5.3減振器設(shè)計

1、實用標(biāo)準(zhǔn)文案5 3 減振器匹配與設(shè)計5.3.1車輛懸架減振器發(fā)展情況減振器是汽車懸架系統(tǒng)中的阻尼元件，其性能對車輛的乘坐舒適性、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內(nèi)汽車動力學(xué)領(lǐng)域中的重要研究課題，就被動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)部有也的流動情況建立的。模型中參數(shù)較多，如Segel 及 Lang 模型有 82 個參數(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動力學(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。第三類是簡單非線性

2、模型。該類墨西哥你是通過試驗的方法建立的，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動力學(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，驗證理論模型的逼真程度。5.3.2車輛懸架液壓雙筒減振器閥片精確建模汽車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

3、有孔隙情況下的流體力學(xué)建模及方程的求解等問題上。在所有這些問題上，減振器閥片撓曲計算對仿真結(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上的使用率為100。對雙筒液壓減振器而言，其核心元件是環(huán)形閥片。因為對圓環(huán)形薄板的大撓曲問題還不能求得其精確解，因而迄今為止對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)超過小撓曲問題。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，

4、隨著壓力增大開閥后的撓度將是片厚的若干倍，而小撓曲問題的撓度值一般限制為閥片厚度的五分之一。對于小撓曲問題，其撓度值與壓力成線性關(guān)系。因此，若對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遠(yuǎn)大于實際值，使用這種模型來進(jìn)行分析必然會造成很大的誤差。圖 5.3.1 閥片受力力學(xué)模型圖 5.3.2環(huán)形疊層板示意精彩文檔實用標(biāo)準(zhǔn)文案首先總結(jié)目前所有減振器仿真計算中使用的閥片變形建模方法。液壓雙筒減振器的仿真計算一直是研究的熱點， 已經(jīng)有很多人進(jìn)行了這方面的研究工作。一般在閥片變形計算中都采用簡支梁假設(shè)材料力學(xué)和板殼理論的等兩種方法進(jìn)行?；谝话愫喼Я杭僭O(shè)的共軛梁法計算，由于假設(shè)條件過于簡

5、單，計算結(jié)果不可避免的會出現(xiàn)較大誤差。基于板殼理論的薄板翹曲變形計算稍許復(fù)雜，如下對其內(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題又分為小撓度（變形量板厚 /5 ）問題和大撓度（板厚 /5 變形量 5×板厚）問題。這兩種情況在減振器閥片變形計算中都會出現(xiàn)，我們將其分開討論。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)模型見圖5.3.1 ?？紤]到工程問題，在一般問題的求解過程中，將作一般的近似圓形薄板的彎曲。1） 小撓度彎曲問題（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題采用極坐標(biāo)比

6、較方便。使用極坐標(biāo)r 、 之后，得到方程：4 w21122w1w12 wp(5.3.1)r 2r rr 22r 2r rr 22D式中：為拉普拉斯算子。此方程的解可以表示為齊次方程的解w與一特解 w*之和。對于均布載荷，特解可取值為：w*q0r 4(5.3.2)64D故方程的全解為：wC1 ln rC 2r 2 ln rC3 r 2C4q0 r 4(5.3.3)64D對于工程中最常用的有中心孔的圓板，對于內(nèi)徑被夾緊，受到均布載荷作用的情況( 見圖 5.3.1)，一般按以下公式計算其應(yīng)力和撓度：pR2pR4maxk1h2wmaxk2Eh3(5.3.4)其中： k1 、 k2 為泊松比0.3 時的

7、系數(shù)， R 為外半徑。對于圓環(huán)型薄板，利用內(nèi)外處的四個邊界條件，可以確定上式中的四個任意常數(shù)。因為薄板所受到的橫向載荷為均布載荷，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：C13C22 1C2 ln r2 1C3q0 r 23(5.3.5)M rD 1216DrVrQrD4C2q0r(5.3.6)r2D根據(jù)邊界條件：wra0 ， dw / dr |r a0 ， M rr aM ， Vr|r b0(5.3.7)可以解得四個常數(shù)：精彩文檔實用標(biāo)準(zhǔn)文案C1q0 a 22b 2 ln a b2a22C3 a 216DC 2q0 b 28D(3) q0 b2 q0 a2C31M12ln a

8、 13(1)q0 ( 2b 2 ln a b2a 2 )2D8D216DC 4q0 a 4C1 ln a C 2 a2 ln a C 3 a264D(5.3.8)式中：M-內(nèi)半徑處所受到的彎矩值a-內(nèi)半徑b-外半徑DEh 3212 1h-板厚-泊松比2） 大撓度圓板軸對稱彎曲（板厚/5 變形量 5×板厚）對于大撓度問題， 即薄板的撓度h /5< w <5倍板厚的情況， 由平面力所引起的中面位移u 和 v 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，考慮大撓度平板的的平衡方程：Fx0Fy0M x0M y0合并以上方程得到：D4 wqN x2w2N x

9、y2 wN y2 w(5.3.9)x2x yy 2對于大撓度圓板的軸對稱彎曲，將直角坐標(biāo)系變換為極坐標(biāo)系，有：D 1 dr d1 dr dw1 drN rdwq(5.3.10)rdrdrr drdrrdrdr其中，未知函數(shù)有w 和 N 兩個，故還需要補充一個方程，補充對稱問題的形變協(xié)調(diào)方程：rr d1 dEhdw2r 2 N r0(5.3.11)drr dr2dr聯(lián)立求解未知變量 和 N 。進(jìn)行變形處理，得到：rd 2u1 duu12ddr 2rdrr 22rdr(5.3.12)d 21 d12duu2q0 rdr 2rdrr 2h2drr22D式中：dwdr精彩文檔實用標(biāo)準(zhǔn)文案DEh3212

10、 1對于大撓度的薄板方程，是兩個聯(lián)立的非線形微分方程組，要在邊界條件下求得它們的精確解，只有在非常簡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)∫韵潞喕匠虂砬蠼猓篸 21 dQdr 2r dr r 2(5.3.13)DQ - 作用在半徑 r 的單位圓周長度上剪切力根據(jù)上面的總結(jié)可見， 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，對于小撓度情況比較適用，對常常出現(xiàn)的薄板翹曲的大撓度問題，問題的求解卻非常困難，不得不采取近似方程求解的方法來替代 , 大大降低了板殼理論求解的精度。同時，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

11、種方法中，除了存在假設(shè)過于簡化和方程無法求解的問題外，還無法解決多層閥片的疊層計算問題，只是簡單的將它們簡化為疊加厚度的單片問題加以求解，這就必然會產(chǎn)生疊層閥片之間摩擦力無法計算的問題，也是造成仿真結(jié)果的不準(zhǔn)確的一個重要原因。為了解決精確求解疊層彎矩和疊層層間應(yīng)力計算的問題，本文中將借用范家讓教授的疊層板殼理論解決這個問題。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：x(t ) Ax(t )(5.3.14)初始狀態(tài)為： x(t ) t 0x(0)x1 (t)式中：x2 (t)(5.3.15)x(t )xn (t )A(aij ), (i ,

12、j1,2, n)aij 一般是復(fù)數(shù)，t 是自變量，初始狀態(tài)是xi (0)ci ,(i1,2,n) ，并令c1c2x(0)cn滿足初始狀態(tài)xi (0)ci , (i1,2, n) 的線性齊次狀態(tài)方程x(t )Ax(t)有且僅有唯一解x(t)eAt x(0) ，其中各個量如上所示。精彩文檔實用標(biāo)準(zhǔn)文案所推導(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)eAt 的計算。一旦將其求出，其它各狀態(tài)變量就可立即求得。應(yīng)用凱萊哈密爾頓 (Cayley Hamilton) 定理，將 eAt 化為 nn 階方陣 A 的有限多項式，形式如下：

13、eAt0t I1 t An 1t An 1(5.3.16)其中0 t 、1 t 、 、n 1 t為的某組標(biāo)量函數(shù)，其確定方式如下：情況 1：A 的特征值1, 2,n 互異，有：0 (t )11 (t )1n 1 (t)1n1111n122n1nneee1t2t(5.3.17)nt情況 2： A 的特征值有重根， 如果 A 的特征值1 為 r 重根，而其余 nr 個是單根， 對于重根部分有方程組：0 (t )1 (t)2 (t )2n1e1t11n 11d(t)1 (t ) 12 (t)2n1de1td01n 1 1d11d 20 (t )(t) 12 (t )2n1d 2e1t(5.3.18)

14、d211n 11d211d r 10 (t)1 (t) 12n 1d r 11tdr 12 (t) 1n 1 1dr 1 e11其余 n r 個單根方程用(5.3.17)表示， (5.3.17)與 (5.3.18)求解可得到系數(shù)j (t ) ， ( j 0,1, , n 1)從彈性力學(xué)的動力學(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)板軸對稱的狀態(tài)方程。對于非軸對稱問題：122記，并令：rrt 2C1C13 ,C2C11C132, C3C12C13C23 ,C4C22C232C33C33C33C33C5

15、C23 ,C6C66 ,C71 ,C81 ,C91C33C33C55C44記 Rrz ，z ， Zz ，可得到如下的關(guān)系：精彩文檔實用標(biāo)準(zhǔn)文案000C 80U0000C 9UV00012VZrZC1C 5z RABC1000(5.3.19)rRDEC 5000WWC1C5C5C 7000r其中：A2C 22C 62C 2C24 ，BC3C 6C4C 6rrrDC 3C 6C 4C6, E2C62C 42C 6C 6rrr 2平面應(yīng)力的求解：C2C3C3C1rUrC 3C4C4C5V(5.3.20)rr1ZC6C60r對于橫觀各向同性材料的軸對稱問題，Vrz0，而且同時有 C2 C4 , C1C

16、5 ，因此，方程 (5.3.20)和 (5.3.20)分別化為：00C8U0012UrZC2C2Z2C22C100(5.3.21)zRrr 2RWC11C700WrC2C3C1Urr(5.3.22)ZC3C2C1r其中的符號定義同上。將位移和應(yīng)力分量寫成如下分離變量形式：精彩文檔實用標(biāo)準(zhǔn)文案Udf (r ) U ( z)eit , Zf (r )Z ( z)eitdr(5.3.23)Rdf (r )i titdrR(z)e,W f (r )W ( z) e經(jīng)過化簡得到：U ( z)00 C81U (z)dZ ( z)00K2Z (z)dzC2 K200(5.3.24)R( z)C1R(z)W

17、( z)C1 KC 700W (z)對于滿足特定邊界條件的特定的km 值，方程 (5.3.24)變成：d U m (z)Z m ( z) Rm (z)TW m ( z)(5.3.25)dzTD U m ( z) Z m ( z) Rm ( z) W m ( z)其中：00C 810022Dkm(5.3.26)22C100C 2kmC1km2C 700根據(jù)前面介紹的知識，方程(5.3.26)的解為：U m ( z) Z m (z)TRm ( z) W m ( z)(5.3.27)D ( z) U m(0)Z m ( 0)Rm(0)TW m (0)其中， D ( z)eD z 稱為狀態(tài)轉(zhuǎn)移矩陣，U

18、 m (0)， Z m (0)， Rm (0) 和 W m (0) 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懸架用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2 3 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a ，內(nèi)徑為 b ，厚度為 h ?？梢缘玫蒋B層板力學(xué)量的遞推公式：Rp (hp )D p D p 1D2 D1 R1 (0)R1 (0)(5.3.28)式中：Rj ( z)U

19、 m ( z)Z m (z)Rm ( z)W m ( z)Rj ( 0)U m (0)Z m (0)Rm (0)W m (0)Tj(5.3.29)Tj1D j ， D jD j (h j )(5.3.30)jp對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：C11C22 C33 ， C12 C13C23 ， C44C55C66C11 C12 / 2精彩文檔實用標(biāo)準(zhǔn)文案因而獨立的彈性常數(shù)只有兩個，即：C11 和 C12 。它們與工程彈性常數(shù)之間的關(guān)系是：E 12E1C11(5.3.31)1223， C122231狀態(tài)空間方法解題步驟1)確定實際使用情況的邊界條件；2)根據(jù)邊界條件確定矩陣A

20、中各個元素；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，求解靜力問題時，取0；5) 求矩陣 D 的特征根；6)根據(jù)方程組確定1 ( z) 、2 ( z) 、3 (z) 和4 ( z) ，這樣矩陣 D 就完全確定了。7) 根據(jù)實際加載情況，確定初始壓力數(shù)值，進(jìn)而通過方程組求解出初始值；確定各個狀態(tài)的各分量。對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 rb 處， WU0(5.3.32)在 ra 處d 2 f (r )df ( r )0dr 2rdr(5.3.33)d d 2 f ( r ) 1 df (r )drdr 2r dr0并確定閥片材料的彈性

21、模量和泊松比。2）考慮邊界條件，確定矩陣A 中各個元素各元素為：a11J 0 (kb) ， a12N 0 (kb) ， a13I 0 (kb) ， a14 K 0 ( kb)a21J1 ( kb) ， a22N1 ( kb) ， a23I 1 (kb) ， a24K 1 ( kb)a31(1) J1 (ka)kaJ0 (ka) ， a32(1) N1 (ka)kaN0 (ka)(5.3.34)a33(1) I 1 (ka)kaI 0 (ka) ， a34 (1) K1 ( ka) kaK0 ( ka)a41J1 (ka) ， a42N1 (ka) ， a43I 1 (ka) ， a44K 1

22、(ka)其中，J 0 ( kr ) 和 I 0 (kr ) 是第一類貝塞爾函數(shù)，N 0 (kr ) 和 K 0 (kr ) 為第二類貝塞爾函數(shù)，J1 (kr ) 和 I 1 (kr )是 J 0 (kr ) 和 I 0 ( kr ) 的遞推函數(shù)，N1 ( kr ) 和 K1 ( kr ) 是 N0 ( kr ) 和 K 0 (kr ) 的遞推函數(shù)。具體定義見附錄1。3）根據(jù)矩陣 A 確定 k ；根據(jù)定義，矩陣A 的行列式：精彩文檔實用標(biāo)準(zhǔn)文案a11a12a13a14a21a22a23a24(5.3.35)Aa32a330a31a34a41a42a43a44即可確定 kmk 值。4）根據(jù) K 確

23、定狀態(tài)轉(zhuǎn)移矩陣 D，求解靜力問題時，取0 ；00C81D00km20(5.3.36)C100C 2 km2C1km2C 7005）求矩陣 D 的特征根；假定矩陣 D 的特征值為1 ，2 ，3和 4。6）根據(jù)矩陣 D 的特征值和方程組 (5.3.17)和 (5.3.18)確定1z、2 ( z)、3(z)和4( z)，完全確定( )狀態(tài)轉(zhuǎn)移矩陣 D 。7）根據(jù)實際加載情況，確定初始壓力數(shù)值，進(jìn)而通過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q 的作用，此時，Z( 0)q R(0) R(h) Z( h) 0m， mmm于是就有：U m (h)D11 (h)D12 (h)D13 (h)

24、D14 ( h)U m (0)Z m (h)D 21 ( h)D 22 (h)D 23 (h)D 24 ( h)q(5.3.37)0D 31 ( h)D 32 (h)D 33 (h)D 34 (h)0W m (h)D 41 ( h)D 42 (h)D 43 (h)D 44 ( h)W m (0)取其中的第二和第三個方程，得：D 21 (h) D 24 (h)U m (0)D 22 (h)(5.3.38)D31 (h) D 34 (h)qD 32 (h)W m (0)即可求得 U m (0) 和 W m (0) ，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

25、表面的各力學(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力學(xué)量的數(shù)值?？紤]對減振器性能影響最大的閥片外邊界處撓度，此處的撓度為W (a)C11 。qh根據(jù)這種算法， 編制了相應(yīng)程序進(jìn)行計算，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，即可計算得到疊層板外邊界的撓度。5.3.3車輛懸架液壓雙筒減振器建模與求解1 減振器物理模型精彩文檔實用標(biāo)準(zhǔn)文案減振器阻尼力是由在減振器時間歷程之內(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

26、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牧魍ㄩy和底閥的補償閥是單向閥，阻力主要由螺旋彈簧提供，通常這個力值都很小。因此，流通閥和補償閥在受到正向壓力時僅提供很小的壓力降， 但當(dāng)受到反向壓力時則提供無窮大的阻力來將流通閥和補償閥完全封閉。在活塞和底閥上還開有常通的小孔，在減振器受到小負(fù)荷、高頻率振動時提供壓力降。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)到一定值時才會開啟和上浮，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動時（拉伸行程） ，油液通過活塞總成的常通孔或拉伸閥（當(dāng)油壓足夠高時）從工作缸上腔流向下腔， 由

27、于活塞桿體積的存在， 從上腔流向下腔的油液不足以補充下腔的體積變化，一部分油液便會通過底閥上的補償閥和常通孔從貯油筒流向下腔。在油液流過所有這些閥和孔時都會產(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動時（壓縮行程），油液通過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，一部分油液便會通過底閥上的常通孔或壓縮閥（當(dāng)油液壓力足夠高時）下腔流向貯油筒。在油液流過所有這些閥和孔時都會產(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-

28、速度曲線來進(jìn)行分析。vx活塞桿工作缸流通閥常通孔活塞孔活塞總成拉伸閥底閥總成活塞孔補償閥壓縮閥常通孔貯油筒5.3.3減振器物理模型圖 5.3.4減振器速度力特性曲線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才會產(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。2) 認(rèn)為減振器油液溫度在一個循環(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：(1)式中： Fl 活塞壓縮時減

29、振器的阻尼力F y 活塞拉伸時減振器的阻尼力p 1 工作缸內(nèi)活塞上腔油液壓力p 2-工作缸內(nèi)活塞下腔油液壓力精彩文檔實用標(biāo)準(zhǔn)文案Ah-活塞在下腔中的有效面積Ag 活塞桿橫截面積F f 摩擦力所引起的阻尼力F b 緩沖塊所引起的阻尼力(3)流量的計算根據(jù)流體力學(xué)的知識，油液流量的計算可使用如下公式：Ahvv0QAg vv0Ah(4) 閥系建模（忽略油液的可壓縮性）對于閥系的組合， 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路徑分為三個部分，即：常通、閥系和流通孔。首先，常

30、通孔流量p1mBi Q riBi2(Cd Av ) 2適用于低速情況的常通孔分析。由于這個被動原因所造成的壓力降通?？梢杂靡粋€有理多項式來表達(dá)：p1mBi Q ri其中： m- 常通孔數(shù)， r 1=1 表示層流狀態(tài)階段，r 2 表示紊流狀態(tài)，通常取值在1-2 之間，一般分析中都取 r 2=2 來計算，但當(dāng)考慮雷諾數(shù)是一個變量時，取r 2=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，在拉伸閥開啟之前， 就已經(jīng)作用有一個預(yù)壓力 P ，只有當(dāng)油液壓差大于彈簧預(yù)緊力時，拉伸閥才能開啟。此時，油液從拉伸閥的壓緊墊片和活塞體0下面凸起之間形成的縫隙流動。此時閥的開度為：Fy( p2p

31、1 ) Ahp1AgFfFl( p1p2 ) Ahp1AgF f Fb p13 A13F1k1所以， P 可由下式算出：Q b3p12l這里，是油液密度，是油液的動力粘度；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；精彩文檔實用標(biāo)準(zhǔn)文案當(dāng)拉伸閥開啟后，幾個流動孔也會產(chǎn)生流動阻力，其計算式為：此時， 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)

32、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來表示1 ，也有人使用半經(jīng)驗?zāi)Ｐ蛠肀磉_(dá)2 。同樣，底閥的簡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 仿真計算按照國家標(biāo)準(zhǔn)，減振器速度特性試驗條件為：a. 減振器溫度： 20 Cb. 減振器試驗行程：20100mmc. 減振器試驗頻率：100c.p.m在此條

33、件下，我們進(jìn)行了計算機仿真計算。圖5.3.5和圖 5.3.6所示為使用簡支梁假設(shè)、板殼理論方法和使用狀態(tài)空間方法仿真曲線與試驗曲線的對比圖。由圖可見， 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際使用性能，可以用于對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，比采用簡支梁和薄板理論的仿真結(jié)果有所改善。5.3.4計算結(jié)論文中對某轎車用減振器進(jìn)行了非線性建模，并運用此非線性模型對該減振器進(jìn)行了仿真研究。文中在進(jìn)行非線性模型進(jìn)行建模時，沒有考慮對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

34、縮性是引起減振器遲滯效應(yīng)的關(guān)鍵因素。因此對于減振器中的遲滯效應(yīng)還得不道滿意的結(jié)果。同時，文中的仿真過程對于拉伸閥開啟點的計算還有較大的誤差，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)該是一個對減振器性能影響很大的因素。為了能夠更好的解決這個問題，將范家讓教授的強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，分別是用了簡支梁假設(shè)、彈性薄板理論方法和疊層板殼精確解方法對減振器閥片進(jìn)行建模分析，并對得到的結(jié)果進(jìn)行了比較，從圖5.3.4和圖 5.3.5 中可以看出， 簡支梁假設(shè)的計算結(jié)果偏差較大，采用薄板理論時可減小這個誤差，采用疊層板殼精確解方法可得到較好的結(jié)

35、果?？梢钥吹?， 油液的可壓縮性能對仿真結(jié)果仍然有很大的影響，對這方面的考慮應(yīng)當(dāng)隨著流體力學(xué)的發(fā)展而改進(jìn)，使仿真結(jié)果更接近實際情況。減振器對行駛安全性和平順性具有同樣重要的意義。它可阻止車輪跳離地面， 即保證良好的地面附著性，也可抑制車身的振動。 減振器與輪胎和車輪一樣同屬底盤中更換最頻繁的部件。車主認(rèn)為更換減振器可改善車輛的行駛性能。而當(dāng)限位塊出現(xiàn)早期磨損，使減振器不得不承擔(dān)行程限位任務(wù)時。也常使得減振器需要更換。但如果因更換而使得車輛的行駛、轉(zhuǎn)向及制動性能發(fā)生變化，從而由此危機到其他的交通車輛，則“通用運行許可證”（ ABE）認(rèn)為該車自動失效，保險公司中的保險也一樣失效。采用的輪胎是否正確，可通過其尺寸標(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， 只有通過查閱表格才能確定采用的類型是否可完全被汽車生產(chǎn)廠認(rèn)可以及對汽車運用。事實上，目測法只能在減振器漏油時發(fā)現(xiàn)損壞，而減振器