SgV （ 20） 由式（ 14）（15 ）（ 17）和式（ 18 ）可推導出： p1 ( SgV 2 （ 21 ） ) 2 S3 (Sh Sg )V 2 p2 p1 （22 ） 2 S1 由式（ 18）至式

32、（ 22 ）可得減振器的壓縮阻力為： 2 2 Fy V Sg 3 SgV （ 23） 2 Sh 2 Sg S1 S3 根據減振器在工作過程中，振動速度在不斷地變化，其工作狀態(tài)可以分為開閥前、開 閥后和開閥到最大開度三種情況。所以，在建立其數學模型時，也應分為三種情況進行討 論。實際汽車減振器設計的壓縮阻力很小，故僅討論開閥狀態(tài)。 （1）開閥前 開閥前，活塞中的圓錐螺旋彈簧未發(fā)生彈性變形。當活塞向下運動時，減振液從活 塞的常通孔流入上腔，節(jié)流形式屬于薄壁小孔節(jié)流，其流量為 Q1

33、，見式（ 16）。減振液從下腔流入補償室的流量為 Q3，見式（ 17）。阻尼力與振動速度的關系見式（ 23 ）。 （2）開閥后 隨著壓縮行程中速度的增大，下腔的油壓也在升高，從而使壓縮彈簧變形，于是閥片開啟，通過活塞的流量得到迅速增加。 通過活塞閥片的流量為： Q1 2 p S1 （ 24） Q4 2 p S4 （ 25） 式中： Q4 ―――閥片開啟后所經過油液的流量； f4―――閥片開啟后的節(jié)流面積。 其中： S2 2 a 式中： a―――閥片的外環(huán)半徑； X――－圓錐

34、螺旋彈簧的壓縮量。 由彈簧的變形原理可知： F K ( x x0 ) （ 26） 式中： F―――圓錐螺旋彈簧所受的壓力； K―――圓錐螺旋彈簧的剛度； x0―――圓錐螺旋彈簧的預壓量。 則有： p F （ 27） S1 式中： S1 ―――閥片上液體作用的面積。 將此時求出的 (f1＋f4) 值代入式（ 23）中的 f1，即可求得此時的減振器壓縮阻力值。（3）開閥到最大 當圓錐螺旋彈簧處于限位狀態(tài)時，閥片的開度最大。此時，開度為： x=x max （ 28） 將式（ 28 ）代入式（

35、26） ,重復上面的運算過程，即可得出閥片在最大開度時，減振 器的壓縮阻力值。 5.3 減振器的外特性模擬計算 減振器的外特性是指阻尼力與行程或阻尼力與相對振動速度關系的通稱。根據上面建 立的數學模型，再確定振動速度，就可以計算出減振器的阻尼力。如果計算出一個周期的 數據，就可以繪出減振器的示功圖和速度特性曲線。 根據我國減振器臺架試驗標準 JB3901 －85 的規(guī)定，測取減振器示功特性采用正弦激 勵方式。即活塞相對于工作缸作往往復諧波規(guī)律的運動。 S Smax sin t （ 29） 式中： Smax

36、―――活塞的最大位移； ω―――活塞運動的角頻率； f―――激振頻率； t―――時間。 活塞與工作缸的相對運動速度為： VSmax cos t （ 30） 根據上面的推導， 用 MATLAB 編制計算程序， 分別計算減振器在不同的振動速度下所產生的阻尼力，并繪制出速度特性圖 (F－ V)曲線。圖 7 是用計算機模擬出的減振器的示功圖和速度特性曲線。

37、 圖 7 速度特性曲線 第六章 減振器的行程與布置 6.1 減振器的行程選取 對于筒式減振器垂直布置是所希望的， 但受到其它方面的限制， 通常不得不傾斜布置。 而為了獲得良好的使用效果和使用壽命， 減振器的最大傾斜角不超過 45。在車輪達到上跳極限位置時，減振器行程的富裕長度應大于 10mm ；在復原（拉伸）方向，對于鋼板彈簧懸架，則從自由狀態(tài)富裕長度在 40mm 以上，在復原方向富裕長度不夠，是減振器發(fā)響和早期損壞的原因之一（只適

38、用于不兼作限值器的減振器） 。 減振器的連接型式不同，允許擺動的角度不同，設計時要根據具體情況，選擇合適的連接型式，各種型式的允許擺動角范圍見表 1 。 減振器的允許擺動角，與連接的結構型式、尺寸大小、橡膠硬度、配方及過盈量等有關。 減振器的耐久性受連接部分角位移力矩給予本體內部滑動部分的表面壓力和橡  連接型式 斜擺角 α 同軸扭轉角 β H1H4( 錐吊環(huán)型 ) 6 H2 （直吊環(huán)）型 3～ 4 20 H3 （X 銷吊環(huán)）型 G（S）型 11～15 （任何方向） 表 1 允許擺動

39、角范圍 膠墊（襯套）的局部應力影響很大， 所以連接部分的工作角要在規(guī)定的許用工作角范圍內，并進可能地減少其數值。 根據行程余量及布置的需要，減振器的行程表示為： S f d f j l （ 31） 式中： S―――減振器的行程； fd―――懸架的上跳行程； fj―――懸架的下跳行程； l―――減振器的總行程余量。 為減少品種，減振器的行程已經標準化，規(guī)定以 10mm 分檔，因此最后確定時以 10 為單位圓整。 6.2 減振器行程匹配 在布置減振器時，根據具體情況及

40、空間位置，確定恰當的連接方式。減振器初步布置 后，采用作圖或者計算進行運動校核，有時要交替進行，初算時，可暫時忽略懸架跳動時 的橫縱向位移，見圖 8。計算式為： 圖 8 行程布置示意圖 2 2 1 Sa zs zm 2 xs ys ym 2 Lmin xm 2 2 1 Sb 2 ys 2 zs

41、 zm Lmax xs xm ym 式中： S（xs,ys,zs）―――減振器上連接點坐標； M(x m,ym,zm)―――滿載時，減振器下連接點坐標； Lmin――― 減振器壓縮到底時的極限長度； Lmax――― 減振器最大拉伸時的極限長度； Sa ―――相對滿載，減振器壓縮到底時的上移行程； Sb ―――相對滿載，減振器最大拉伸時的下移行程。 減振器上下跳動余量為： 上跳動余量＝ Sa－fd ； 下跳動余量＝ S b－fj 。  （ 32） （ 32）

42、 6.3 減振器的行程校核 減振器作為懸架的一部分，其上端與車身或車架相連，下端與車軸（非獨立懸架）或 控制臂（獨立懸架）連接。對于非獨立懸架，減振器的下連接銷一般與車軸剛性連接，在 運動過程中，連接銷（或連接桿中心）與車軸的相對位置不變。從減振器下連接中心點向 車軸的兩個中心平面作垂線。在任意狀態(tài)下，減振器下連接中心與車軸中心及傾角的關系 為： xc x0 Lz sin b Lx cos b zc  z0  Lx cos 

43、 b  Lz sin  b 對于獨立懸架，減振器與控制臂連接，如果控制臂與  x 軸平行，從減振器下連接中心 圖 9 行程校核示意圖 點向控制臂作垂線（見圖 9 ）則有下面關系式： yc y1 Ly cos 1 Lz sin 1 zc z1 Ly sin 1 Lz c

44、os 1 減振器長度為： l j 2 2 2 xs xc ys yc zs zc 減振器傾斜角為： x tan 1 xsxc zs zc y tan 1 ysyc zs zc 2 2 tan 1 xs xc ys yc zs zc 式中：（ xs,ys,zs）―――減振器上連接中心點坐標； （ xc,yc,zc）―――減振器下連接中心點坐標； （ x1,y1,z1 ）―――控制臂（擺臂）軸中心點坐

45、標； Lx， Ly，L z―――減振器相對于車軸（或控制臂）的兩個垂距，減振器下端中心在 軸的前方時 Lx 取負值，在軸的上方時 Lz 取負值，在控制臂下方 Lz 取負值； ω b ―――車軸傾角（對于前軸為相對車架后傾角，后軸又為后橋翹角）； ω 1 ―――擺臂角（在水平線下時取負值） 。 對于鋼板彈簧懸架，前面已將車輪中心描述為彈簧弧高的函數，故減振器下點也描述 為彈簧弧高的函數。在進行行程余量計算時，首先不計懸架的上、下限位，用循環(huán)法以減 振器長度 |L j－Lmax |和|Lj－ Lmax |小于某一精度值位條件，計算出減振器上、下兩個極限位置

46、 的坐標值。再計算出達到懸架上、下極限位置時的減振器下點坐標（板簧懸架用零負荷點 作為下極限位置），從而比較 zc 的變化，得出上、下跳余量。擺臂式懸架則描述為下臂角 ω 1 的函數，代入上、下限位時的擺臂角，得出上、下限位時的減振器下點坐標，再比較 zc 的變化。 結 論 （1）通過數學建模得出的減振器速度圖形上看，該減振器基本滿足設計要求。行程校核也符合要求。所以，該減振器設計是達到要求的。 （2）由于本人能力有限，設計采用了傳統(tǒng)的被動式減振器。其發(fā)展主要在于局部結構的改善和新材料新工藝的應用，因此，不能從根本上滿足現代汽車

47、的使用需求。而可調阻尼式減振器才是未來減振器發(fā)展的趨勢。 （3）由于本人缺乏經驗，再加上資料準備不充分，在此文的設計計算中有許多參數的選取沒有經過仔細考慮。 （4）在閥體選擇上，本人選取了較為過時的閥體，主要是對新的閥體不夠了解。而減振器的性能很大程度上取決于閥體，所以今后在這方面需要做的工作還有很多。 （5）在油料選擇上，本設計只是參照其它減振器的選擇方案，究竟是否選擇合理，還有待考究。 致 謝 大學四年完結在即，心里很是興奮。特別是一想到快回家了，而且是一去再也不會回 來，我從內心深處感到愉悅。我常對別人說，這四年就像坐牢

48、一樣，這是我的真心話。但 是我還對自己說，“天下沒有白坐的牢” ，這也是我的真心話。在這四年里學到的東西，比 起我以往任何時候學到的都要寶貴。這四年我雖然不怎么快樂，卻沒有白白浪費。圖書館 是我最留念的地方，我對那里像家一樣熟悉，有時甚至隨便得穿拖鞋進出。我為自己在那 里花費了較多時間而自豪。在那里，我得到了曾經夢寐以求的知識。還要感謝李健康、徐 偉和周海燕老師在學習中給我的啟發(fā)。 通過這次畢業(yè)設計，我深切感受到大學生活里最痛苦的事莫過于沒有一臺屬于自己的 電腦。 本論文是在薛念文、周衛(wèi)琪老師細心指導下完成的，在做畢業(yè)設計期間，我深深地體

49、會到了兩位老師治學嚴謹的態(tài)度，對學生認真的責任心。在此我由衷地感謝兩位老師。 參考文獻 [1] . 呂光源，呂利國 . 汽車設計手冊：整車 2底盤卷 . 長春：長春汽車研究所， 1998. [2] . 李衛(wèi)民，朱濤 . 汽車減振器設計中數學模型的建立 . 遼寧：遼寧工學院學報， 1998.9. [3] . 黃志剛，毛志懷 . 減振器的外特性計算與試驗研究 . 北京：機械設計與制造， 2002.12. [4] . 劉惟信 . 汽車設計 . 北京：清華大學出版社， 2001. [5] . 李世民，呂振華 . 汽車筒

50、式液阻減振器技術的發(fā)展 . 汽車技術， 2001. [6] . 馮雪梅，劉佐民 . 汽車液力減振器技術的發(fā)展和現狀 . 武漢：武漢理工大學學報， 2003.6. [7] . 吳云飛，雷雨成，歐陽新 . 液力減振器阻尼特性的模擬計算和優(yōu)化 . 汽車科技， 2000.1. [8] . 余志生 . 汽車理論（第 3 版） . 機械工業(yè)出版社， 2000.10. [9] . 王望予 . 汽車設計（第 3 版） . 機械工業(yè)出版社， 2000.5. [10] . 王沫然 . MATLAB 與科學計算 . 電子工業(yè)出版社， 2003.9. [11]. 方昌林 . 液壓、氣壓傳動與控制 . 機械工業(yè)出版社， 2000. [12] . 王大櫟，王大康 . 機械設計綜合課程設計 . 機械工業(yè)出版社， 2003.6.