汽車筒式減震器設計

孫飛豹，毋師平

(1.沈陽工學院,遼寧 沈陽 110000；2.遼寧廣播電視大學丹東分校,遼寧 丹東 118000)

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汽車筒式減震器設計

孫飛豹1，毋師平2

(1.沈陽工學院,遼寧 沈陽 110000；2.遼寧廣播電視大學丹東分校,遼寧 丹東 118000)

本文通過對汽懸架減震器特性分析，論述了雙作用筒式減震器阻尼系數等參數的選取、對汽車行駛平順性的重要性，進而明確了相對阻尼系數設置的必要性，并給出了伸張和壓縮行程的相對阻尼系數、設計原則及限值。對筒式減震器結構尺寸和不同安裝方式的阻尼系數也給出了計算公式。

阻尼系數；相對阻尼系數；固有頻率；阻尼力-速度特性；最大卸荷力

1 減振器主要性能參數的選擇

減振器的性能一般用阻尼力—位移特性和阻尼力—速度特性來表示。如圖1所示為某減振器的這兩個特性。

圖1 減振器性能曲線

圖1(a)中，橫坐標為活塞桿的位置，從最大壓縮位置到最大伸張位置；縱坐標為阻尼力，向上為伸張行程，向下為壓縮行程。此特性在專門試驗臺上測出，試驗時的減振器行程為100mm，每個振動頻率與一個封閉的回線相對應。從這個圖上可以直接測量出伸張時或壓縮時的最大減振器阻力值，也可以測出全行程所消耗的功(封閉曲線內的面積)。因此，此圖形也稱為減振器的示功圖。但是用這一圖形還不能充分反映減振器的特性。還需要阻力—速度特性圖。據圖1(b)中減振器中阻尼力F和速度V之間的關系可表示為

F=δVi

(1)

式中，δ為減振器阻尼系數；i為常數，常用減振器的i值在卸荷閥打開前為1。F與V成線性關系稱為線性阻尼特性。在圖1(b)中，可以看出阻力—速度特性由四段近似直線段組成，其中壓縮行程和伸張行程各占兩段；各段特性線的斜率為減振器的阻尼系數。通常認為在卸荷閥打開之前的特性曲線的斜率就是減振器阻尼系數δ，壓縮時的阻尼系數小于伸張時。對于汽車減振器，在同樣的速度V下，壓縮時的阻尼力較小，可以提高懸架的緩沖性能。帶線性阻尼減振器的懸架系統(tǒng)作自由衰減振動時，振動衰減速度取決于相對阻尼系數。

(2)

式中，c為懸架剛度；m為簧載質量。ψ值對行駛平順性有明顯的影響。在選擇減振器阻尼系數時要考慮到懸架的剛度c和簧載質量m。由此可見，減振器的主要性能參數有兩個：阻尼系數δ和相對阻尼系數ψ。

1.1 相對阻尼系數取值

若ψ取值較大，有利于使振動迅速衰減，但會把較大的不平路面沖擊傳給車身，降低懸架的緩沖性能；若ψ值選得過小，振動衰減慢，共振幅度大。因此ψ取的合理，可獲得良好的行駛平順性。一般常使壓縮行程的相對阻尼系數ψ0小于伸張行程時的相對阻尼系數ψc，一般取ψc=(0.25～0.5)ψ0。

1.2 減振器阻尼系數δ的確定

(3)

圖2 減振器軸線與垂線成夾角

圖3 筒式減振器直徑參數

若懸架中減振器的軸線與垂線有夾角時(見圖2)，減振器阻尼系數為

(4)

根據平順性要求確定懸架的相對阻尼系數ψ后，還需考慮懸架的特性和減振器的安裝特性。

1.3 最大卸荷力F0的確定

為減少傳到車身的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器的卸荷閥便被打開，減振器不再提供阻尼力，以限制減振器所提供的最大阻尼力。此時的活塞速度稱為卸荷速度Vx為;

(5)

如果已知伸張行程時的阻尼系數δ0，則最大卸荷力為

F0=δ0Vx

(6)

2 減振器主要尺寸的確定

2.1 筒式減振器工作缸直徑D的確定

筒式減振器直徑參數如圖3所示。可先根據伸張行程的最大卸荷力F0和容許壓力[P]來近似地求得工作缸直徑。

2.2 貯油筒直徑Dc的確定；一般取Dc=(1.35～1.5)D。壁厚通常取2mm。

3 結語

汽車懸架設計中減震器的設計至關重要，它會對汽車的行駛平順性和操縱穩(wěn)定性等瞬態(tài)響應指標影響很大、對汽車乘員的舒適性和貨物損害程度也會有很大影響。一般筒式減振器可分為雙筒式、單筒式和充氣筒式等結構，以雙筒式應用最多。

[1] 余志生主編.汽車理論(第5版)[M].北京：機械工業(yè)出版社，2000.

[2] 劉惟信主編.汽車設計[M].北京：清華大學出版杜，2001.

孫飛豹(1959.4-)，男，漢族，遼寧沈陽人，高級工程師(副教授)，本科，沈陽工學院，研究方向：汽車設計、汽車理論教學。 毋師平(1959.12-)，女，漢族，遼寧丹東人，教授，本科，遼寧廣播電視大學丹東分校，研究方向：機械結構優(yōu)化設計。

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1671-1602(2016)22-0044-01