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廣東技術師范學院天河學院
本科畢業(yè)論文（設計）開題報告
二級學院
機電工程學院
專業(yè)
汽車設計與制造
班級
12車輛4班
姓名
鄭俊全
學號
2012021043235
聯系方式
15989551452
題目
車用雙向作用筒式減震器設計
開題申請：（包括選題的意義與目的、文獻綜述、研究現狀、創(chuàng)新思路、論文提綱、進度安排、參考文獻等。）
一、選題背景
減振器是車輛懸架系統(tǒng)的重要部件之一。汽車行駛過程是隨路面和車速而變化的隨機振動過程，汽車行駛平順性和安全性是由懸架系統(tǒng)所決定的，也是懸架系統(tǒng)設計的重要目標。目前在汽車上應用最多的是液壓筒式減振器，它結構簡單、工作可靠、性能穩(wěn)定、價格低。
二、課題設計
2.1課題的內容
設計要求：選定某轎車車型，設計一個液壓式雙向作用前減震器。工作行程5cm。
工作原理說明：在壓縮行程時，指汽車車輪移近車身，減振器受壓縮，此時減振器內活塞3向下移動。活塞下腔室的容積減少，油壓升高，油液流經流通閥8流到活塞上面的腔室（上腔）。上腔被活塞桿1占去了一部分空間，因而上腔增加的容積小于下腔減小的容積，一部分油液于是就推開壓縮閥6，流回貯油缸5。這些閥對油的節(jié)約形成懸架受壓縮運動的阻尼力。減振器在伸張行程時，車輪相當于遠離車身，減振器受拉伸。這時減振器的活塞向上移動。活塞上腔油壓升高，流通閥8關閉，上腔內的油液推開伸張閥4流入下腔。由于活塞桿的存在，自上腔流來的油液不足以充滿下腔增加的容積，主使下腔產生一真空度，這時儲油缸中的油液推開補償閥7流進下腔進行補充。由于這些閥的節(jié)流作用對懸架在伸張運動時起到阻尼作用。
主要任務：
（1）機械總裝配圖若干張；
（2）全部零件圖若干張；
（3）設計說明書一份，要求對減震器參數的選擇有詳細的理論分析。
（總圖紙量達到教學大綱要求的工作量）
2.2課題的意義與目的
對于汽車液壓筒式減振器節(jié)流閥參數設計一直都沒有可靠的設計方法，大都是采用“經驗+反復試驗”的傳統(tǒng)方法，即首先憑經驗確定車輛懸架及零部件的關鍵參數，然后經過反復試驗和修改，最終確定出所設計的懸架及零部件的關鍵參數值。
選擇該題目的原因是因為隨著汽車工業(yè)國際競爭的不斷加劇，要提高我國汽車自主研發(fā)能力，開發(fā)具有自主知識產權的汽車產品，必須從基本原理和理論出發(fā)，根據車輛行駛平順性、操作穩(wěn)定性和乘坐舒適性的要求，建立新的減振器設計理論和方法。
三、課題研究現狀
國外先進工業(yè)化國家懸架液壓減振器的設計制造是建立在廣泛的標準化和系列化基礎之上的，在計算機技術十分發(fā)達的國家，大都有減振器CAD的設計制造技術。然而既使在工業(yè)發(fā)達國家經濟實用的普通液壓減振器仍然占統(tǒng)治地位。我國減振器的發(fā)展同國外先進工業(yè)國家相比還比較落后，大約只相當于國外70年代末，80年代初的水平:我國液壓減振器經過多年的研究發(fā)展，特別是最近十余年的發(fā)展，通過CKD件的組裝與技術及設備的引進、消化和吸收獲得了長足的發(fā)展，有了明顯的進步與提高?，F在我國己制定了減振器及其相關零部件的國家標準和行業(yè)標準，并且許多生產制造企業(yè)也建立了各自的企業(yè)標準，為減振器的設計、制造與驗收提供了依據,為減振器制造各種專用設備(如在線示功機，單、雙動壽命試驗臺，旋壓封口機，流量試驗臺，專用焊接設備，氣密性檢測設備.注油機，清洗機等)的生產廠家也在不斷出現；同時為減振器提供各種配套零部件(如粉末冶金件、橡膠件、油封、彈簧、無油潤滑軸承、閥片、 減振器油、缸筒等)的生產廠家其設計制造水平也在不斷提高。這些都促進了我國減振器行業(yè)整體水平的提高。目前我國已經能夠生產微型面包車用獨立懸掛減振器，并且已經為部分國外引進轎車配套生產獨立懸掛減振器;在減振器的基礎理論研究方面國內同樣進行了大量的研究工作，有關主動液壓減振器的研究工作也取得了一定的進展，已研制出主動液壓減振器的試驗樣機。然而.目前在國產轎車、微型車及其它各種車型上廣泛使用的仍舊是普通雙筒液壓減振器。國外先進工業(yè)化國家減振器的發(fā)展也經歷了一個從落后到先進的曲折過程，其懸架減振器的結構型式在不斷地改進，性能也在不斷地提高。目前，國外先進工業(yè)化國家液壓減振器正朝著充氣式減振器、可調減振器(如載荷感應式、位移依存式、位置依存式等)及自適應減振器(如電流變減振器、磁流變減振器等)的方向發(fā)展。其雙筒充氣液壓減振器經過多年的發(fā)展已占有相當大的市場比例，可調減振器及自適應減振器也已有商品車出現。無論采用那種結構，減振器都是朝著各種高頻激振的阻尼力自動控制、無級調整阻尼力機構以及堿振器溫度特性的進一步改善，尤其是改善減振器的外特性和降低噪聲方向發(fā)展。目前，在國外先進工業(yè)化國家主動懸架系統(tǒng)及自適應減振器是車輛懸架特性和減振器外特性方面的重大變革。根據國外先進工業(yè)化國家液壓減振器的發(fā)展經歷.并結合我國汽車行業(yè)的具體情況(以中、低檔汽車為主)，在普通雙筒液壓減振器發(fā)展到一定階段以后，充氣式雙筒液壓減振器將會成為國產液壓減振器的下一個發(fā)展方向。在目前的液壓減振器國產化進程中，正在把充氣式液壓減振器的生產實踐和研究提到日程上來，其應用領域必將日益增多。而變阻尼液壓減振器(可調式減振器、自適應減振器)在我國目前尚處于前景研究階段。充氣式雙筒液壓減振器可以有效地改善減振器的外特性，極大地提高減振器的臨界速度，特別是在消除減振器外特性畸變和降低噪聲方面具有明顯的優(yōu)越性，并且具有優(yōu)良的可靠性及較低的靜摩擦力.具有廣闊的發(fā)展前景。雙筒充氣液壓減振器的理論和實踐在我國目前仍處于起步階段，其理論研究及生產實踐同國外先進工業(yè)化國家相比還有較大差距，有待各科研機構，大專院校及企業(yè)作進一步的研究開發(fā)工作，以縮短同國外同行的差距。
四、課題設計方案
五、預期結果
根據這個設計方案，可以使得該產品獲得良好的性能、較高的穩(wěn)定性及安全性，運動更加的平穩(wěn)。同時，達到任務書的要求。
六、設計主要步驟
1. 緒論
1.1 本課題設計的目的及意義
1.2 減振器國內外是發(fā)展狀況
1.3 設計的主要研究內容
2. 減震器阻尼值計算和機械結構設計
2.1 相對阻尼系數和阻尼系數的確定
2.1.1 懸架彈性特性的選擇
2.1.2 相對阻尼系數y的選擇
2.1.3 減振器阻尼系數d的確定
2.2 最大卸荷力F0的確定
2.3 缸筒的設計計算
2.4 活塞桿的設計計算
2.5 導向座寬度和活塞寬度的設計計算
2.6 活塞行程的確定
2.7 液壓缸的結構設計
2.7.1 缸體與缸蓋的連接形式
2.7.2 活塞桿與活塞的連接形式
2.7.3 活塞桿導向部分的結構
2.7.4 活塞及活塞桿處密封圈的選用
2.7.5 液壓缸的安裝連接結構
2.7.6 活塞環(huán)
2.7.7 液壓缸主要零件的材料和技術要求
2.8 小結
3. 減震器其他部件的設計
3.1 固定連接的結構形式
3.2 減震器油封設計
3.3 型橡膠密封圈
3.4 錐形彈簧
3.5 彈簧片和減振器油的選擇
3.5.1 彈簧片的選擇
3.5.2 減振器油的選擇
3.6 小結
4 減震器閥系設計
4.1 減震器各閥系流體力學模型的建立
4.1.1 伸張行程流體力學模型的建立
4.1.2 壓縮行程流體力學模型的建立
4.2 各閥系模型的建立
4.2.1 伸張閥模型的建立
4.2.2 流通閥模型的建立
4.2.3 壓縮閥模型的建立
4.2.4 補償閥的力學模型
4.3 減震器阻尼閥閥片的撓曲變形模型
4.4 閥系的設計
4.4.1 阻尼閥的開啟程度對減震器特性的影響
4.4.2 減震器的理想特性曲線的確定
4.4.3 閥系各結構參數的確定
4.5 小結
5 活塞桿的強度校核
5.1 強度校核
5.2 穩(wěn)定性的校核
6 全文總結及展望
7 參考文獻
8 致謝
七、進度計劃(包括時間劃分和各階段主要工作內容）
1．第七學期第11—12周 交開題報告
2． 第七學期第13—20周 進行具體畢業(yè)設計初稿；
3． 第七學期第18周 交畢業(yè)設計指導老師初步檢查
4．第八學期第3 周 交畢業(yè)設計指導老師中期檢查
5．第八學期第7-8周 審查、修改互動工作，
6．2016年4月24日前 完成全部設計任務，交畢業(yè)設計；
7．第八學期第10周前 畢業(yè)論文（設計）答辯；
八、參考文獻
[1] 中國知識網 “充氣式汽車減震器的研制” 哈爾濱工業(yè)大學 高起波 曾祥榮
[2]《汽車構造 第2版》 吉林大學 陳家瑞 主編 機械工業(yè)出版社
[3]《汽車設計 第4版》 吉林大學 王望予 主編 機械工業(yè)出版社
[4]《機械設計與研究》的“新型減震器的研究”華中理工大學 李輝 何程
[5]《橡膠減震器設計與計算》 第二研究室 王光
[6]《可調阻尼減振器優(yōu)化設計的研究》 吉林大學碩士學問論文 孫雪梅
[7]《汽車工程手冊 設計篇》《汽車手冊》編輯委員會編 人民交通出版社
[8]《液壓系統(tǒng)設計簡明手冊》 楊培元 朱福元主編 機械工業(yè)出版社
[9]《減振器設計專家系統(tǒng)的研究與開發(fā)》 重慶大學 李若剛
[10]《機械設計手冊》 機械設計手冊編委會 機械工業(yè)出版社
[11]《液壓氣動技術速查手冊》 張利平 等編著 化學工業(yè)出版社
[12]《國內外通用標準件手冊》 鳳凰出版?zhèn)髅郊瘓F 江蘇科學技術出版社
[13]《汽車高級減振器油的開發(fā)和應用》 蔣振森 王家乃
[14]《工程材料》 徐自立 主編 化學工業(yè)出版社
[15]《CB 786-74 圓筒形減震器》 中華人民共和國第六機械工業(yè)部編寫
[16]《QC T 491-1999汽車筒式減振器》 阮愛仙、俞德孚、李岫英主編 長春汽車研
究所
[17]《汽車運用基礎》 凌永成、李雪飛主編 北京大學出版社
[18]《機械精度設計與檢測技術基礎》 楊沿平主編 機械工業(yè)出版社
[19]《汽車設計中減振器相對阻尼系數的確定》 中國汽車研究中心 史廣全、李檳，天津汽車減振器廠 孟憲民
[20]中華汽配服務網.商務服務 http://dat.autofuwu.com/
指導教師意見：
指導教師簽名： 年 月 日
二級學院或教研室審核意見：
院長（教研室）主任簽名： 年 月 日
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畢業(yè)設計說明書
汽車減震器的設計與仿真
2019年 月 日
摘 要
隨著汽車行業(yè)的飛速的發(fā)展，人們對于汽車的舒適性要求越來越高。而減震器則是提升乘客舒適性的必要裝置。本設計主要是結合現階段汽車減震器的結構設計出適用于中國一般城市道路使用的雙作用筒式減振器。首先，根據轎車的質量算出減振器的阻尼系數，確定缸體結構參數，然后建立流體力學模型，先選定一條理想的減振器標準阻尼特性曲線，然后利用逼近理想阻尼特性曲線的方法，進行各閥、系的設計計算；在此基礎上，設計出整個減震器，并對主要部件的強度進行了校核。
關鍵詞：雙作用筒式減振器；流體力學模型；理想特性曲線；強度校核
Abstract
With the rapid development of the automotive industry, people are demanding higher and higher comfort of automobiles. The shock absorber is a necessary device to improve passenger comfort. This design mainly combines with the structural design of automobile shock absorber at present stage to design a double-acting cylinder shock absorber suitable for general urban roads in China. Firstly, the damping coefficient of the shock absorber is calculated according to the mass of the car, and the structural parameters of the cylinder block are determined. Then, the hydrodynamic model is established. First, an ideal standard damping characteristic curve of the shock absorber is selected, and then the design calculation of the valves and systems is carried out by approaching the ideal damping characteristic curve. On this basis, the whole shock absorber is designed and the strength of the main components is introduced. It's checked.
Key words: Double use of shock absorber; hydrodynamic model; characteristics of the ideal curve; strength checkin
目 錄
摘 要 2
Abstract 3
第一章 緒 論 1
1.1 減震器的簡介 1
1.2 減振器的國內外發(fā)展狀況 1
1.3 減震器的功用 3
1.4 本課題研究的目的及意義 3
1.5 研究的方法及技術路線 3
1.5.1研究方法 3
1.5.2研究技術路線 4
1.6主要研究內容 4
第二章 減震器的總體結構方案確定 6
2.1阻尼系數的確定 6
2.1.1 懸架彈性特性的選擇 6
2.1.2 相對阻尼系數的選擇 7
2.1.3 減振器阻尼系數的確定 8
2.2 最大負荷力的確定 9
2.3 減震筒的設計計算 9
2.4 活塞桿的設計計算 10
2.5 導向機構的設計計算 10
2.6 活塞行程的確定 11
第三章 減震器液壓機構的設計 12
3.1 液壓缸的連接形式 12
3.2 活塞桿導向部分的結構 12
3.3 密封圈的選用 13
3.4 液壓缸的安裝連接結構 13
3.5 活塞環(huán)的確定 13
3.6 液壓缸主要零件的材料確定 13
3.7 減震器油封設計 14
3.8 錐形彈簧的設計 14
3.9 減振器油的選擇 15
第四章 減震器閥系的結構設計 15
4.1 閥體的結構分析 15
4.2. 伸張閥的分析 20
4.2.1 伸張閥的結構和工作原理 20
4.2.2 伸張閥的力學分析 20
4.3 流通閥的分析 21
4.3.1 流通閥的結構和工作原理 21
4.3.2 流通閥的力學分析 21
4.4 壓縮閥的分析 22
4.4.1 壓縮閥的結構和工作原理 22
4.4.2 壓縮閥力學分析 23
4.5 補償閥的分析 23
4.5.1 補償閥的結構和工作原理 23
4.5.2 補償閥的力學分析 23
4.6 閥系的結構設計 24
4.7 特性曲線的確定 25
4.8 其他部件的參數的確定 27
4.8.1 活塞孔的優(yōu)化設計 27
4.8.2閥片的優(yōu)化設計 28
4.8.3底閥孔的優(yōu)化設計 29
第五章 活塞桿的強度校核 31
5.1 強度校核 31
5.2 穩(wěn)定性的校核 32
總 結 33
致 謝 35
畢業(yè)設計說明書
第一章 緒 論
1.1 減震器的簡介
減震器是一種利用液體在流經阻尼孔時孔壁與油液間的摩擦和液體分子間的摩擦形成對振動的阻尼力,將振動能量轉化為熱能,進而達到衰減汽車振動,改善汽車行駛平順性，提高汽車的操縱性和穩(wěn)定性的一種裝置。對于提升乘客的舒適度有很大作用。
1.2 減振器的國內外發(fā)展狀況
為加速車身振動的衰減，改善汽車行使平順性，大多數轎車的懸架內都裝有減震器。減震器和彈性元件是并聯安裝的。其中采用最廣泛的是液力減震器，又稱筒式液力減振器，現簡稱為筒式減振器。根據結構形式不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。而筒式減震器工作壓力僅在2.5～5MPa，但是它的工作性能穩(wěn)定而在現代的汽車上得道廣泛的應用。又可以分為單筒式、雙筒式和充氣筒式三種[3]。減震器的阻尼力越大，振動消除得越快，但卻使并聯的彈性元件的作用不能充分發(fā)揮；還可能導致連接件及車架損壞。通常為了保證伸張過程內產生的阻尼力比壓縮行程內產生的阻尼力大得多，所以伸張閥彈簧剛度和預緊力比壓縮閥大；在同樣油壓力作用下，伸張閥及相應的通?？p隙的同道截面積總和小于壓縮閥及相應的通常縫隙的通常截面積總和。這樣也保證了懸架在壓縮行程內，減震器的阻尼力較小，以便充分利用彈性元件的彈性來緩和沖擊；在伸張行程內，減震器的阻尼力應較大，以求迅速減振[2]。由于汽車行駛的路面狀況不同，所用的減震器要求也會有所不同。
下面簡單介紹幾種比較先進的減震器：
1.磁懸浮式減震器。磁懸浮減震器的彈性介質是兩塊同極相對的高強度永久磁鐵。兩磁鐵間的排斥力即為減震器的彈性力，它隨著兩磁鐵間的距離減小而增大。它具有很好的非線性剛度特性，而且可根據負載自動調整彈簧剛度特性及車身高度，能進一步改善汽車的行駛平順性；由于城市路況較好，路面對轎車車輪的沖擊絕大數屬于小位移激振，大位移激振較少。這就要求減震彈簧的小變形時較軟，而大變形時較硬，具有非線性剛度特性。另外，由于汽車的負載在每次行駛都不相同，車上的水平負載分布不同，這會使車身高度，水平度發(fā)生變化。雖然現在有很多彈簧都能滿足這些要求，但是磁懸浮減震器的技術要求比油氣彈簧低，維護方便，耐用，這是油氣彈簧所不及的[4]。
2.橡膠減震器。雖然說采用橡膠作為隔振、吸聲和沖擊的彈性元件，迄今至少已有五十多年的歷史了，但是它的作用是得到肯定的。橡膠減震器所采用的彈性材料―減震橡膠，屬于高分子聚合材料，具有特殊的性能，由于軟長的鏈狀分子的排列結構，使得不需要很復雜的形狀就能獲得優(yōu)良的彈性性能。在一定范圍內，可以把橡膠減震器作為線性看。橡膠減震器是通過橡膠物體的物理變形來吸收沖擊振動的，技術上比較成熟[5]。
3.可調阻尼減震器。可調阻尼減震器可以分為有級可調阻尼減震器和無極可調阻尼減震器，阻尼減震器有兩種調節(jié)方法，一種是通過改變節(jié)流孔的大小調節(jié)阻尼，另一種是通過改變減震液的粘性調節(jié)阻尼[6]。它們是根據汽車在路面上的行駛情況，對減震器的阻尼進行相對應的調節(jié)。這種減震器技術要求高，舒適性強，平順性好等優(yōu)點。但是結構復雜，成本高，維修費用也高。
下面簡單介紹下，汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用的液力減震器。液力減震器的作用原理是，當車架與車身作往復相對運動時，減震器中的活塞在缸筒內也是往復運動，于是減震器殼體內的油液便反復地從一個內腔通過一些窄小的空隙流入另一內腔。此時，孔壁與油液間的摩擦及液體分子內摩擦便形成對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉化為熱能，被油液和減震器殼體吸收，然后散到大氣中[2]。
減振器與彈性元件承擔著緩沖擊和減振的任務，阻尼力過大，將使懸架彈性變壞，甚至使減振器連接件損壞。因而要調節(jié)彈性元件和減振器這一矛盾。
(1) 在壓縮行程（車橋和車架相互靠近），減振器阻尼力較小，以便充分發(fā)揮彈性元件的彈性作用，緩和沖擊。這時，彈性元件起主要作用。
(2) 在懸架伸張行程中（車橋和車架相互遠離），減振器阻尼力應大，迅速減振。
(3) 當車橋（或車輪）與車橋間的相對速度過大時，要求減振器能自動加大液流量，使阻尼力始終保持在一定限度之內，以避免承受過大的沖擊載荷。
在汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用的是筒式減振器，且在壓縮和伸張行程中均能起減振作用叫雙向作用式減振器，還有采用新式減振器，它包括充氣式減振器和阻力可調式減振器[2]。
1.3 減震器的功用
減振器是產生阻尼力的主要元件,其作用是迅速衰減汽車的振動,改善汽車的行駛平順性,增強車輪和地面的附著力.另外,減振器能夠降低車身部分的動載荷,延長汽車的使用壽命. 目前在汽車上廣泛使用的減振器主要是筒式液力減振器,其結構可分為雙筒式,單筒充氣式和雙筒充氣式三種. 導向機構的作用是傳遞力和力矩,同時兼起導向作用.在汽車的行駛過程當中,能夠控制車輪的運動軌跡。
汽車懸架系統(tǒng)中彈性元件的作用是使車輛在行駛時由于不平路面產生的振動得到緩沖，減少車身的加速度從而減少有關零件的動負荷和動應力。如果只有彈性元件，則汽車在受到一次沖擊后振動會持續(xù)下去。但汽車是在連續(xù)不平的路面上行駛的，由于連續(xù)不平產生的連續(xù)沖擊必然使汽車振動加劇，甚至發(fā)生共振，反而使車身的動負荷增加。所以懸架中的阻尼必須與彈性元件特性相匹配。
1.4 本課題研究的目的及意義
隨著社會的不斷發(fā)展，人們對汽車的要求也越來越高。包括有汽車的動力性、經濟性、制動性、操縱穩(wěn)定性、平順性、通過性等性能的要求。減震器是安裝在車體與負重輪之間的一個阻尼元件，其作用是衰減車體的振動并阻止共振情況下車體振幅的無限增大，能減小車體振動的振幅和振動次數，因而能延長彈性元件的疲勞壽命和提高人乘車的舒適性[1]。長期以來，人們對汽車的平順性一直都在研究，在技術上也有重大的改駛員操縱輕便，乘員更加舒服。
因外部條件的不同，對減振器的使用要求也會相應的不同。在不同的國家或不同的地區(qū)，他們各自的天氣環(huán)境、道路建筑等都有著很大的區(qū)別。單一的減振器是可能都滿足他們的性能要求。隨著社會的發(fā)展，汽車市場出現了細分化。純黑色的“福特”時代，早已經過去，針對各國道路交通情況，各國汽車生產商們開始生產有屬于自己特色的汽車了。本文就是針對我國大多數城市道路情況，而進行研究設計的。
1.5 研究的方法及技術路線
1.5.1研究方法
（1）通過查閱相關資料，掌握汽車減震器的主要參數。
（2）充分考慮已有汽車減震器的優(yōu)缺點來確定電動滾筒的總體設計方案，對現有裝置的不足進行分析。
（3）對設計的汽車減震器進行修改和優(yōu)化，最終設計出能滿足要求的汽車減震器。
1.5.2研究技術路線
（1）根據題目和原始數據查看相關資料，了解當今國內外汽車減震器的發(fā)展現狀及發(fā)展前景，撰寫文獻綜述和開題報告。
（2）根據產品功能和技術要求提出多種設計方案，對各種方案進行綜合評價，從中選擇較好的方案，再對所選擇的方案做進一步的修改或優(yōu)化，最終確定總體設計方案。
（3）具體設計汽車減震器的驅動裝置、工作裝置等。
（4）對所設計的機械結構中的重要零件進行校核計算，如齒輪、軸、軸承等，保證設計的合理性和可行性。；
（5）繪制零件圖、裝配圖，完成要求的圖紙量；
（6）整理各項設計資料，撰寫論文。
1.6主要研究內容
本文的設計是要滿足一般性能要求，具體是：一是要具有一般的舒適性；二是可以滿足中國現代一般城市道路的使用要求；三能保證有足夠的使用壽命；四是在使用期間保證汽車行駛平順性的性能穩(wěn)定。在減振器中，流通閥和補償閥是一般的單向閥，其彈簧很弱。當閥上的油壓作用力同向時，只要很小的油壓，閥便能開啟；壓縮閥和伸張閥是卸載閥，其彈簧較強，預緊力較大，只有當油壓到一定程度時，閥才能開啟；而當油壓降低到一定程度時，閥即自行關閉。根據它們不同的工作要求，各閥系設計計算和裝配都有所不同。
根據以上要求，本文設計的基本步驟有：
1）確定減振器的阻尼系數和相對阻尼系數；
2）計算出各機械結構的主要參數，其中包括缸筒、儲油缸筒、活塞桿導向座和活塞的尺寸設計計算；
3）在總體參數出來以后，就對減振器連接結構、密封結構的設計，彈簧片以及減振器油的選擇等；
4)總體參數確定后，建立各閥系的力學模型、各閥系模型以及阻尼閥閥片的撓曲變形模型，完成各閥系的設計計算。
5）完成設計計算后，對主要受力部件進行校核驗證。
第二章 減震器的總體結構方案確定
2.1阻尼系數的確定
2.1.1 懸架彈性特性的選擇
在前輪或后輪上，把前、后輪接地點垂直方向的載荷變化和輪心在垂直方向的位置變化量關系稱為懸架系統(tǒng)的彈性特性。如圖2.1所示，在任一載荷狀態(tài)下，該點曲線的切線斜率，就是該載荷下的懸架剛度。在滿載狀態(tài)下，彈性特性曲線的切線斜率便是滿載懸架剛度。在滿載載荷下可以確定車輪上、下跳行程，兩者之和稱為車輪行程。
圖2.1 懸架彈性特性
設懸架剛度為k，簧上質量為m，則根據下式可求系統(tǒng)的固有振動頻率f：
車輪上下跳動行程的一般范圍是：上跳行程70～120mm，下跳動行程80～120mm。懸架垂直剛度隨車輛參數而不同，換算成系統(tǒng)固有振動頻率為1～2Hz[7]。
由于我設計的是轎車減振器，主要是用于城市一些比較好的路面上。所以，轎車在行駛時路面激起振動頻率會相對比較高。所以取減振器系統(tǒng)固有頻率f＝1.5Hz，而m＝1200kg，則根據上式
2.1.2 相對阻尼系數的選擇
減振器在卸荷閥打開前，減振器中的阻力F與減振器振動速度v之間有如下關系 F=dv (2.1)
式中，d為減振器阻尼系數。
圖2.2b示出減振器的阻力－速度特性圖。該圖具有如下特點：阻力－速度特性由四段近似直線線段組成，其中壓縮行程和伸張行程的阻力－速度特性各占兩段；各段特性線的斜率是減振器的阻尼系數d=F/v，所以減振器有四個阻尼系數。在沒有特別指明時，減振器的阻尼系數是指卸荷閥開啟前的阻尼系數而言。通常壓縮行程的阻尼系數與伸張行程的阻尼系數不等。
(a)阻力一位移特性 （b）阻力一速度特性
圖2.2 減振器的特性
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y的大小來評定振動衰減的快慢程度。y的表達式為
(2.2)
式中，c為懸架系統(tǒng)垂直剛度；為簧上質量。
式(2.2)表明，相對阻尼系數y的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度c和不同簧上質量的懸架系統(tǒng)匹配時，會產生不同的阻尼效果。y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；y值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數取得大些。兩者之間保持＝(0.25～0.50)的關系。
設計時，先選取與的平均值y。對于無內摩擦的彈性元件懸架，取y＝0.25～0.35；對于有內摩擦的彈性元件懸架，y值取小些。對于行駛路面條件較差的汽車，y值應取大些，一般?。?.3；為避免懸架碰撞車架，?。?.5 [3]。
根據以上所述：?。?.36 ＝0.5＝0.5×0.36＝0.18 y＝0.27
2.1.3 減振器阻尼系數的確定
減振器阻尼系數。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率，所以理論上。實際上應根據減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數。例如，當減振器如圖2.3 a、b、c三種安裝時，我選擇了如圖2.3 b所示安裝。
圖2.3 減振器安裝位置
2.3 b所示安裝時，減振器的阻尼系數占用2.3式計算[3]
(2.3)
式中，a為減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。
然而， y＝0.27
阻尼系數：
伸張阻尼系數：
2.2 最大負荷力的確定
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。此時的活塞速度稱為卸荷速度。在減振器安裝如圖2.3 b所示時
(2.4)
式中， 為卸載速度，一般為0.15～0.30m/s；A為車身振幅，取±40mm，w為懸架振動固有頻率。
如已知伸張行程時的阻尼系數，載伸張行程的最大卸荷力 [3]。
伸張行程的最大卸荷力：
壓縮行程的最大卸荷力：
2.3 減震筒的設計計算
根據伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑D
（2.5）
式中，[p]為工作缸最大允許壓力，取3～4Mpa；l為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取l＝0.40～0.50，單筒式減振器取l＝0.30～0.35[3]。
減振器的工作缸直徑D有20、30、40、（45）、50、65mm等幾種。選取時應按標準選用。
貯油筒直徑＝（1.35～1.50）D，壁厚取為2mm，材料可選ZG45號鋼。
取=30mm
2.4 活塞桿的設計計算
減振器活塞桿（或前叉管） 承受來自活塞和連接部件拉伸和壓縮載荷以及或大或小的側向力。因其表面粗糙度對減振器滲漏油影響較大，在減振器所有零部件中被列為A 類件。其要求必須有足夠的強度、剛度和較低的表面粗糙度。
活塞桿（或前叉管）材料一般采用35、40、45、40Cr 等冷拉圓鋼. 其硬度為HRC18～HRC32。取活塞桿的材料為45#鋼，硬度為HRC18。
由于活塞的行程S為200mm，活塞桿的長度應該大于活塞的行程，初步確定活塞桿的長為220mm。
活塞（工作缸）直徑與活塞桿直徑可按下式計算經驗數據：＝（0.4～0.5），?。?0mm則＝20mm
2.5 導向機構的設計計算
如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設計時必須保證有一定的最小導向長度。又因為在減振器工作時，活塞桿與導向座之間是相對滑動的。在導向座內設計一襯套，在減少活塞桿的摩擦的同時也使活塞桿滑動輕便，迅速[8]。
當活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面中點到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度增大，影響減振器工作的穩(wěn)定性，因此必須要保證有一定的導向長度。對于一般液壓缸，最小導向長度H應滿足要求：
式中：L—液壓缸的最大行程；
D—缸筒內徑。
活塞的寬度B，一般取B＝（0.6～1.0）D;缸蓋滑動支承面的長度, 根據液壓缸內徑D而定：
當D<80mm時，?。剑?.6～1.0）D；
當D>80mm時，?。剑?.6～1.0）D；
所以：
導向座的長度：＝25mm
活塞寬度：B＝19mm
2.6 活塞行程的確定
減振器活塞行程即液壓缸的工作行程。液壓缸的工作行程長度，可以根據執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，并參照表2.1和表2.2設計要求來選取標準值，故選取活塞行程為180㎜。
表2.1 復原阻力和壓縮阻力取值 （N）
工作缸直徑D（mm）
復原阻力
壓縮阻力
20
200—1200
不大于600
30
1000—2800
不大于1000
40
1600—4500
400—1800
（45）
2500—5500
600—2000
50
4000—7000
700—2800
65
5000—10000
1000—3600
表2.2減振器設計尺寸 （㎜）
工作缸
直徑D
基長
貯液筒最大外徑
防塵罩最大外徑
壓縮到底長度
允差
最大拉伸長度
允差
(HH型)
(CG型)
(HG型)
(GH型)
20
90
70
80
34
40
+3
負值不限
+4
負值不限
正值不限
-3
正值不限
-4
30
120
86
103
48
56
40
160
120
140
65
75
（45）
70
80
50
190
120
155
80
90
65
210
130
170
90
102
注：1、基長為設計尺寸，其值為。
2、為行程。
3、壓縮到底長度。
4、最大拉伸長度。
第三章 減震器液壓機構的設計
3.1 液壓缸的連接形式
缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。主要的幾種連接形式有：法蘭連接、螺紋連接、外半環(huán)連接和內半環(huán)連接。選擇使用螺紋連接。原因主要有幾點：（1）結構簡單、成本低；（2）容易加工、便于拆裝；(3）強度較大、能承受高壓。
活塞在徑向由活塞桿和壓力閥底座進行定位，軸向由活塞桿進行定位即可，不需要特殊的連接結構。
3.2 活塞桿導向部分的結構
活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。在本設計中采用上密封蓋進行直接導向。
3.3 密封圈的選用
活塞及活塞桿處密封圈的選用，應根據密封的部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選取不同類型的密封圈。在本設計中主要選用O型密封圈，具體尺寸根據相關行業(yè)標準進行選用。
3.4 液壓缸的安裝連接結構
液壓缸的安裝連接結構包括液壓缸的安裝結構、液壓缸進出油口的連接等。液壓缸的安裝形式，頭部法蘭和按壓連接。
3.5 活塞環(huán)的確定
活塞環(huán)主要起密封作用，防止油液從高壓腔泄漏到低壓腔，減小內泄漏，以保證阻尼效果。活塞環(huán)靠自身的彈力貼緊工作缸的內腔，可使工作缸和活塞的加工及配合精度適當降低，有利于大批量生產。
活塞環(huán)材料常用：尼龍1010、聚四氟乙烯、酚醛樹脂、填充聚四氟乙烯及三層復合材料其工藝應保證兩端面與中心線垂直。兩端面平行度不大于0. 03、表面粗糙度Ra0.8。外觀不應有裂紋、毛刺、縮孔及折皺。根據活塞環(huán)的密封原理，在設計上應考慮活塞環(huán)徑向厚度、開口形狀、側間隙、背間隙以及因材料不同時的活塞環(huán)圓周線漲量。活塞環(huán)裝入工作缸要求進行透光檢驗，其貼合面不小于85%。
3.6 液壓缸主要零件的材料確定
（1）缸體采用45號鋼；調質HRC28—33；表面法蘭處理；缸體和端蓋采用螺紋連接。
（2）活塞采用40Cr；調質HRC28—35；上下面高頻淬火HRC40—45；活塞外徑用橡膠密封圈密封時取f7～f9配合。
（3）活塞桿采用40Cr；調質HRC28—33；表面整體氮化，深度0.4—0.75；使用磁力探傷避免有裂紋；活塞桿和活塞采用H7/t6配合。
（4）缸蓋采用45號鋼；表面陽極氧化處理。
（5）浮動活塞采用45號鋼；熱處理后硬度為HRC28—33；法蘭。
3.7 減震器油封設計
油封設計：本文設計的油封，是指對液壓油的密封。其主要功能是把油腔和外界隔離，對內封油，對外封塵。油封的工作范圍如下：工作壓力0.3Mpa；密封線速度，低速型小于4m/s，高速型為4～5m/s；工作溫度-60～150℃（與橡膠種類有關）；適用介質：油、水及弱腐蝕性液體，壽命12000h[10].
根據機械設計手冊，我選擇的密封材料是丁腈橡膠；型式是粘接結構，粘接結構是橡膠部分和金屬骨架分別加工制造，再用膠粘接在一起成為外露骨架型。制造簡單，價格便宜。
3.8 錐形彈簧的設計
圖3.4 圓錐螺旋壓縮彈簧及其特性線
當受載后，特性線的OA段是直線，載荷繼續(xù)增加時，彈簧從大圈開始逐漸接觸，有效圈數逐漸減少，剛度逐漸增大，到所有彈簧圈壓并為止。特性線AB段是漸增型，有利于防止共振的發(fā)生。常用的圓錐螺旋壓縮彈簧有等節(jié)距型和等螺旋角型兩種[10]。 我選用了等節(jié)距型的圓錐螺旋壓縮彈簧。
3.9 減振器油的選擇
選用液壓油應考慮的因素是系統(tǒng)的工作環(huán)境:如溫度、濕度、空氣的清潔度等，選擇的油液黏度一定要適中,隨溫度變化小:黏度太大會造成系統(tǒng)壓力損失大,系統(tǒng)效率降低。另外隨溫度變化,要求液壓油黏度變化小。要具有良好的潤滑性，能夠減少各運動部件之間的磨損,延長機械設備的使用壽命。并能使各運動部件動作靈敏。如環(huán)境溫度高則選用粘度大的液壓油，加注液壓油時一定要通過過濾器,并在干燥、潔凈的環(huán)境中進行[13]。根據以上的要求，選擇了由上海海聯潤滑材料有限公司生產的HRI28減振器油，密度，體積彈性模量。
第四章 減震器閥系的結構設計
4.1 閥體的結構分析
對具體結構形式和流動方式進行分析，該結構形式減震器分為3個封閉區(qū)域，并假設各封閉區(qū)域之間狀態(tài)是連續(xù)的，狀態(tài)參數沒有突變，忽略庫倫摩擦力及瞬態(tài)液動力。
(a) (b)
圖4.1 阻尼狀態(tài)下的工作原理圖
如圖4.1（a)伸張行程通過兩種環(huán)節(jié)產生阻尼作用，即活塞上的常通孔和伸張閥閥片節(jié)流。分析伸張行程的工作情況要分開閥前和開閥后兩種工作狀態(tài)進行考慮。
設減震器活塞以相對速度向上運動，則上油腔排出的工作液的流量為：
（4.1）
式中：
—減震器活塞的截面積；—活塞桿的截面積；－活塞外徑；－活塞桿外徑；
由減震器的結構特點和工作原理可知：減震器伸張行程時，活塞相對于工作缸向上運動，活塞桿處于受拉狀態(tài)，流通閥是單向閥，此時關閉，見圖4.1。
伸張閥開閥前：
伸張閥關閉，則上油腔流入下油腔的減震液體積流量表達式為：
（4.2）
—流量系數；—活塞上的常通孔節(jié)流面積；—上油腔油壓；—下油腔壓；—儲油腔油壓。
伸張閥開閥后：
當上油腔的壓力克服伸張閥上螺母的預緊力時，伸張閥開啟，則上油腔排出的減震液體積流量表達式為：
（4.3）
由儲油腔流到下油腔的流量:
通過補償閥的流量：
（4.4）
—補償閥的節(jié)流面積；
根據流量連續(xù)性定理：
（4.5）
設由（4.3）、（4.4）、（4.5）得下油腔的壓力：
（4.6）
由（4.4）、（4.5）、（4.6）得上油腔的壓力：
開閥前：
（4.7）
開閥后：
（4.8）
減震器伸張行程所產生的阻尼力為：
（4.9）
由于伸張行程的阻尼性能大于補償閥的阻尼性能，補償閥僅僅起到補充下油腔油液的作用，這時由補償閥產生的壓差不會很大。
則由（4.5）、（4.7）、（4.8）得開閥前伸張行程阻尼力為：
（4.10）
由（4.6）、（4.7）、（4.8）得開閥后伸張行程阻尼力為：
（4.11）
從以上的數學模型可以看出，在該工況下，減震器伸張行程的阻尼力在開 閥前主要與活塞上常通孔的尺寸有關，開閥后與活塞上常通孔的尺寸及伸張閥閥片組的開度有關，即此時伸張閥在減震器中起主要作用，補償閥僅起到補充油液的作用，對減震器提供阻尼力影響不大[6]。
如圖4.1(b)減震器處于壓縮行程，也就是活塞相對于工作缸向下運動，活塞桿處于受壓狀態(tài)。下油腔的油液分別從流通閥和壓縮閥流出，這兩個閥的節(jié)流作用形成了減震器壓縮行程阻尼力。由于壓縮閥開閥前后的流量特性變化比 較明顯，因此在分析時要分開閥前和開閥后兩種工作狀態(tài)進行討論。設減震器活塞以相對速度向下運動，下油腔流到儲油腔的流量為：
（4.12）
從下油腔流到上油腔的流量
（4.13）
此時流通閥開啟，通過流通閥的流量：
（4.14）
—流通閥的節(jié)流面積；
通過活塞常通孔的流量為：
（4.15）
壓縮閥開閥前：
油液經由底閥的流量為：
（4.16）
—底閥上常通孔節(jié)流面積；
壓縮閥開閥后：
壓縮閥開啟，則油液經由底閥的流量為：
（4.17）
—壓縮閥的節(jié)流面積；
根據流量連續(xù)性定理：
（4.18）
由式（4.13）、（4.16）、（4.18）得開閥前下油腔的壓力：
(4.19）
由式（4.13）、（4.17）、（4.18）得開閥后下油腔的壓力：
（4.20）
減震器壓縮行程所產生的阻尼力為：（考慮計算方便在此計入大氣壓）
（4.21）
則由式（4.15）、（4.19）、（4.21）得開閥前壓縮行程阻尼力為：
（4.22）
由式（4.15）、（4.20）、（4.21）得開閥后壓縮行程阻尼力為：
（4.23）
從以上的數學模型可以看出，減震器壓縮行程的阻尼力在開閥前與活塞上常通孔、流通閥、底閥常通孔有關，開閥后又加上與壓縮閥閥片組的開度有關， 即此時壓縮閥在減震器中起主要作用，而流通閥對上下油腔的壓差變化起主要作用[6]。
4.2. 伸張閥的分析
4.2.1 伸張閥的結構和工作原理
如圖4.2所示伸張閥總成主要包括伸張閥閥片和閥座等零件。帶缺口伸張閥的閥片壓在伸張閥座的底部，當伸張閥上下的壓差比較低時，無法推動伸張閥片組，油液只能通過第一個伸張閥閥片的缺口（活塞上常通孔）流出，在這一過程中壓差變化較大，此時油液就是主要通過常通孔節(jié)流產生阻尼；當壓差增大到某一值時，使伸張閥閥片組由于撓曲變形產生環(huán)形間隙，從而增大了伸張閥閥口的開度，在這一過程中壓差會緩慢變化，此時油液就是通過伸張閥閥片撓曲變形產生的環(huán)形間隙和常通孔節(jié)流共同產生阻尼[6]。
圖4.2活塞總成
4.2.2 伸張閥的力學分析
以一個伸張閥閥片為研究對象，其受力模型可簡化為如圖4.3所示。即；
內邊緣固定加緊、受均布載荷q作用的彈性圓環(huán)薄板，其中分別為活塞上下油腔的壓力[6]。
圖4.3伸張閥閥片的受力模型
4.3 流通閥的分析
4.3.1 流通閥的結構和工作原理
如圖4.4所示，流通閥是由一個閥片和該閥片上的彈簧壓片組成。其作用是保證油液由下油腔向上油腔單向流動，當下油腔的油壓大于上油腔時，流通閥開啟，而產生節(jié)流作用。
4.3.2 流通閥的力學分析
開閥時的通流面積：
（4.24）
x—流通閥閥片上彈簧壓片的壓縮量
如圖4.4所示，
（4.25）
—彈簧壓片的剛度，—彈簧壓緊力，—油壓力，—閥片質量，—閥座支持力
圖4.4 流通閥的受力模型
由于流通閥彈簧的壓緊力很小，流通閥完全可以看作是一個單向閥，當完全開閥后，通流面積為活塞閥體外環(huán)的n個阻尼小孔的通流面積，即開閥后可以看作是n個薄壁阻尼小孔起節(jié)流作用[6]。
4.4 壓縮閥的分析
4.4.1 壓縮閥的結構和工作原理
圖4.5 底閥總成
如圖4.5所示壓縮閥總成主要包括壓縮閥閥片組及閥座等零件。其工作情況與伸張閥基本相同，當壓縮閥上下的壓差比較低時，無法推動壓縮閥片組，壓縮閥閥片關閉，油液通過常通孔（即壓縮閥第一個閥片上的開口槽）產生阻尼作用；當壓縮閥閥片組受到向下的壓力足以克服其向上的壓力時，壓縮閥閥片開啟，油液通過壓縮閥閥片撓曲變形產生的環(huán)形間隙和常通孔節(jié)流共同產生阻尼。
4.4.2 壓縮閥力學分析
圖4.6 壓縮閥閥片的受力模型
如圖4.6所示，壓縮閥的力學模型與伸張閥一樣（只是各參數加以改變）， 即；內邊緣固定加緊、受均布載荷q作用的彈性圓環(huán)薄板，其中分別為活塞儲油腔、下油腔的壓力。
4.5 補償閥的分析
4.5.1 補償閥的結構和工作原理
如圖4.7所示，補償閥也是一個單向閥，由一個閥片和該閥片上的彈簧壓片組成。其作用是保證油液由儲油腔向下油腔單向流動，當儲油腔的油壓大于下油腔時，補償閥開啟，而產生節(jié)流作用。
4.5.2 補償閥的力學分析
補償閥的力學模型與流通閥一樣（只是各參數加以改變）
開閥時的通流面積：
（4.26）
x—流通閥閥片上彈簧壓片的壓縮量
如圖4.7所示，
（4.27）
—補償閥的彈簧力，x—彈性閥片的彈性變形量，—彈簧壓片的剛度，—彈簧力，—油壓力，—閥片質量，—閥座支持力
圖4.7 補償閥閥片的受力模型
由于補償閥彈簧的壓緊力也很小，補償閥也可以看作是一個單向閥，當完全開啟后，通流面積為底閥閥體內圈的n個阻尼小孔的通流面積，即開閥后可以看作是n個薄壁阻尼小孔起節(jié)流作用[6]。
4.6 閥系的結構設計
減震器阻尼特性曲線的形狀取決于閥系的具體結構和各閥開啟力的選擇。通過上述對可調減震器的流體力學模型及各閥的力學模型分析來看，不論是哪種工況下，減震器的阻力都大致與速度的平方成正比。如圖4.8所示，以伸張閥為例，分析伸張閥的開啟程度對減震器特性的影響。
圖4.8 閥的開啟程度對減振器特性影響示意圖
圖中曲線A所示為給定的伸張閥常通孔通道下阻尼力F與液流速度的關系，B表示伸張閥的閥門通道，當伸張閥的閥門逐漸打開時，可獲得曲線與曲間的過度特性。恰當的選擇的孔徑和的逐漸開啟量，可以獲得任何給定伸張行程的特性曲線。
壓縮閥的開啟程度對減振器特性的影響與伸張閥相同。即恰當的選擇底閥常通孔的孔徑和壓縮閥的閥門的逐漸開啟量，也可以獲得任何給定的壓縮行程的特性曲線[6]。
4.7 特性曲線的確定
減震器由3種典型的特性曲線，如圖4.9所示。(a)為斜率遞增型、(b)為等斜率（線性的）、(c)為斜率遞減型。本文根據所選用的車型、道路條件和使用要求,選擇第3種阻尼力特性，有利于提高車輪的接地性能和可操縱性。
圖4.9 典型的減振器特性影響示意圖
本設計選擇活塞行程S＝201mm 溫度t是在-10°C～120°C之間，關于開閥速度的說明：我國“QC/T 491—1999”標準并沒有采用先進國家普遍采用的，以0.3（m/s）來定義減震器阻尼力的規(guī)范限值，保持原“74”標準采用的0.52m/s的中速定義限值；而前者由于實際接近減震器外特定開閥速度（0.2—0.3m/s）因而是指在設計和測試上都具有穩(wěn)定基礎，由它決定的阻尼系數主要是滿足車輛平順性的匹配需要，是構成平安比（η）,鑒定減震器外特性和車輛阻尼匹配特性的一個重要因素。而“85”標準當時采用0.52m/s來定義減震器阻力，強調的是外特性開閥點之后的中速，來保持較高阻尼的檢測規(guī)范，以保證在中國條件下，通常道路條件較差，一般需要較重阻尼的需要。由于本文所設計的是在城市一些比較好的路面上行駛，故本文采用的開閥速度是0.25m/s，,伸張行程的開閥力為1200N，壓縮行程的開閥力300N。
根據所確定阻尼值及開閥參數，同時要保證壓縮阻尼力與伸張阻尼力的比值在0.2～0.65之間，作者擬定了趨勢性的經驗設計曲線，即理想阻力特性曲線，為優(yōu)化各阻尼孔的尺寸及閥片的個數提供依據，見圖4.10所示
圖4.10 理想阻尼特性曲線
在設計閥系時候，采用了最佳一致逼近的理論，使理論特性曲線向理想曲線逼近。 已知參數如下：
4.8 其他部件的參數的確定
4.8.1 活塞孔的優(yōu)化設計
伸張行程開閥前理論的阻力特性：
（4.32）
根據圖4.10所示可得到理想特性：
（4.33）
設 （4.34）
1）設計變量為
2）目標函數：
由（4.32）、（4.33）、（4.34）目標函數可化為：
（4.35）
3）約束條件：
①為防止懸架減震器在高頻激振條件下出現外特性呈現雙向空程畸變，要保證伸張行程內特性連續(xù)，確保補償閥要響應好，供油足。根據液流連續(xù)原理和減震器伸張行程的液力計算，伸張閥和補償閥在結構設計和工藝設計上需保持如下的工程近似制約關系：
（4.36）
式中—伸張閥的最大通流面積；
—減震器的最大復原阻力為2826N。
視減震器活塞桿的速度為時為工作極限點[6]。
則此時的（忽略了大氣壓）
②補償閥的最大通流面積要小于其預留空間。
由代入4.35式
取
4）求解結果：
活塞常通孔總面積：，個數：n＝9，半徑R＝0.5mm；
補償閥孔：，n=8,R=1.85m
伸張閥孔總面積：，n=8,R=1mm
圖4.11 ，仿真曲線
4.8.2閥片的優(yōu)化設計
伸張行程開閥后理論阻力特性：
（4.37）
理想狀態(tài)的阻力特性：
（4.38）
式（4.37）中：，ω為運用大撓曲理論求得的伸張閥片外邊緣撓曲變形，其方程如下：
（4.39）
式（4.39）中
,a=0.018mm,b=0.006mm
代入后可推導出理論的關系：
（4.40）
根據理想的特性曲線4.11，推導出理想的關系方程，如下式：
（4.41）
設
1）設計變量 n、h
2）目標函數：
3）約束條件：
由于彈性薄板大撓曲變形更接近阻尼閥片的實際工作，雙筒液壓減震器環(huán)形閥片有時所受的壓力會很大，撓曲變形與薄片厚度的比值會超過五分之一，尤其在高壓階段[6]。......
4)經過求解得到結果：n=8,h=0.413mm
4.8.3底閥孔的優(yōu)化設計
壓縮行程開閥前理論阻力特性：
（4.42）
其理想狀態(tài)的阻力特性：
（4.43）
1）設計變量為
2）目標函數：
3)約束條件：
①為防止懸架減震器在高頻激振條件下出現外特性呈現雙向空程畸變，其中的另一方面要保證壓縮行程內特性連續(xù)—流通閥要響應好供油足，壓縮閥開度不能過大。根據
減震器內特性的液力計算，實施內特性的常通孔或閥結構需保持如下的工程近似制約關系[6]：
（4.44）
②流通閥的最大通流面積要小于其預留空間，即
3）求解結果：
流通閥孔總面積：,n=12,R=0.77mm
壓縮閥座常通孔總面積：,n=5,R=0.5mm
圖4.12 ,仿真曲線
第五章 活塞桿的強度校核
5.1 強度校核
活塞桿材料選用45鋼，取,而, , ,有如下關系：
（5.1）
一般設計時加速度a=(1～3)g，取a=2g，，M＝1200/4＝300（Kg）,
代入（5.1）式得
5.2 穩(wěn)定性的校核
減振器在壓縮行程時，活塞桿受壓縮作用。因此要校核減震器在硬阻尼的情況下壓桿的穩(wěn)定性。
將減震器簡化為兩端鉸支桿，等效長度系數μ=1，對于危險段，,有效長度l=120mm，
滿足歐拉公式的使用條件，再根據歐拉公式：
而最大的壓力
這里取極限情況a=3g, ,得：
滿足的要求，即壓桿穩(wěn)定。
總 結
減振器都是在不斷的創(chuàng)新中發(fā)展的，專家門和設計師本著“使用方便，安全第一”的原則不斷對減振器進行完善創(chuàng)新，使減振器的功能和安全性不斷提高。本文是從選擇類型開始，接著設計計算阻尼系數，然后設計計算出機械結構部分，進而流體力學模型的建立，閥系結構參數的確定以及主要受力部件的校核等。都經過了比較細心的查閱和比較選擇，選出比較適合本設計的參數、型式和參數等。
國內減振器制造水平已有很大提高，主機廠配套占很大比例，在中低檔轎車領域，基本是國產減振器的天下。另外，減振器的技術水平也逐步提高，與國際先進水平的差距正在縮小，高端產品也有研發(fā)。減振器其中的主要問題有：
1）液壓元件制造精度要求高，必須保證減振器油液的密封性，技術要求高和裝配比較困難，使用維護比較嚴格。
2）油液中混入空氣易影響工作性能 油液中混入空氣后，容易引起液壓油變質，使系統(tǒng)的工作性能受到影響、會影響系統(tǒng)工作的可靠性。
3）減振器與車架進行連接時，要使用聚氨酯緩沖塊。聚氨酯緩沖塊的功能:吸收來自路面的沖擊,改善乘坐的舒適性,起到輔助彈簧的作用。減振器相關行業(yè)的技術水平參差不齊，經常由于橡膠件、油料等質量不過關，導致減振器發(fā)生故障。
減振器未來的發(fā)展是向著結構設計更合理，操作更簡單，使用安全，采用新型材料，造價便宜的方向。在結構方面可以采用可調阻尼減振器，以實現減振器在不同的道路條件下，起到自動調節(jié)阻尼系數的作用。減振器的技術難點主要在整車匹配方面。因為汽車的輪胎、發(fā)動機甚至變速器等多個部件都能成為振動源，如何在車輛行駛過程中消除振動源的沖擊，是減振器研發(fā)過程中最主要的工作。國內減振器企業(yè)在這方面的差距還比較大。
在本設計工作中，通過自己的努力，本人收獲良多。比如學會了查閱和利用相關資料，提高了自己的思維、繪圖、計算、分析能力，也提高了本人在機械和液壓方面的知識。雖然本人盡己所能以保證本文內容的科學性和準確性，但由于本人的學識和能力以及時間的限制，本設計中必然仍有很多欠妥和錯誤之處，敬請各位老師和專家不吝賜教。 參考文獻
[1] 中國知識網 “充氣式汽車減震器的研制” 哈爾濱工業(yè)大學 高起波 曾祥榮
[2]《汽車構造 第2版》 吉林大學 陳家瑞 主編 機械工業(yè)出版社
[3]《汽車設計 第4版》 吉林大學 王望予 主編 機械工業(yè)出版社
[4]《機械設計與研究》的“新型減震器的研究”華中理工大學 李輝 何程
[5]《橡膠減震器設計與計算》 第二研究室 王光
[6]《可調阻尼減振器優(yōu)化設計的研究》 吉林大學碩士學問論文 孫雪梅
[7]《汽車工程手冊 設計篇》《汽車手冊》編輯委員會編 人民交通出版社
[8]《液壓系統(tǒng)設計簡明手冊》 楊培元 朱福元主編 機械工業(yè)出版社
[9]《減振器設計專家系統(tǒng)的研究與開發(fā)》 重慶大學 李若剛
[10]《機械設計手冊》 機械設計手冊編委會 機械工業(yè)出版社
[11]《液壓氣動技術速查手冊》 張利平 等編著 化學工業(yè)出版社
[12]《國內外通用標準件手冊》 鳳凰出版?zhèn)髅郊瘓F 江蘇科學技術出版社
[13]《汽車高級減振器油的開發(fā)和應用》 蔣振森 王家乃
[14]《工程材料》 徐自立 主編 化學工業(yè)出版社
[15]《CB 786-74 圓筒形減震器》 中華人民共和國第六機械工業(yè)部編寫
[16]《QC T 491-1999汽車筒式減振器》 阮愛仙、俞德孚、李岫英主編 長春汽車研究所
[17]《汽車運用基礎》 凌永成、李雪飛主編 北京大學出版社
[18]《機械精度設計與檢測技術基礎》 楊沿平主編 機械工業(yè)出版社
[19]《汽車設計中減振器相對阻尼系數的確定》 中國汽車研究中心 史廣全、李檳，天津汽車減振器廠 孟憲民
致 謝
轉眼間，大學四年匆匆而過，時間是短暫的，但是其點點滴滴卻一輩子留在我的記憶中。依然記得自己剛步入大學時候的迷茫；與舍友一塊去探秘美麗的校園；在自己生病的時候，舍友陪我看病、給我送飯的場景；在自己遇到生活上或者學習上的困難時候，老師不斷地在精神上給予引導；現在的我只想對你們說聲感謝！感謝生命種有你們。
我的舍友們，是你們陪伴我走過大學四年的時光，陪我走過人生中最輝煌的時刻，同時也是我最青春年華的時候。因為某些事情意見不合，我們也曾爭吵過，但說過鬧過之后我們還是最親密的。但同時，你們也是教會我做事最多的人，我們一塊學習，一塊生活，一塊玩耍，一塊旅游，在這些經歷中，我們逐步成為最親密的朋友關系。也許，以后我們會生活在天南海北