減震器設(shè)計論文

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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(shè)計方案的確定3 2.1減振器設(shè)計參數(shù)依據(jù)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(shè)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(guān)系6 3.3主要性能參數(shù)的確定6 減振器的性能7 相對阻尼系數(shù)Ψ 7 減振器阻尼系數(shù)δ的確定7 最大卸荷力Fs的確定8 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(shù)學(xué)模型9 5.1拉伸（復(fù)原行程）工況下的數(shù)學(xué)模型9 開閥前9 開閥后10 5.2壓縮（壓縮行程）工況

2、下的數(shù)學(xué)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(jié)論18 致謝19 參考文獻20 摘 要 本文旨在以一實例闡述筒式液阻減振器設(shè)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(jié)構(gòu)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(xiàn)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(shè)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(jīng)驗值。本文各項參數(shù)的選取和算法主要參照汽車設(shè)

3、計手冊，進行對減振器設(shè)計計算。然后根據(jù)前人的減振器數(shù)學(xué)建模成果，用MATLAB進行外特行計算，并繪制出F-V曲線。再根據(jù)曲線修改閥體尺寸及性能參數(shù)，再繪制曲線，直到滿足設(shè)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(shù)的選取依賴性很大，而本人沒有找到合適的懸架參數(shù)，因此計算的結(jié)果意義不大，但這為以后的工作提供了一些資料。 關(guān)鍵詞：減振器；數(shù)學(xué)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

4、types of shock absorber 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.

5、According to the 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

6、shock absorber works. 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(yīng)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(jié)構(gòu)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(chǎn)品，現(xiàn)代汽車上已很少用，基本上被淘汰；筒式減振器是主流，它分為被動式和可調(diào)式兩種。被動式減振器又

7、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。可調(diào)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(jīng)孔隙的節(jié)流作用產(chǎn)生。汽車上應(yīng)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(zhì)量與非懸掛質(zhì)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(zhuǎn)向系減振器以及駕駛室、駕駛員座椅、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(jié)構(gòu)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(shù)發(fā)展和

8、完善的同時，能夠適應(yīng)不同行駛工況而調(diào)節(jié)其工作特性的機械控制式可調(diào)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(shù)也獲得了快速發(fā)展。作為筒式液阻減振器技術(shù)的重要內(nèi)容，其設(shè)計開發(fā)技術(shù)也正經(jīng)歷著由基于經(jīng)驗設(shè)計一實驗修正的傳統(tǒng)方法向基于CAD/CAE技術(shù)的現(xiàn)代設(shè)計開發(fā)方法的轉(zhuǎn)變。隨著硬件性能和計算分析能力的提高，在設(shè)計階段預(yù)測減振器的性能并進行優(yōu)化設(shè)計已成為可能，這對于提高汽車筒式液阻減振器產(chǎn)品的設(shè)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(shè)計方案的確定 2.1減振器設(shè)計參數(shù)依據(jù) 車型參數(shù)：整車質(zhì)量1500kg 裝載質(zhì)量500kg

9、 軸距2300mm 質(zhì)心到前軸距離1100mm 輪距1500mm 質(zhì)心高度550mm 減振器設(shè)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(fù)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 由路面激勵引起的汽車垂直、俯仰以及側(cè)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，

10、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(nèi)，由路面激勵引起乘員振動加速度的幅頻響應(yīng)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(shù)的選擇在于如何有效降低乘員振動響應(yīng)峰值。對于轎車減振器，當阻尼比在0.3左右，復(fù)原壓縮行程阻尼力分配為80:20時，通?？梢垣@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)

11、場上獲得成功，此后筒式液阻減振器很快成為主流產(chǎn)品。它具有工藝性好、成本低、壽命長、質(zhì)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(chǎn)。我國在20世紀60年代生產(chǎn)的BJ212、NJ230汽車上開始采用筒式液阻減振器，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(jié)構(gòu)，如圖2a所示，該結(jié)構(gòu)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(nèi)設(shè)置背壓，在復(fù)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(xiàn)補償室向壓縮室

12、充油不及時的問題，從而導(dǎo)致減振器工作特性發(fā)生畸變，不但影響減振效果，還會導(dǎo)致沖擊和噪聲。20世紀50年代單筒式充氣減振器技術(shù)蓬勃發(fā)展起來，它采用了浮動活塞結(jié)構(gòu)，在浮動活塞與缸筒的一端之間形成的補償室內(nèi)充人一定量的高壓(2.0 MPa～2.5 MPa)氮氣，壓縮室內(nèi)油液體積的變化由這部分氣體補償，其典型結(jié)構(gòu)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，油液不

13、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(shù)上看，單筒充氣式液力減振器的理由較充分，但是經(jīng)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(shè)計要求。所以只能采用雙筒式液力減振器。現(xiàn)在市場上比較流行雙向作用的減振器，所以本設(shè)計方案也

14、采用雙向作用式減振器。 第三章 設(shè)計計算 3.1載荷的確定 此減振器設(shè)計以滿載情況為標準。由于減振器為后軸設(shè)計，根據(jù)質(zhì)心和后軸對前軸力矩平衡有：（1500＋500）×1100＝2300×m 得：m＝957.5kg≈960kg 由簧下質(zhì)量mx＝150kg，有：ms＝m－mx 得簧上質(zhì)量：ms＝（960-150）/2＝405kg 3.2減振器阻力與各腔壓力的關(guān)系 在減振器拉伸與壓縮時，根據(jù)活塞上的作用力平衡得： 式中：Fl、Fy―――減振器的拉、壓阻力； p1、p2―――工作缸內(nèi)活塞上下腔液壓（相對壓力）； Sh―――活塞面積； Sg―

15、――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(shù)的確定 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(guān)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(shù)； V―――減振器工作速度。 相對阻尼系數(shù)Ψ 汽車懸架有阻尼以后，簧上質(zhì)量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數(shù)Ψ的大小來評定振動衰減的快慢程度。Ψ的表達式為： （2） 式中：c―

16、――懸架系統(tǒng)垂直剛度。 式（2）表明，相對阻尼系數(shù)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(zhì)量ms的懸架匹配時會產(chǎn)生不同的阻尼效果。Ψ值大，振動能迅速衰減，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(shù)Ψy取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數(shù)ΨS取得大些。兩者之間保持這樣的關(guān)系：Ψy＝（0.25～0.50）Ψs，Ψ為Ψy與Ψs的平均值。由于懸架采用有內(nèi)摩擦的彈性元件，取Ψ＝0.5。 圖3 懸架結(jié)構(gòu)簡圖 減振器阻尼系數(shù)δ的確定 減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率，所以理論上。實際上應(yīng)根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。

17、當減振器如圖3安裝時，減振器阻尼系數(shù)δ用下式計算： （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。 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 （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

18、 （5） 筒式減振器工作缸直徑D的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力Fs計算工作缸的直徑D （6） 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(jù)QC/T 491-1999《汽車筒式減振器尺寸系列及技術(shù)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56mm,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(jié)構(gòu)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(shù)的發(fā)展很大程度上取

19、決于閥結(jié)構(gòu)的改進。圖4所示是三種典型的閥結(jié)構(gòu)，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(yù)加載荷來調(diào)節(jié)，有關(guān)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(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，但圖4a所示的結(jié)構(gòu)由于板閥較小的升程就會形成較大的流通面積，因此導(dǎo)致減振器阻尼力一活塞速度特性呈軟非線性特性;在圖4b所示的結(jié)構(gòu)中滑閥與導(dǎo)向座之間存在摩擦，導(dǎo)致閥運動響應(yīng)滯后或不連續(xù)。圖4c所示彈性閥片結(jié)構(gòu)的突出優(yōu)點是易于通過增減閥片數(shù)量和墊片等措施改變閥的節(jié)流特性;缺點是流量系數(shù)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(zhì)顆粒導(dǎo)致閥片關(guān)閉不嚴時，會造成減振器

20、阻尼力的顯著下降。圖4 筒式液阻減振器的幾種典型閥結(jié)構(gòu) 這種節(jié)流閥最初多用于賽車減振器，隨著制造技術(shù)的提高，現(xiàn)代轎車懸架和轉(zhuǎn)向系減振器也廣泛采用，但對此類閥的節(jié)流特性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(fù)原閥采用圖4a所示的結(jié)構(gòu)，補償閥、壓縮閥采用圖4b所示的結(jié)構(gòu)。 第五章 減振器的數(shù)學(xué)模型 5.1拉伸（復(fù)原行程）工況下的數(shù)學(xué)模型 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(jīng)過常通孔流向下部。設(shè)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： 圖5 拉伸行程示意圖

21、 （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： 式中：dh―――活塞的外徑； 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，節(jié)流形式屬于薄壁小孔節(jié)流，其流量為： （8） 式中：Q1―――從活塞常通孔流入下腔的流量； ε―――常通孔流量系數(shù)； 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。

22、在開閥前，通過活塞液入下腔的流量與上腔減少的容積應(yīng)相等，即Q0=Q1。由式⑺和（8）可得： （9） 因此，減振器的復(fù)原阻尼力為： （10） 式中：Ff―――復(fù)原阻尼力 由式（9）和（10）可得： （11） 開閥后 開閥時，閥片受油壓產(chǎn)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(fù)原閥的流量。這部分流量與壓差的關(guān)系式為： （12） 式中：Q2―――油液通過復(fù)

23、原閥的流量： S2―――復(fù)原閥開閥后的節(jié)流面積； S2=2πbω, b―――閥片的內(nèi)環(huán)半徑，ω―――閥片的內(nèi)環(huán)撓度。 根據(jù)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： （14） 由上式可求出壓差p2，則此時減振器的復(fù)原阻尼為： （15） 圖6 壓縮行程示意圖 5.2壓縮（壓縮行程）工況下的數(shù)學(xué)模型 壓縮行程的節(jié)流形式與復(fù)原行程的節(jié)流形式不同。在復(fù)原行程中，主要是靠活塞上閥片的

24、彈性變形來實現(xiàn)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(xiàn)節(jié)流的目的。壓縮行程進行時，油從活塞下腔經(jīng)過活塞中的常通孔（面積為f1）;流向上腔，且有部分多余油液經(jīng)過工作缸下面的常通孔（面積為f3）;流入補償室。示意圖見圖6。活塞與缸筒間的摩擦力和泄漏量不計，并略去補償室內(nèi)的壓力p3（等于大氣壓） 。設(shè)通過常通孔f1和f3的流量為Q1、Q3，則有： （16） （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

25、面積； Δp―――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Fy 為： （18） 油液的流量： （19） （20） 由式（14）（15）（17）和式（18）可推導(dǎo)出： （21） （22） 由式（18）至式（22）可得減振器的壓縮阻力為：

26、 （23） 根據(jù)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(shù)學(xué)模型時，也應(yīng)分為三種情況進行討論。實際汽車減振器設(shè)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，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(guān)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，

27、通過活塞的流量得到迅速增加。 通過活塞閥片的流量為： （24） （25） 式中：Q4―――閥片開啟后所經(jīng)過油液的流量； f4―――閥片開啟后的節(jié)流面積。 其中： 式中：a―――閥片的外環(huán)半徑； X――－圓錐螺旋彈簧的壓縮量。 由彈簧的變形原理可知： （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(yù)壓量。 則有：

28、 （27） 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=xmax （28） 將式（28）代入式（26）,重復(fù)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(guān)系的通稱。根據(jù)上面建立的數(shù)學(xué)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

29、的數(shù)據(jù)，就可以繪出減振器的示功圖和速度特性曲線。 根據(jù)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(fù)諧波規(guī)律的運動。 （29） 式中：Smax―――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： （30） 根據(jù)上面的推導(dǎo)，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(chǎn)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

30、振器的示功圖和速度特性曲線。 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(yīng)大于10mm；在復(fù)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(fù)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(shè)計時要根據(jù)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

31、1。 連接型式 斜擺角α 同軸扭轉(zhuǎn)角β H1H4(錐吊環(huán)型) ±6° ±20° H2（直吊環(huán)）型 H3（X銷吊環(huán)）型 ±3°～4° G（S）型 11～15（任何方向） 減振器的允許擺動角，與連接的結(jié)構(gòu)型式、尺寸大小、橡膠硬度、配方及過盈量等有關(guān)。 表1 允許擺動角范圍 減振器的耐久性受連接部分角位移力矩給予本體內(nèi)部滑動部分的表面壓力和橡膠墊（襯套）的局部應(yīng)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(nèi)，并進可能地減少其數(shù)值。 根據(jù)行程余量及布置的需要，減振器的行程表示為： （31） 式中：S――

32、―減振器的行程； fd―――懸架的上跳行程； fj―――懸架的下跳行程； Δl―――減振器的總行程余量。 為減少品種，減振器的行程已經(jīng)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(jù)具體情況及空間位置，確定恰當?shù)倪B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 （32） （32） 式中：S（xs,ys,zs）―――減振器上連接點坐標； M(xm,ym,zm)――

33、―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＝Sb－fj。 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

34、任意狀態(tài)下，減振器下連接中心與車軸中心及傾角的關(guān)系為： 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點向控制臂作垂圖9 行程校核示意圖 線（見圖9）則有下面關(guān)系式： 減振器長度為： 減振器傾斜角為： 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）軸中心點坐標； Lx，Ly，Lz―――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； ωb―――車軸傾角（對于前軸為相對

35、車架后傾角，后軸又為后橋翹角）； ω1―――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(shù)，故減振器下點也描述為彈簧弧高的函數(shù)。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|Lj－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ω1的函數(shù)，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(jié) 論 （

36、1）通過數(shù)學(xué)建模得出的減振器速度圖形上看，該減振器基本滿足設(shè)計要求。行程校核也符合要求。所以，該減振器設(shè)計是達到要求的。 （2）由于本人能力有限，設(shè)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(jié)構(gòu)的改善和新材料新工藝的應(yīng)用，因此，不能從根本上滿足現(xiàn)代汽車的使用需求。而可調(diào)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(jīng)驗，再加上資料準備不充分，在此文的設(shè)計計算中有許多參數(shù)的選取沒有經(jīng)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(shè)計只是

37、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(xué)四年完結(jié)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(nèi)心深處感到愉悅。我常對別人說，這四年就像坐牢一樣，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(xué)到的東西，比起我以往任何時候?qū)W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(jīng)夢寐以求的知識。還要感謝李健康、徐偉和周海燕老師在學(xué)習(xí)中給我的啟發(fā)。 通過這次畢業(yè)設(shè)計，我

38、深切感受到大學(xué)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(dǎo)下完成的，在做畢業(yè)設(shè)計期間，我深深地體會到了兩位老師治學(xué)嚴謹?shù)膽B(tài)度，對學(xué)生認真的責(zé)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(shè)計手冊：整車·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(shè)計中數(shù)學(xué)模型的建立.遼寧：遼寧工學(xué)院學(xué)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(shè)計與制造，2002.12. [4].劉惟信.汽車設(shè)計.北京：清華大學(xué)出版社，2001. [5].李世民，呂振華.汽車筒

39、式液阻減振器技術(shù)的發(fā)展.汽車技術(shù)，2001. [6].馮雪梅，劉佐民.汽車液力減振器技術(shù)的發(fā)展和現(xiàn)狀.武漢：武漢理工大學(xué)學(xué)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(shè)計（第3版）.機械工業(yè)出版社，2000.5. [10].王沫然. MATLAB與科學(xué)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(shè)計綜合課程設(shè)計. 機械工業(yè)出版社，2003.6.