5.3減振器設(shè)計(jì)

1、53 減振器匹配與設(shè)計(jì)5.3.1 車(chē)輛懸架減振器發(fā)展情況減振器是汽車(chē)懸架系統(tǒng)中的阻尼元件，其性能對(duì)車(chē)輛的乘坐舒適性、操縱性能等有直接的影響，其數(shù)學(xué)模型的建立一直是國(guó)內(nèi)汽車(chē)動(dòng)力學(xué)領(lǐng)域中的重要研究課題，就被動(dòng)懸架減振器的研究而言，已經(jīng)建立了三類數(shù)學(xué)模型：第一類為復(fù)雜非線性模型，該類模型是應(yīng)用流體力學(xué)中的定律，根據(jù)減振器內(nèi)部有也的流動(dòng)情況建立的。模型中參數(shù)較多，如Segel及Lang模型有82個(gè)參數(shù)。該類模型可用于研究減振器本身的特性，但不能方便的用于汽車(chē)動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)的仿真。第二類是線性化模型，如Wallaschek模型，該類模型不能比較準(zhǔn)確的描述減振器的特性。第三類是簡(jiǎn)單非線性模型。該類墨西哥你是通

2、過(guò)試驗(yàn)的方法建立的，模型雖然僅含有較少參數(shù)，但能比較準(zhǔn)確地描述減振器的性能，又能方便的用于汽車(chē)動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)仿真。該類模型的代表是劍橋大學(xué)Besinger等人的7參數(shù)模型。該模型在10Hz以內(nèi)與試驗(yàn)結(jié)果比較吻合，標(biāo)志減振器數(shù)學(xué)模型研究的最新進(jìn)展。本文從研究減振器的閥片入手，首先應(yīng)用彈性力學(xué)理論建立閥片的力學(xué)及數(shù)學(xué)模型，解決圓環(huán)薄板的大撓曲近似求解問(wèn)題，然后，建立內(nèi)外特性關(guān)系的數(shù)學(xué)模型，最后以桑塔納前減振器為例，驗(yàn)證理論模型的逼真程度。5.3.2 車(chē)輛懸架液壓雙筒減振器閥片精確建模汽車(chē)所使用的雙筒液壓減振器仿真分析建模的最重要工作集中在減振器閥片建模、油液假設(shè)、油液流經(jīng)所有孔隙情況下的流體力學(xué)建模及

3、方程的求解等問(wèn)題上。在所有這些問(wèn)題上，減振器閥片撓曲計(jì)算對(duì)仿真結(jié)果的影響是最大的。鑒于已經(jīng)有很多減振器方面的研究，本文僅就減振器閥片撓曲變形的計(jì)算進(jìn)行研究，其它內(nèi)容的研究借用前人的研究成果。1目前減振器閥片撓曲變形的情況目前汽車(chē)主要使用雙筒液壓減振器和單筒充氣式減振器兩種，雙筒液壓減振器在轎車(chē)上的使用率為100。對(duì)雙筒液壓減振器而言，其核心元件是環(huán)形閥片。因?yàn)閷?duì)圓環(huán)形薄板的大撓曲問(wèn)題還不能求得其精確解，因而迄今為止對(duì)閥片的變形仍沿用圓環(huán)形小撓度理論求解。單雙筒液壓減振器內(nèi)閥片的大變形撓度值遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過(guò)小撓曲問(wèn)題。當(dāng)減振器閥體內(nèi)外環(huán)臂下高度差遠(yuǎn)大于閥片厚度，顯然，隨著壓力增大開(kāi)閥后的撓度將是片厚的若

4、干倍，而小撓曲問(wèn)題的撓度值一般限制為閥片厚度的五分之一。對(duì)于小撓曲問(wèn)題，其撓度值與壓力成線性關(guān)系。因此，若對(duì)減振器那的閥片仍然采用小撓度理論求解，其撓度值在高壓力段會(huì)遠(yuǎn)大于實(shí)際值，使用這種模型來(lái)進(jìn)行分析必然會(huì)造成很大的誤差。圖5.3.2 環(huán)形疊層板示意圖圖5.3.1 閥片受力力學(xué)模型首先總結(jié)目前所有減振器仿真計(jì)算中使用的閥片變形建模方法。液壓雙筒減振器的仿真計(jì)算一直是研究的熱點(diǎn)，已經(jīng)有很多人進(jìn)行了這方面的研究工作。一般在閥片變形計(jì)算中都采用簡(jiǎn)支梁假設(shè)材料力學(xué)和板殼理論的等兩種方法進(jìn)行?；谝话愫?jiǎn)支梁假設(shè)的共軛梁法計(jì)算，由于假設(shè)條件過(guò)于簡(jiǎn)單，計(jì)算結(jié)果不可避免的會(huì)出現(xiàn)較大誤差?；诎鍤だ碚摰谋“迓N

5、曲變形計(jì)算稍許復(fù)雜，如下對(duì)其內(nèi)容進(jìn)行歸納總結(jié)。由于閥片的厚度與其直徑的比值很小，故應(yīng)當(dāng)按照板殼理論進(jìn)行求解。板殼理論中將翹曲問(wèn)題又分為小撓度（變形量板厚/5）問(wèn)題和大撓度（板厚/5變形量5板厚）問(wèn)題。這兩種情況在減振器閥片變形計(jì)算中都會(huì)出現(xiàn)，我們將其分開(kāi)討論。雙筒液壓減振器的閥片元件，可以看作受均布載荷的圓形薄板的撓曲變形，其力學(xué)模型見(jiàn)圖5.3.1?？紤]到工程問(wèn)題，在一般問(wèn)題的求解過(guò)程中，將作一般的近似圓形薄板的彎曲。1） 小撓度彎曲問(wèn)題 （變形量板厚/5） 根據(jù)彈性力學(xué)的經(jīng)典理論求解圓形薄板的彎曲問(wèn)題采用極坐標(biāo)比較方便。使用極坐標(biāo)r、之后，得到方程： (5.3.1)式中：為拉普拉斯算子。此方

6、程的解可以表示為齊次方程的解w與一特解w*之和。對(duì)于均布載荷，特解可取值為： (5.3.2)故方程的全解為： (5.3.3)對(duì)于工程中最常用的有中心孔的圓板，對(duì)于內(nèi)徑被夾緊，受到均布載荷作用的情況(見(jiàn)圖5.3.1)，一般按以下公式計(jì)算其應(yīng)力和撓度： (5.3.4)其中：、為泊松比時(shí)的系數(shù)，為外半徑。對(duì)于圓環(huán)型薄板，利用內(nèi)外處的四個(gè)邊界條件，可以確定上式中的四個(gè)任意常數(shù)。因?yàn)楸“逅艿降臋M向載荷為均布載荷，于是得到則任意常量r處的橫截面上的彎矩和橫向剪切力為： (5.3.5) (5.3.6)根據(jù)邊界條件：， (5.3.7) 可以解得四個(gè)常數(shù)： (5.3.8)式中： - 內(nèi)半徑處所受到的彎矩值 -

7、 內(nèi)半徑 - 外半徑 - 板厚 - 泊松比2） 大撓度圓板軸對(duì)稱彎曲（板厚/5變形量5板厚）對(duì)于大撓度問(wèn)題，即薄板的撓度/5 5倍板厚的情況，由平面力所引起的中面位移和所產(chǎn)生的應(yīng)變，并考慮由于撓度w使板在平板中面方向上的距離的縮短時(shí)，考慮大撓度平板的的平衡方程：合并以上方程得到： (5.3.9)對(duì)于大撓度圓板的軸對(duì)稱彎曲，將直角坐標(biāo)系變換為極坐標(biāo)系，有： (5.3.10)其中，未知函數(shù)有w和Nr兩個(gè)，故還需要補(bǔ)充一個(gè)方程，補(bǔ)充對(duì)稱問(wèn)題的形變協(xié)調(diào)方程： (5.3.11)聯(lián)立求解未知變量和Nr。進(jìn)行變形處理，得到： (5.3.12)式中：對(duì)于大撓度的薄板方程，是兩個(gè)聯(lián)立的非線形微分方程組，要在邊界

8、條件下求得它們的精確解，只有在非常簡(jiǎn)單的情況下才有可能，一般都是非常困難的。故通常條件下，人們?nèi)∫韵潞?jiǎn)化方程來(lái)求解： (5.3.13)- 作用在半徑r的單位圓周長(zhǎng)度上剪切力根據(jù)上面的總結(jié)可見(jiàn)，使用板殼理論的小撓度和大撓度求解閥片翹曲變形量的方法，對(duì)于小撓度情況比較適用，對(duì)常常出現(xiàn)的薄板翹曲的大撓度問(wèn)題，問(wèn)題的求解卻非常困難，不得不采取近似方程求解的方法來(lái)替代,大大降低了板殼理論求解的精度。同時(shí)，我們知道，減振器閥片除了有單片情況外，絕大多數(shù)情況下都是由多片閥片疊加組成的。上述這兩種方法中，除了存在假設(shè)過(guò)于簡(jiǎn)化和方程無(wú)法求解的問(wèn)題外，還無(wú)法解決多層閥片的疊層計(jì)算問(wèn)題，只是簡(jiǎn)單的將它們簡(jiǎn)化為疊加厚

9、度的單片問(wèn)題加以求解，這就必然會(huì)產(chǎn)生疊層閥片之間摩擦力無(wú)法計(jì)算的問(wèn)題，也是造成仿真結(jié)果的不準(zhǔn)確的一個(gè)重要原因。為了解決精確求解疊層彎矩和疊層層間應(yīng)力計(jì)算的問(wèn)題，本文中將借用范家讓教授的疊層板殼理論解決這個(gè)問(wèn)題。2疊層板殼的精確理論(1) 線性常系數(shù)齊次狀態(tài)方程的解齊次狀態(tài)方程是指輸入為零的狀態(tài)方程，即： (5.3.14)初始狀態(tài)為：式中： (5.3.15)一般是復(fù)數(shù)，是自變量，初始狀態(tài)是，并令滿足初始狀態(tài)的線性齊次狀態(tài)方程有且僅有唯一解，其中各個(gè)量如上所示。所推導(dǎo)的結(jié)果為一階線性常系數(shù)齊次常微分方程組，如前推導(dǎo)為線性常系數(shù)齊次狀態(tài)方程。線性常系數(shù)微分方程解主要取決于矩陣的指數(shù)函數(shù)的計(jì)算。一旦將

10、其求出，其它各狀態(tài)變量就可立即求得。應(yīng)用凱萊哈密爾頓(CayleyHamilton)定理，將化為階方陣的有限多項(xiàng)式，形式如下： (5.3.16)其中、為的某組標(biāo)量函數(shù)，其確定方式如下：情況1：的特征值互異，有： (5.3.17)情況2：的特征值有重根，如果的特征值為重根，而其余個(gè)是單根，對(duì)于重根部分有方程組： (5.3.18)其余個(gè)單根方程用(5.3.17)表示，(5.3.17)與(5.3.18)求解可得到系數(shù)，從彈性力學(xué)的動(dòng)力學(xué)平衡方程和反映應(yīng)力應(yīng)變關(guān)系的基本方程出發(fā)，拋棄任何有關(guān)位移或應(yīng)力模式的人為假設(shè)，對(duì)于柱坐標(biāo)系中的板單元，推導(dǎo)出橫觀各向同性材料的單層環(huán)板軸對(duì)稱的狀態(tài)方程。對(duì)于非軸對(duì)稱

11、問(wèn)題：記，并令：記，可得到如下的關(guān)系： (5.3.19)其中：，,平面應(yīng)力的求解： (5.3.20)對(duì)于橫觀各向同性材料的軸對(duì)稱問(wèn)題，而且同時(shí)有，因此，方程(5.3.20)和(5.3.20)分別化為： (5.3.21) (5.3.22)其中的符號(hào)定義同上。將位移和應(yīng)力分量寫(xiě)成如下分離變量形式： (5.3.23)經(jīng)過(guò)化簡(jiǎn)得到： (5.3.24)對(duì)于滿足特定邊界條件的特定的值，方程(5.3.24)變成： (5.3.25)其中： (5.3.26)根據(jù)前面介紹的知識(shí)，方程(5.3.26)的解為： (5.3.27)其中，稱為狀態(tài)轉(zhuǎn)移矩陣，和稱為初始值。(2)疊層環(huán)板的撓度、層間應(yīng)力和自然頻率在汽車(chē)懸架用

12、雙筒液壓減振器的仿真分析中，閥系中的閥片通常都是環(huán)形薄板，由23片、甚至更多片疊合而成的，為此，分析疊層環(huán)形板疊加情況下的撓度、層間應(yīng)力和自然頻率就顯得非常有實(shí)際意義。圖5.3.2(a)所示為多層各向同性材料環(huán)形板的疊層。圖5.3.2(b)所示為其中任意單層板在局部坐標(biāo)下的情況，外徑為，內(nèi)徑為，厚度為。可以得到疊層板力學(xué)量的遞推公式： (5.3.28)式中： (5.3.29) ， (5.3.30)對(duì)于橫觀各向同性體材料，其彈性常數(shù)之間存在如下關(guān)系：，因而獨(dú)立的彈性常數(shù)只有兩個(gè)，即：和。它們與工程彈性常數(shù)之間的關(guān)系是：， (5.3.31)狀態(tài)空間方法解題步驟1) 確定實(shí)際使用情況的邊界條件；2)

13、 根據(jù)邊界條件確定矩陣A中各個(gè)元素；3) 根據(jù)矩陣A確定K；4) 根據(jù)K確定狀態(tài)轉(zhuǎn)移矩陣D，求解靜力問(wèn)題時(shí)，取；5) 求矩陣D的特征根；6) 根據(jù)方程組確定、和，這樣矩陣D就完全確定了。7) 根據(jù)實(shí)際加載情況，確定初始?jí)毫?shù)值，進(jìn)而通過(guò)方程組求解出初始值；確定各個(gè)狀態(tài)的各分量。對(duì)于桑塔納減振器閥片：1） 邊界條件的確定內(nèi)邊界固支，外邊界自由，故有：在處， (5.3.32)在處 (5.3.33)并確定閥片材料的彈性模量和泊松比。2） 考慮邊界條件，確定矩陣A中各個(gè)元素各元素為：， (5.3.34)，其中，和是第一類貝塞爾函數(shù)，和為第二類貝塞爾函數(shù)，和是和的遞推函數(shù)，和是和的遞推函數(shù)。具體定義見(jiàn)附

14、錄1。3） 根據(jù)矩陣A確定；根據(jù)定義，矩陣A的行列式： (5.3.35)即可確定值。4） 根據(jù)K確定狀態(tài)轉(zhuǎn)移矩陣D，求解靜力問(wèn)題時(shí)，??； (5.3.36)5） 求矩陣D的特征根；假定矩陣D的特征值為，和。6） 根據(jù)矩陣D的特征值和方程組(5.3.17)和(5.3.18)確定、和，完全確定狀態(tài)轉(zhuǎn)移矩陣D。7） 根據(jù)實(shí)際加載情況，確定初始?jí)毫?shù)值，進(jìn)而通過(guò)方程組求解出初始值；假定減振器閥片表面受到均布油液法向壓力的作用，此時(shí)，于是就有： (5.3.37)取其中的第二和第三個(gè)方程，得： (5.3.38)即可求得和，確定了初始值。8） 確定疊層板的撓度。這樣，根據(jù)方程(5.3.27)，可以求得板上表面

15、的各力學(xué)量，而這些力學(xué)量又是上塊板的初始值，代入方程(5.3.29)和(5.3.30)，可求得多層疊層板上下表面的各個(gè)力學(xué)量的數(shù)值?？紤]對(duì)減振器性能影響最大的閥片外邊界處撓度，此處的撓度為。根據(jù)這種算法，編制了相應(yīng)程序進(jìn)行計(jì)算，程序中需要給出閥片材料的彈性模量和泊松比，閥片幾何參數(shù)，作用在閥片上的均布載荷，即可計(jì)算得到疊層板外邊界的撓度。5.3.3 車(chē)輛懸架液壓雙筒減振器建模與求解1 減振器物理模型減振器阻尼力是由在減振器時(shí)間歷程之內(nèi)的壓力降決定的。為了分析，首先需要建立其詳細(xì)的物理模型。圖5.3.3所示是某減振器總成的結(jié)構(gòu)草圖。減振器由活塞總成、底閥總成、活塞桿，工作缸和貯油筒等構(gòu)成?；钊?/p>

16、流通閥和底閥的補(bǔ)償閥是單向閥，阻力主要由螺旋彈簧提供，通常這個(gè)力值都很小。因此，流通閥和補(bǔ)償閥在受到正向壓力時(shí)僅提供很小的壓力降，但當(dāng)受到反向壓力時(shí)則提供無(wú)窮大的阻力來(lái)將流通閥和補(bǔ)償閥完全封閉。在活塞和底閥上還開(kāi)有常通的小孔，在減振器受到小負(fù)荷、高頻率振動(dòng)時(shí)提供壓力降。活塞上的拉伸閥和底閥上壓縮閥是由壓力彈簧和閥片控制的壓力閥，只有在壓力達(dá)到一定值時(shí)才會(huì)開(kāi)啟和上浮，拉伸 閥和壓縮閥主要是在紊流狀態(tài)下產(chǎn)生很大的壓力降。當(dāng)活塞桿及活塞總成向上運(yùn)動(dòng)時(shí)（拉伸行程），油液通過(guò)活塞總成的常通孔或拉伸閥（當(dāng)油壓足夠高時(shí)）從工作缸上腔流向下腔，由于活塞桿體積的存在，從上腔流向下腔的油液不足以補(bǔ)充下腔的體積變化

17、，一部分油液便會(huì)通過(guò)底閥上的補(bǔ)償閥和常通孔從貯油筒流向下腔。在油液流過(guò)所有這些閥和孔時(shí)都會(huì)產(chǎn)生壓力降，從而消耗掉能量。 當(dāng)活塞桿及活塞總成向下運(yùn)動(dòng)時(shí)（壓縮行程），油液通過(guò)活塞總成的流通閥和常通孔從下腔流向上腔，由于活塞桿體積的存在，從下腔流向上腔的油液量大于上腔的體積變化，一部分油液便會(huì)通過(guò)底閥上的常通孔或壓縮閥（當(dāng)油液壓力足夠高時(shí)）下腔流向貯油筒。在油液流過(guò)所有這些閥和孔時(shí)都會(huì)產(chǎn)生壓力降，從而消耗掉能量。由于活塞桿和工作缸之間的相對(duì)速度的變化，使得作用在活塞上的力也是變化的。通常人們使用減振器力值-位移的工作圖或減振器力值-速度曲線來(lái)進(jìn)行分析。流通閥常通孔活塞孔拉伸閥活塞孔壓縮閥補(bǔ)償閥常通孔

18、活塞桿 工作缸貯油筒活塞總成底閥總成v x圖5.3.4 減振器速度力特性曲線 5.3.3 減振器物理模型2 減振器建模(1) 假設(shè)：1) 減振器的摩擦力是由減振器導(dǎo)向桿與導(dǎo)向器密封套及活塞上的密封圈與工作缸之間的摩擦造成的但只有當(dāng)減振器受到橫向力作用時(shí)才會(huì)產(chǎn)生較大的阻尼力，在一般減振器使用條件下，這些摩擦力的值（小于50N）與減振器阻尼力（介于5005000N之間）相比很小，一般予以忽略。(1)2) 認(rèn)為減振器油液溫度在一個(gè)循環(huán)作用周期內(nèi)不變。(2) 阻尼力的表示則根據(jù)物理模型，減振器阻尼力可以表達(dá)為：式中：Fl 活塞壓縮時(shí)減振器的阻尼力 Fy 活塞拉伸時(shí)減振器的阻尼力 p1 工作缸內(nèi)活塞上腔

19、油液壓力 p2 - 工作缸內(nèi)活塞下腔油液壓力 Ah - 活塞在下腔中的有效面積 Ag 活塞桿橫截面積 Ff 摩擦力所引起的阻尼力 Fb 緩沖塊所引起的阻尼力(3) 流量的計(jì)算根據(jù)流體力學(xué)的知識(shí)，油液流量的計(jì)算可使用如下公式：(4) 閥系建模（忽略油液的可壓縮性）對(duì)于閥系的組合，分為并聯(lián)和串聯(lián)兩種形式。在并聯(lián)連接中，壓差一定但總流量是各個(gè)連接的流量之和；在串聯(lián)連接中，流量一定但壓差等于各個(gè)串聯(lián)連接的壓差之和。許多論文中都將減振器中的壓力流動(dòng)路徑分為三個(gè)部分，即：常通、閥系和流通孔。首先，常通孔流量適用于低速情況的常通孔分析。由于這個(gè)被動(dòng)原因所造成的壓力降通?？梢杂靡粋€(gè)有理多項(xiàng)式來(lái)表達(dá)：其中：m-

20、常通孔數(shù)，r1=1表示層流狀態(tài)階段，r2 表示紊流狀態(tài)，通常取值在1-2之間，一般分析中都取r2=2來(lái)計(jì)算，但當(dāng)考慮雷諾數(shù)是一個(gè)變量時(shí)，取r2=1.75。為了分析方便，我們先選擇活塞總成進(jìn)行分析?？紤]拉伸閥，在拉伸閥開(kāi)啟之前，就已經(jīng)作用有一個(gè)預(yù)壓力P0，只有當(dāng)油液壓差大于彈簧預(yù)緊力時(shí)，拉伸閥才能開(kāi)啟。此時(shí)，油液從拉伸閥的壓緊墊片和活塞體下面凸起之間形成的縫隙流動(dòng)。此時(shí)閥的開(kāi)度d為： 所以，P 可由下式算出： (7) 這里，r是油液密度，m是油液的動(dòng)力粘度；A是活塞上小孔面積；N是活塞上小孔數(shù)；A是活塞上小孔面積減去節(jié)流墊片遮去的面積；r是活塞體下凸起內(nèi)半徑；A是拉伸閥墊片的受力面積；F是拉伸閥

21、彈簧的預(yù)緊力；l是活塞體下凸起寬度；k是拉伸閥彈簧剛度；N是缺口墊片的缺口數(shù)；h為缺口墊片厚度；當(dāng)拉伸閥開(kāi)啟后，幾個(gè)流動(dòng)孔也會(huì)產(chǎn)生流動(dòng)阻力，其計(jì)算式為：此時(shí)，流通孔與拉伸閥是串聯(lián)連接，故總壓力降為流通孔壓力降和啦伸閥壓力降之和。而常通孔與拉伸閥為并聯(lián)連接，故它們兩端的壓力降相等,但總流量卻是拉伸閥流量加上常通孔流量。綜合以上分析，可以得到閥系總的流量特性和壓力特性。其詳細(xì)的函數(shù)關(guān)系可以近似用泰勒展開(kāi)來(lái)表示1，也有人使用半經(jīng)驗(yàn)?zāi)Ｐ蛠?lái)表達(dá)2。同樣，底閥的簡(jiǎn)化也可以完全按照類似的方法完成。(5) 摩擦力的考慮摩擦力主要是由于活塞桿和導(dǎo)向器襯套、活塞密封圈和工作缸之間的接觸而產(chǎn)生的。雙筒減振器的摩擦力

22、通常是非常小的，一般小于50N。與減振器產(chǎn)生的力相比是非常小的，因此，一般忽略不記。3仿真計(jì)算按照國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)，減振器速度特性試驗(yàn)條件為： a.減振器溫度：20Cb.減振器試驗(yàn)行程：20100mmc.減振器試驗(yàn)頻率：100c.p.m在此條件下，我們進(jìn)行了計(jì)算機(jī)仿真計(jì)算。圖5.3.5和圖5.3.6所示為使用簡(jiǎn)支梁假設(shè)、板殼理論方法和使用狀態(tài)空間方法仿真曲線與試驗(yàn)曲線的對(duì)比圖。由圖可見(jiàn)，文中所建立和使用的非線形仿真模型能夠反映減振器的實(shí)際使用性能，可以用于對(duì)這種特定減振器一般性能的分析。如圖5.3.5和圖5.3.6所示，采用考慮了疊層板之間剪切應(yīng)力的疊層板精確理論的閥片建模方法，比采用簡(jiǎn)支梁和薄板理論

23、的仿真結(jié)果有所改善。5.3.4 計(jì)算結(jié)論文中對(duì)某轎車(chē)用減振器進(jìn)行了非線性建模，并運(yùn)用此非線性模型對(duì)該減振器進(jìn)行了仿真研究。文中在進(jìn)行非線性模型進(jìn)行建模時(shí)，沒(méi)有考慮對(duì)于減振器性能影響較大的油液的可壓縮性，Duym等人認(rèn)為油液的可壓縮性是引起減振器遲滯效應(yīng)的關(guān)鍵因素。因此對(duì)于減振器中的遲滯效應(yīng)還得不道滿意的結(jié)果。同時(shí)，文中的仿真過(guò)程對(duì)于拉伸閥開(kāi)啟點(diǎn)的計(jì)算還有較大的誤差，有待進(jìn)一步的研究解決，作者認(rèn)為拉伸閥閥片間的摩擦力應(yīng)該是一個(gè)對(duì)減振器性能影響很大的因素。為了能夠更好的解決這個(gè)問(wèn)題，將范家讓教授的強(qiáng)厚度疊層板殼精確理論在減振器閥片建模中具體應(yīng)用。在其它模型條件不變的條件下，分別是用了簡(jiǎn)支梁假設(shè)、彈

24、性薄板理論方法和疊層板殼精確解方法對(duì)減振器閥片進(jìn)行建模分析，并對(duì)得到的結(jié)果進(jìn)行了比較，從圖5.3.4和圖5.3.5中可以看出，簡(jiǎn)支梁假設(shè)的計(jì)算結(jié)果偏差較大，采用薄板理論時(shí)可減小這個(gè)誤差，采用疊層板殼精確解方法可得到較好的結(jié)果。可以看到，油液的可壓縮性能對(duì)仿真結(jié)果仍然有很大的影響，對(duì)這方面的考慮應(yīng)當(dāng)隨著流體力學(xué)的發(fā)展而改進(jìn)，使仿真結(jié)果更接近實(shí)際情況。減振器對(duì)行駛安全性和平順性具有同樣重要的意義。它可阻止車(chē)輪跳離地面，即保證良好的地面附著性，也可抑制車(chē)身的振動(dòng)。減振器與輪胎和車(chē)輪一樣同屬底盤(pán)中更換最頻繁的部件。車(chē)主認(rèn)為更換減振器可改善車(chē)輛的行駛性能。而當(dāng)限位塊出現(xiàn)早期磨損，使減振器不得不承擔(dān)行程限

25、位任務(wù)時(shí)。也常使得減振器需要更換。但如果因更換而使得車(chē)輛的行駛、轉(zhuǎn)向及制動(dòng)性能發(fā)生變化，從而由此危機(jī)到其他的交通車(chē)輛，則“通用運(yùn)行許可證”（ABE）認(rèn)為該車(chē)自動(dòng)失效，保險(xiǎn)公司中的保險(xiǎn)也一樣失效。采用的輪胎是否正確，可通過(guò)其尺寸標(biāo)記和ECE下標(biāo)辨認(rèn)，就象其胎面花紋由于磨損使深度不合標(biāo)準(zhǔn)可明顯看出一樣。相反，減振器布置在底盤(pán)內(nèi)部，類型標(biāo)記完全包在里面，而且大都蒙上了塵土，因此幾乎不可辨認(rèn)。此外，減振器多種多樣，只有通過(guò)查閱表格才能確定采用的類型是否可完全被汽車(chē)生產(chǎn)廠認(rèn)可以及對(duì)汽車(chē)運(yùn)用。事實(shí)上，目測(cè)法只能在減振器漏油時(shí)發(fā)現(xiàn)損壞，而減振器裝車(chē)后檢查也還沒(méi)有被普遍采用。這也許是在道路上行駛的汽車(chē)中，減振

26、器損壞比輪胎損壞多的原因所在。有關(guān)各種減振器系統(tǒng)及其實(shí)際中的應(yīng)用的介紹請(qǐng)參閱減振器及其相關(guān)資料。(1) 安裝方式減振器的上端固定在車(chē)身或車(chē)架上，下端與擺臂或車(chē)橋連接。當(dāng)車(chē)輪下落時(shí)，減振器通常是處在伸張階段，而車(chē)輪上跳時(shí)處在壓縮階段。兩個(gè)階段均能對(duì)振動(dòng)起抑制作用。減振器應(yīng)該垂直安置。如果它與非獨(dú)立懸架中的剛性車(chē)橋傾斜一個(gè)角度，則當(dāng)兩側(cè)車(chē)輪同向等幅跳動(dòng)時(shí)，在計(jì)算中要考慮將阻尼折算到車(chē)輪處的傳動(dòng)比： （5.3.39）愈大，在車(chē)輪端的力愈小，減振器的行程也愈小。因此傳動(dòng)比以平方的形式出現(xiàn)在阻尼計(jì)算中。當(dāng)兩側(cè)車(chē)輪反向跳動(dòng)時(shí)，距離也有附加影響。傳動(dòng)比為： （5.3.40）減振器布置得愈靠里，有效距離與輪距

27、相比就愈小。而兩側(cè)車(chē)輪反向跳動(dòng)時(shí)可傳動(dòng)比較大會(huì)使得對(duì)車(chē)身側(cè)傾的減振作用差。這尤其是對(duì)質(zhì)心較高的車(chē)身有不利的影響。在獨(dú)立懸架和復(fù)合式懸架中，減振器與導(dǎo)向擺臂斜交也是不利的。只是這時(shí)式5.3.39對(duì)兩側(cè)車(chē)輪同向等 幅跳動(dòng)和反向跳動(dòng)均適用 圖5.3.5 減振器位移力特性曲線 圖5.3.6減振器布置得愈靠里，它對(duì)車(chē)身 側(cè)傾運(yùn)動(dòng)的抑制作用就愈小圖5.3.6 如果減振器斜置在剛性車(chē)橋上，則當(dāng)車(chē)輪上跳時(shí)角度增大。其缺點(diǎn)是使加載狀態(tài)的阻尼作用不理想。此外，減振器布置得愈靠里，它對(duì)車(chē)身側(cè)傾運(yùn)動(dòng)的抑制作用就愈小。(2) 不充氣的雙筒減振器a 減振器構(gòu)造圖5.3.7是減振器的構(gòu)造圖。減振器由位于固定在活塞桿6上的活

28、塞1下的工作腔A、底閥座4和活塞導(dǎo)向座8（圖5.3.85.3.10）組成。導(dǎo)向座同時(shí)還支承油封5，并與活塞1一起承受出現(xiàn)的彎矩。在工作缸2和貯油筒3之間是補(bǔ)償腔C，其中將近一半充滿油液。剩余的部分用來(lái)接納由于發(fā)熱膨脹而增大的油液容積（油液溫度可高達(dá)+120，采用氟化橡膠油封時(shí)，油溫可以短期內(nèi)升至+200）以及因活塞桿的進(jìn)入而壓出的油量。補(bǔ)償腔中的油柱面必須達(dá)到腔的一半高，以避免在極限行駛狀態(tài)下空氣自底閥吸入工作腔。當(dāng)活塞桿完全抽出，并在溫度很低（-40）時(shí)，有可能出現(xiàn)這種情況。 圖5.3.7 說(shuō)明減振器功能的雙筒原理示意圖 圖5.3.85.3.10各類閥體結(jié)構(gòu)圖5.3.7 說(shuō)明減振器功能的雙筒

29、原理示意圖。圖中各部件為：1.活塞；2.工作缸筒；3.儲(chǔ)油缸筒；4.底閥座；5.活塞桿油封；6.活塞桿；7.防塵罩；8.活塞桿導(dǎo)向座；9.回流孔還要附加考慮的是在汽車(chē)中減振器位置的傾斜，它會(huì)使得補(bǔ)償腔C中一側(cè)的油面下降。因此要限制減振器與垂直位置的偏離角（圖5.2.15）。在完全壓縮狀態(tài)下的最大允許值為45。b 工作原理車(chē)輪上跳時(shí)，減振器被壓縮，活塞1向下運(yùn)動(dòng)。一部分油液從下工作腔經(jīng)閥II流入上半腔A（圖5.3.7）。相應(yīng)于活塞桿沉入部分體積的油液經(jīng)底閥座4上的閥壓入補(bǔ)償腔。壓縮過(guò)程需要的阻尼力主要由此提供。只有在不夠的時(shí)候，位于活塞上的輔助閥才起作用。如后面的圖5.3.7所示，閥實(shí)際上由用錐

30、形彈簧壓緊的蓋板9組成。車(chē)輪下落時(shí)，在上抽的活塞1和導(dǎo)向套8之間的油壓升高。主要的油量經(jīng)可調(diào)的閥壓出。伸張行程的阻尼力主要由此提供。剩余的油量通過(guò)活塞桿與導(dǎo)向座之間的縫隙（圖5.3.8中用S1表示）和角上的通道E和G（同樣見(jiàn)圖5.3.8）被強(qiáng)制擠出。當(dāng)活塞桿抽出時(shí)，工作腔A中缺油。補(bǔ)充的油液自閥從補(bǔ)償腔C中吸入（圖5.3.7）。在工作腔和補(bǔ)償腔中脈動(dòng)循環(huán)的油液通過(guò)貯油筒3得到冷卻。c 排氣和補(bǔ)油雙筒式減振器必須排氣，因?yàn)檫@種減振器中不可避免地會(huì)在工作腔內(nèi)產(chǎn)生氣泡。這是由于以下原因所致：a. 減振器在安裝前水平放置運(yùn)輸或水平堆放；b. 長(zhǎng)期停車(chē)后工作腔中的油面下降；c. 行車(chē)結(jié)束后減振器開(kāi)始冷卻

31、，這時(shí)工作腔中的油液要收縮。無(wú)須有什么特殊的條件，氣泡都可能形成，并可能由此產(chǎn)生（尤其在冷天）令人不適的噪聲。這種現(xiàn)象稱之為“早晨病”。設(shè)計(jì)中必須保證，充滿工作腔的油液在停車(chē)時(shí)不會(huì)流到補(bǔ)償腔中以及對(duì)由于油液收縮而空出的容積進(jìn)行補(bǔ)油。Boge公司解決這個(gè)問(wèn)題的辦法是：采用圖5.3.8所示的角環(huán)5和兩個(gè)圖5.3.8 在Boge公司大批量生產(chǎn)的雙筒式減振器上采用的油封-導(dǎo)向座組件。成品的減振器通過(guò)使儲(chǔ)油缸筒3繞活塞桿導(dǎo)向座8上的邊緣U滾一道邊來(lái)封口。壓入活塞桿導(dǎo)向座外側(cè)、相互成直角布置的通道E和G。環(huán)5形成一個(gè)貯油器R2。冷卻時(shí)，油液可從這里經(jīng)過(guò)兩個(gè)通道回流補(bǔ)油。這種結(jié)構(gòu)的另一個(gè)優(yōu)點(diǎn)是：進(jìn)入工作腔中

32、的空氣容易排出。這時(shí)通道E和G作為排氣道。通過(guò)車(chē)輪的跳動(dòng)，空氣可在很短的時(shí)間經(jīng)過(guò)這些通道排出。此外，角環(huán)還可阻止在活塞上移時(shí)由通道E射出的油束直接噴在貯油筒3上產(chǎn)生乳化。在伸張階段，活塞上方工作腔中產(chǎn)生高壓，將油液經(jīng)過(guò)縫隙S1（在活塞桿與導(dǎo)向套之間）以及角上的通道E和G向上壓出。這少量的油液對(duì)活塞桿起潤(rùn)滑作用，然后流到貯油器R2中，并可經(jīng)（由角環(huán)5和貯油缸筒3形成的）環(huán)縫S2流回到補(bǔ)償腔C中。在此行駛中形成的風(fēng)吹在缸筒3上，起到冷卻作用。但是環(huán)縫S1及通道G的數(shù)量和大小可等價(jià)于一個(gè)固定的油道。在設(shè)計(jì)活塞面積時(shí)，必須考慮它的影響。在壓縮階段，活塞桿被壓入，相應(yīng)體積的油液受到擠壓，同樣會(huì)在工作腔中

33、產(chǎn)生高壓。也就是說(shuō)，在壓縮階段也會(huì)將油液經(jīng)過(guò)縫隙S1及通道E和G壓出，然后再回流到貯油缸筒3中冷卻。d 伸張閥雙筒減振器的伸張閥通常是由固定油道和用彈簧壓緊的閥盤(pán)構(gòu)成的組件（圖5.3.9）?；钊?通過(guò)螺母3固定在活塞桿2的下端。工作缸筒4的周向密封由活塞環(huán)5承擔(dān)。銷Z1是活塞的定心銷。真正的伸張閥是用螺旋彈簧7壓緊在密封緣K1上的閥盤(pán)6。通過(guò)螺母8可調(diào)整壓緊力。在活塞桿2的銷柱Z2和閥盤(pán)6上的圓孔之間存在環(huán)形縫隙S4。它的面積形成了真正的固定油道（亦稱旁道閥）。當(dāng)活塞上移時(shí)，油液經(jīng)過(guò)孔B1流出，然后再流經(jīng)固定油道以及（當(dāng)閥盤(pán)被頂開(kāi)時(shí)）真正的伸張閥。伸張階段阻尼值的大?。篴. 當(dāng)活塞低速運(yùn)動(dòng)時(shí)，

34、由固定油道決定。它包括環(huán)縫S4的長(zhǎng)度和面積大?。ㄟ@時(shí)閥6還關(guān)閉），活塞桿6和導(dǎo)向座8上圓孔圖5.3.9 Boge公司生產(chǎn)的雙筒式減振器上采用的伸張閥組件。之間的環(huán)縫S1（圖5.3.8）以及角上的排氣通道E和G；a. 當(dāng)活塞中速運(yùn)動(dòng)時(shí)，主要取決于閥盤(pán)的開(kāi)度。即由彈簧7剛度和預(yù)緊力決定；d. 當(dāng)活塞高速運(yùn)動(dòng)時(shí)，閥口開(kāi)度很大，所以取決于孔B1的數(shù)量和面積。綜合考慮這些因素，可以調(diào)節(jié)出任一種需要的阻尼特性曲線，即阻尼特性可呈斜率遞減性，或呈等斜率遞增性（圖5.3.9a）。圖5.3.9a 阻尼特性可以呈斜率遞增性（上圖）、等斜率性（中圖）或斜率遞減性（下圖）。曲線形狀直接和示功圖有關(guān)。示功圖包圍的面積最

35、小，從而平均阻尼也最小，相應(yīng)的曲線呈斜率遞增性。阻尼特性曲線的形狀可以在計(jì)算式中用冪指數(shù)n描述： FD=kDvDn在壓縮階段，一小部分油液通過(guò)銷Z2周?chē)沫h(huán)縫S4流回。而大部分油液則在頂開(kāi)閥片9后經(jīng)外側(cè)的通道B2流回。閥片9是一個(gè)較薄的圓盤(pán)，僅作單向閥用。它采用中心導(dǎo)向，通常由棱緣K2和K31密封。壓緊力由較軟的錐形彈簧10提供。它的上端靠在自側(cè)面裝入的保險(xiǎn)盤(pán)11上。該盤(pán)同時(shí)還作為限位塊，防止在活塞高速運(yùn)動(dòng)時(shí)閥口開(kāi)得太大。e壓縮閥在圖5.3.9中所見(jiàn)的，安裝在活塞上構(gòu)件911僅僅是一個(gè)單向閥。壓縮階段的阻尼力主要由安裝在減振器下端的底閥提供。圖5.3.10所示為在Boge公司生產(chǎn)的T27和T3

36、2型減振器上采用的底閥斷面圖。真正的閥體1上開(kāi)有圓孔B1。當(dāng)車(chē)輪下落，活塞上移時(shí)，必須補(bǔ)充油液以填補(bǔ)因活塞抽出而空出的容積。這時(shí)由錐形彈簧2壓緊的蓋板3被頂開(kāi)，油液自孔中B1吸出。圖5.3.10 Boge公司生產(chǎn)的T27和T32型雙筒式減振器中的底閥。在轎車(chē)和輕型載貨汽車(chē)上使用的減振器的活塞桿直徑為11mm。只有95mm的小小面積必須作為“活塞”承受壓縮階段的阻尼力（在伸張階段有478 mm的面積可供使用，它等于直徑27 mm的活塞面積扣去活塞桿面積）。當(dāng)活塞桿壓入時(shí)，壓縮閥被受擠壓的油液充開(kāi)。壓縮閥由彈簧片組件4構(gòu)成。它的最上面一層開(kāi)有凹槽4以形成一個(gè)固定的油道。根據(jù)孔B2的直徑、彈簧片的數(shù)

37、量及厚度和開(kāi)口面積S4的大小可以調(diào)節(jié)所需的阻尼特性。但固定的油道也存在缺點(diǎn)：汽車(chē)靜止時(shí)，工作腔A中油液位置較高，從而會(huì)流入補(bǔ)償腔C中。但當(dāng)汽車(chē)重新啟動(dòng)，行駛過(guò)一段距離后，又可得到補(bǔ)償。只是這時(shí)會(huì)產(chǎn)生令人不適的噪聲，即“早晨病”。在工作腔上方的空氣排盡前，當(dāng)車(chē)輪下落時(shí)總會(huì)使得活塞桿大小導(dǎo)向座受到油液的沖擊。為了避免產(chǎn)生這種噪聲，Boge公司設(shè)計(jì)了一種阻通閥5。它與彈簧片組件串聯(lián)，蓋住孔B2，從而阻止油液的回流。壓縮階段的阻尼特性由底閥和圖5.3.9中所見(jiàn)的環(huán)縫面S4以及活塞上的單向閥9的共同作用決定。此外，圖5.3.8所示的排氣通道E和G以及活塞桿與導(dǎo)向座之間的環(huán)縫S1也有影響。為了有足夠的潤(rùn)滑

38、并進(jìn)一步防止油的乳化以及通過(guò)一定的循環(huán)改善冷卻條件，工作腔上半部分（即在活塞1和導(dǎo)向座8之間，圖5.3.7）中的油壓應(yīng)該始終高于在活塞與底閥4之間的油壓。因此底閥防止油液溢出的能力大于單向閥防止油液流經(jīng)活塞的能力。(3) 充氣的雙筒減振器不充氣的雙筒減振器是最經(jīng)濟(jì)的減振器。但如果汽車(chē)或底盤(pán)有一定的要求，采用充氣式減振器更好或者有必要，則充低壓氣體的雙筒減振器可供使用。所增加的成本在可接受的范圍內(nèi)。由于壓縮階段的阻尼特性仍由底閥決定，所以充氣壓力約4bar就足夠了?；钊麠U抽出的力FK由此可以很小。這就使得可以毫無(wú)問(wèn)題地在麥弗遜式懸架中采用較粗的活塞桿。充氣式減振器的基本構(gòu)造、長(zhǎng)度和大小與不充氣式

39、減振器一樣，從而在選用時(shí)不需要汽車(chē)（對(duì)運(yùn)動(dòng)型變形車(chē)也一樣）作任何改動(dòng)。充低壓氣體的雙筒減振器有以下優(yōu)點(diǎn)：a. 在振幅較小時(shí)，閥的相應(yīng)也比較敏感；b. 提高了行駛平順性；c. 改善了極限條件（例如在坑洼路上行駛）下的阻尼特性；d. 流到噪聲很??；e. 與充氣的單筒式減振器相比，長(zhǎng)度更短，摩擦更??；f. 在有氣壓損失時(shí)，仍可保證其功能。充氣的雙筒減振器與不充氣的相比，不同之處僅僅是在補(bǔ)償腔C（見(jiàn)圖5.3.7）的上半部分充有氣體。為了保證工作腔中始終充滿油液（在汽車(chē)長(zhǎng)期靜止和冷卻后也是一樣）和長(zhǎng)距離行駛后氣壓不降低，一些減振器生產(chǎn)廠在活塞桿油封1（圖5.3.10a）和導(dǎo)向座2之間安裝了一個(gè)附加的氣封

40、3。它對(duì)貯油缸筒起密封作用。氣封膜4允許壓力油液經(jīng)活塞桿與導(dǎo)向座（圖5.3.8）之間的縫隙S1流回補(bǔ)償腔6中，但不允許氣體反向漏出。圖5.3.8中所示的貯油器R2已不再需要。 (4) 充氣的單筒式減振器根據(jù)圖5.3.11中的原理示意圖，可方便地說(shuō)明這種目前幾乎是唯一使用帶浮動(dòng)活塞（件1）的單筒式減振器結(jié)構(gòu)。補(bǔ)償腔3位于上方，它（象在雙筒結(jié)構(gòu)中一樣）必須補(bǔ)償由于油液的發(fā)熱膨脹和活塞桿的壓入而引起的容積變化。浮動(dòng)活塞1將油和氣體分開(kāi)，并隔出實(shí)際的工作腔2。減振器活塞5的直徑通常為36、45或46mm。它固定在活塞桿8上，并裝有閥6和閥7?；钊麠U的抽出方向可以向下（如圖5.3.11所示），也可以向上

41、（如圖5.3.11a）。由于浮動(dòng)活塞1的作用，安裝時(shí)可不受位置的影響。如果減振器缸筒固定在車(chē)身或車(chē)架上，缸筒的質(zhì)量計(jì)入簧載質(zhì)量，而屬于非簧載質(zhì)量只有較輕的活塞桿。這正是優(yōu)先采用圖5.3.11中所示的安裝方式的原因。圖5.3.10a Boge公司生產(chǎn)的充氣雙筒式減振器。它帶有專用油封1、氣封3和橡膠輔助彈簧7。彈簧在車(chē)輪上跳時(shí)支承在塑料板8上。盤(pán)9用來(lái)保護(hù)油封。伸張行程限位塊10由活塞桿導(dǎo)向，并在車(chē)輪下落時(shí)與導(dǎo)向座2接觸。減振器上端采用銷式連接鉸，下端采用吊環(huán)式連接鉸（厚度32mm）。當(dāng)車(chē)輪下落時(shí)，油液通過(guò)圖5.3.13中所示的伸張閥6從工作腔的下半部流入上半部2。補(bǔ)償腔3中的氣壓將浮動(dòng)活塞壓下

42、，以補(bǔ)償（由于活塞桿的抽出而引起的）容積的減小。當(dāng)車(chē)輪上跳時(shí)，壓縮閥7打開(kāi)（圖5.3.14），浮動(dòng)活塞1由于活塞桿的壓入而上移。整個(gè)活塞面積均可用來(lái)提供壓縮階段的阻尼力。因此這種結(jié)構(gòu)比雙筒式結(jié)構(gòu)要有效得多。閥7的開(kāi)啟壓力在不降低平順性的條件下可調(diào)高些。這對(duì)車(chē)橋質(zhì)量較大的汽車(chē)較為有利。當(dāng)壓縮階段的阻尼特性反應(yīng)靈敏、其阻尼值較大時(shí)，能夠改善車(chē)輪的地面附著性。工作腔內(nèi)壓力在腔內(nèi)溫度20時(shí)至少為25bar。這是保證所需的阻尼力所必要的。如果阻尼力超過(guò)了由氣壓作用在浮動(dòng)活塞上的反向力，則壓縮閥將油路斷開(kāi)。當(dāng)活塞直徑36mm時(shí)，所需的力為2.8kN。當(dāng)活塞直徑46mm時(shí)，需要4.6 kN的力。圖5.3.1

43、1 帶浮動(dòng)活塞的充氣式減振器原理圖 圖5.3.12 Stabilus公司生產(chǎn)的轎車(chē)和輕型載 貨汽車(chē)用的轉(zhuǎn)向減振器斷面圖氣壓較高帶來(lái)的缺點(diǎn)是產(chǎn)生將活塞桿壓出的力：FK=190 250 N如果汽車(chē)懸架彈簧特性較軟（比如cv15N/mm），則在安裝充氣式減振器后會(huì)使車(chē)身抬高：S2= FK/cv=250/17=17 mm在汽車(chē)行駛時(shí)，減振器發(fā)熱。油溫大100時(shí)，壓出活塞的力和相應(yīng)的車(chē)身抬高量均增大，其值約分別為：FK450 N 和 S230 mm如果減振器是系列生產(chǎn)產(chǎn)品，則汽車(chē)生產(chǎn)廠已經(jīng)考慮到這種影響。在改用不充氣的雙筒式減振器取代充氣的單筒式減振器時(shí)，建議換用較短一些的彈簧。(5) 不充氣的單筒式減

44、振器不充氣的單筒式減振器通常只有一個(gè)直徑為20 mm或22 mm的活塞?；钊麠U的直徑約為89 mm，所以可承受的力也較小。這種減振器可用作為：a. 發(fā)動(dòng)機(jī)減振器；b. 駕駛員座椅減振器；c. 轉(zhuǎn)向減振器。作為前兩種減振器使用時(shí)，它被垂直安置，并只需要配備一個(gè)代替浮動(dòng)活塞（圖5.3.11）的底閥（圖5.3.10）。（象在雙筒式結(jié)構(gòu)中一樣）這個(gè)閥用來(lái)提供在活塞桿壓入時(shí)所需的反向阻力。補(bǔ)償腔位于工作腔上方，其中油和空氣可以混和。轉(zhuǎn)向減振器中不允許存在將活塞壓出的力。否則有可能產(chǎn)生沿壓力方向的轉(zhuǎn)向，并使轉(zhuǎn)向器單向受拉。轉(zhuǎn)向減振器水平布置，因此僅適合采用不充氣的單筒式減振器。此外，減振器中的油和空氣還要

45、分開(kāi)。圖5.3.12所示為一種實(shí)用中的減振器結(jié)構(gòu)。油氣的分離是由內(nèi)囊1來(lái)實(shí)現(xiàn)的。它通過(guò)外缸筒3滾壓后固定。筒3兩端彎邊，并將內(nèi)囊壓入工作缸筒的尖齒槽中（以確保密封）。這一措施同時(shí)也防止了行駛中可能產(chǎn)生的相對(duì)移動(dòng)。當(dāng)活塞桿17壓入時(shí)，油液流過(guò)中間隔板上的二個(gè)閥口4，并將由彈簧壓緊的板6頂開(kāi)。板6是壓縮閥的一個(gè)部件。保護(hù)缸筒3和內(nèi)囊1之間形成一補(bǔ)償腔。當(dāng)油流出機(jī)9時(shí)，內(nèi)囊產(chǎn)生變形。象所有的單筒式減振器一樣，阻尼閥單元（包括伸張閥和真正的壓縮閥）安置在活塞10上?；钊h(huán)11保證活塞和工作缸筒2之間的密封?；钊麠U導(dǎo)向座12、密封件13和支座板14安置在二道滾壓出的凹槽之間。導(dǎo)向座上的縱向孔起到壓力補(bǔ)償

46、作用。減振器的固定采用吊環(huán)式連接鉸15和16。圖5.3.12 Stabilus公司生產(chǎn)的轎車(chē)和輕型載貨汽車(chē)用的轉(zhuǎn)向減振器斷面圖。補(bǔ)償腔由內(nèi)囊1和上腔8構(gòu)成，位于工作腔上方。活塞直徑為20mm，活塞桿直徑為8mm。這種結(jié)構(gòu)的優(yōu)點(diǎn)是允許有較短的長(zhǎng)度。為了增大行程，只要加長(zhǎng)補(bǔ)償內(nèi)囊1和保護(hù)缸筒3即可。缺點(diǎn)是會(huì)使得缸筒3較長(zhǎng)。如果這種做法在空間布置上不能實(shí)現(xiàn)，則可能要采用一種帶密封皮碗的結(jié)構(gòu)。它具有相同的阻尼功能件，但采用焊接的、內(nèi)徑放大到26mm的補(bǔ)償腔8。當(dāng)活塞桿17壓入時(shí)，坐落在封蓋18上、由扁鋼條制成的螺旋彈簧19在油壓作用下產(chǎn)生變形。彈簧19的作用力要限定，使它對(duì)油液只引起輕微壓力，但不會(huì)將

47、活塞壓出。皮碗21扣入導(dǎo)向件20中，保證空氣和油之間的密封。(6) 示功圖和阻尼特性曲線彈簧力是車(chē)輪跳動(dòng)量的函數(shù)，而阻尼力取決于活塞來(lái)回運(yùn)動(dòng)的速度。速度恒定時(shí)，減振器受不變力FD的作用，并在整個(gè)行程內(nèi)產(chǎn)生均勻變形。而彈簧在不變力作用下卻立即產(chǎn)生一個(gè)確定的位移S1，其大小取決于作用力和彈簧剛度cv,h之比： , 彈簧貯存功，并大都在不利于行駛安全時(shí)將其釋放。而減振器消耗功，把它轉(zhuǎn)換成熱。減振器受力愈大，發(fā)熱量也愈大。阻尼特性曲線是以阻尼力FD作為活塞速度VD（單位m/s）的函數(shù)來(lái)描述的。 圖5.3.13 為了確定阻尼特性曲線 圖5.3.14 為了繪制阻尼特性曲線（以往也稱阻尼力-速度曲線）圖5.

48、3.13 為了確定阻尼特性曲線，可以在試驗(yàn)機(jī)上測(cè)出阻尼力的大小。測(cè)試中試驗(yàn)機(jī)轉(zhuǎn)速n=100r/min，活塞行程持續(xù)上升。圖5.3.13所示為在一臺(tái)普通試驗(yàn)機(jī)上獲得的減振器示功圖。試驗(yàn)中轉(zhuǎn)速保持恒定（100r/min），行程無(wú)級(jí)變化。但也可以調(diào)定一個(gè)行程，而改變?cè)囼?yàn)機(jī)的轉(zhuǎn)速（圖5.3.14）。為了繪制阻尼特性曲線，在兩種情況下都要找出最大阻尼力，并（如圖5.3.14所示）作為最大活塞速度的函數(shù)標(biāo)在縱坐標(biāo)的上下側(cè)。最大活塞速度的計(jì)算公式為： （m/s） (5.3.41)當(dāng)100r/min和sD=100mm時(shí)， 圖5.3.15所示為一輛前輪驅(qū)動(dòng)車(chē)輛后懸架的阻尼特性曲線。圖5.3.14 為了繪制阻尼特

49、性曲線（以往也稱阻尼力-速度曲線），要從示功圖中找出最大伸張力和壓縮力。圖5.3.15 Audi牌80型轎車(chē)后懸架阻尼特性曲線 圖5.3.16 減震器示功圖圖5.3.15 Audi牌80型轎車(chē)后懸架阻尼特性曲線。圖中曲線是對(duì)批量生產(chǎn)產(chǎn)品規(guī)定的特性。而曲線是為惡劣的氣候環(huán)境設(shè)計(jì)的特性。減振器阻尼特性曲線和示功圖有密切關(guān)系。斜率遞增性曲線對(duì)應(yīng)的示功圖包圍面積較小，即決定振動(dòng)性能的平均阻尼值較小。圖中所見(jiàn)的斜率遞減性曲線對(duì)應(yīng)一個(gè)很豐滿的示功圖，即平均阻尼值較大。圖5.3.16 在確定車(chē)輪和車(chē)身的阻尼時(shí)，簡(jiǎn)單地用活塞最大速度vDmax以及最大伸張力FA和壓縮力FE。這二個(gè)力都容易測(cè)得。示功圖的實(shí)際形狀

50、則不予考慮。正確的做法（但太復(fù)雜）是：先計(jì)算示功圖包圍的面積，然后求出在平均活塞速度VDmed下的平均阻尼值。 （5.3.42）(7) 減振器的吊掛裝置(a) 要求吊掛裝置用來(lái)固定減振器。上端連接在車(chē)架、副車(chē)架或車(chē)身上；下端支承在車(chē)橋或擺臂上。它必須滿足以下一些要求：a. 無(wú)需維修，造價(jià)低；b. 為了使活塞桿不受彎曲應(yīng)力，即使很小的反作用力矩，也會(huì)引起角位移（即可允許支承點(diǎn)運(yùn)動(dòng)；c. 可隔噪聲（即阻止傳遞道路噪聲）；d. 在阻尼力作用方向的變形極小。橡膠的位移對(duì)阻尼效果沒(méi)有影響（尤其在運(yùn)動(dòng)幅度較小時(shí)）。汽車(chē)生產(chǎn)廠必須保證，在設(shè)計(jì)位置上（即車(chē)中乘坐3人，每人質(zhì)量為68kg）將上下固定點(diǎn)調(diào)整在一條

51、直線上。只有這樣才能避免減振器在使用中受彎和出現(xiàn)早期磨損。(b) 吊環(huán) 圖5.3.17 外徑3536mm、孔徑10+0.15mm 圖5.3.18 在銷式連接中，橡膠件應(yīng)該 或12+0.15mm以及寬度為32mm的吊環(huán) 通過(guò)一個(gè)隔離軸套預(yù)壓緊圖5.3.17 外徑3536mm、孔徑10+0.15mm或12+0.15mm以及寬度為32mm的吊環(huán)。最大允許轉(zhuǎn)動(dòng)角為/2=15，萬(wàn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角為/2=4。所提出的要求最早是通過(guò)需要橡膠吊環(huán)得以滿足的。圖5.3.19所示的吊環(huán)是減振器上下吊掛裝置應(yīng)用最多的一種。轎車(chē)減振器上最常用的尺寸是寬32mm、直徑3536mm以及連接孔徑10mm或12mm，相應(yīng)公差為+0

52、.15mm（圖5.3.17）。如果壓縮行程限位塊裝在減振器中或減振器吊掛裝置承受彈簧力，則吊環(huán)寬度需要4060mm。吊環(huán)內(nèi)裝橡膠襯套。它夾在外環(huán)和壓入的內(nèi)管之間，受到很大的預(yù)緊力。橡膠件帶有側(cè)緣，以防止在汽車(chē)行駛工況中滑出。在圖示的常用尺寸下，允許的轉(zhuǎn)動(dòng)角可達(dá)/2=15，萬(wàn)向節(jié)偏轉(zhuǎn)角最大為/24。角偏差超過(guò)這些值時(shí)，可能會(huì)在活塞桿中產(chǎn)生過(guò)高的彎矩。圖5.2.20所示為一種允許減振器從擺臂中間向下折出的特殊結(jié)構(gòu)型式。(c)銷式連接如果在行駛中減振器的上端或下端吊掛裝置在所有平面上的運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)角范圍都，則可側(cè)緣采用銷式連接（圖5.3.18）。這種結(jié)構(gòu)在所有方向的角偏轉(zhuǎn)量的允許值均為6。它由兩個(gè)橡膠緩沖

53、塊構(gòu)成。一塊位于固定位置上方，一塊在下方。兩緩沖塊可以制成相互分開(kāi)的，也可以制成“紐扣狀”。導(dǎo)向插銷的直徑大都為10mm，并在端部有M1的螺紋。橡膠件通過(guò)一個(gè)拱形圓盤(pán)和一個(gè)自動(dòng)防松螺母（如圖所示）或采用兩個(gè)防松螺母預(yù)壓緊。圓盤(pán)上緣至減振器的作用距離通常由避厚為2mm(即外徑14mm)軸套或通過(guò)將插銷鐓粗來(lái)保證.圖5.3.18 在銷式連接中，橡膠件應(yīng)該通過(guò)一個(gè)隔離軸套預(yù)壓緊。軸套通常有較大的壁厚（2mm），外徑為14mm。為緩沖塊通過(guò)一個(gè)托盤(pán)隔開(kāi)。常用的夾緊方法是采用一個(gè)自防松螺母（Fichtel & sachs公司產(chǎn)品圖）。設(shè)計(jì)中必須保證：在最大偏轉(zhuǎn)角下，插銷或軸套不與車(chē)身或車(chē)軸上的連接孔內(nèi)側(cè)相碰。否則會(huì)產(chǎn)生令人不適