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汽车液力减振器综述作业

液力减振器的工艺过程及其简述

摘要：

本文通过对于减振器的发展现状表述，发现液力减振器仍然是最普遍的减振器。

本文对于液力减振器的开发流程，设计方法，典型制造工艺过程，加工设备的简介等进行归纳总结。

通过对减振器的原理进行分析，对其关键零部件活塞杆进行了设计，从而保证该零件的选型正确和可靠性。

关键词：

减振器；开发流程；设计方法；活塞杆；可靠性

Abstract：

Inthispaper,throughthedevelopmentstatusoftheshockabsorberexpression,finditisstillthemostcommonhydraulicshockabsorber.Havingasummarizeofthedevelopmentprocessforthehydraulicshockabsorber,designmethods,typicalmanufacturingprocess,processingequipment.Throughtheanalysisoftheprinciplesoftheshockabsorber,itskeypartsofthepistonrodhasbeendesignedtoensuretheselectionofthecorrectpartsandreliability.

Keywords:

damperpiston,rod;designmethod;developmentprocess;reliability

1减振器的发展历史和现状与趋势

汽车减振器是汽车行驶时的关键部件，可以较快地缓和衰减路面与车速带给汽车的振动，提高汽车自身的舒适性、经济性、安全性和稳定性。

减振器是悬架系统的重要部件，其工作原理是利用阻尼运动来衰减运动中产生的能量。

减振器的性能直接关系到汽车的价值，随着科技水平与经济水平的快速发展，人们对汽车的要求也就越来越高。

国外很多减振器制造厂设计专门的研究机构，通过对新产品、新材料、新工艺的研究改进，并制造出大量新的减振器产品并投入市场，促使减振器制造企业在全球机械制造产业占有一席之地[1]。

1.1汽车减振器的发展历史

减振器从出现到今天已经有了100多年的历史，最早车辆的减振系统由弹簧构成，虽然弹簧可以减轻路面冲击，性能较可靠，但它容易产生共振现象。

在1908年，世界第一台液压减振器研制成功，它用隔板将橡胶制成节流通道分为两部分，通过油液与节流通道摩擦，达到减振目的[2]。

之后，在20世纪30年代，摇臂式减振器得到普遍应用，工作压力在10MPa-20MPa之间，但结构复杂、易损坏、体积大，最终被淘汰。

二战之后，简式液压减振器取代了摇臂式减振器，其成本低，寿命长，但容易出现充油不及时的问题，若充油不及时，会影响减振效果，产生噪音与冲击[3]。

直到20世纪50年代，充气式减振器的出现解决了以上的问题，在双筒内充入低压0.4MPa-0.6MPa的氮气可以解决充油不及时的问题。

同时单筒式充气减振器也开始发展，其采用浮动活塞的结构，使充入的氮气形成2.0MPa-2.5MPa的高压气体，性能优于双筒式减振器，而且质量轻、性能好，但其成本较高。

1.2汽车减振器的发展现状

在国外发达国家，现在已经研制出由电子系统操控的自适应式液压减振器，根据激振频率与振幅的大小来调节，该种减振器可根据不同的行驶要求与路面条件来多级调节与匹配。

在特性曲线中选择最适合行驶的曲线。

在工业发达的国家，液压减振器的生产是建立在广泛的广泛的标准化和系列化基础之上的，并且其减振器CAD设计制造技术已经比较成熟。

减振器无级调整阻尼力机构、高频激振阻尼力自动控制及减振器温度特性进一步发展改善[3]。

但是目前国内外，普通的液压减振器仍然占主导地位，其结构如图1所示

我国汽车行业起步晚，起点低，技术落后，在国产汽车中，大量中高级轿车采用进口减振器。

研制开发出自主品牌的汽车减振器已经成为一个有待解决的问题，悬架减振器已成为我国汽车工业发展规划中优先发展规划中优先发展项目之一。

尽管我国已有较大的减振器生产规模，借鉴了国外先进设计，已经取得了较快的发展，但与发达国家仍然存在较大的差距[4]。

1.3汽车减振器的发展趋势

随着科技的发展，汽车对减振器的要求也就越高，在目前，阻力可调式减振器正成为主流减振器，随着不断的研究开发，智能性会越来越高，会朝着自适应可调减振器方向发展，无论驾驶者的驾驶技术如何，悬架系统都会自动调节与之适应的状态，使驾驶者感觉到平顺、舒适。

其主要是应用传感器检测行驶状态，再通过计算机计算行驶的阻尼力，再自动调整阻尼力调整机构，通过改变节流孔大小来改变减振器的阻尼力。

汽车减振同时还可能有复合型减振器和新型减振器方向发展，不同的方向发展，最终只有一个目的，即改善汽车行驶的平顺性和操纵稳定性，并且在操纵性和舒适性之问取得最理想的工作点[5]。

总之，在未来的汽车减振器应该有以卜特点:

高精度、高密封性、更好的使用性能，以使车内驾驶者与乘客更加舒适安全。

2液力减振器的开发流程及设计方法

2.1开发流程

以某公司减振器的研发为例，其产品的研发流程如下：

2.2液力减振器的分类及设计方法

减振器主要有双向作用筒试减振器、充气式减振器、磁流变减振器等等。

由于目前汽车上广泛采用双向作用筒式减振器，故本文以双向筒式减振器为例。

2.3筒式液力减振器的结构与工作原理分析

悬架系统是现代汽车上的重要总成之一，其主要任务是缓和路面传给车架的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车的行驶平顺性和操作稳定性。

而筒式液力减振器是悬架系统中的主要阻尼元件，它和弹性元件、导向元件并联安装，共同发挥在车身和车轮之间进行传力、连接、导向、缓冲以及减振的作用。

当车辆行驶中由地面干扰引起的冲击和振动通过车轮传递时，悬架减振器对于车身是一个有效的隔振装置。

通过与悬架良好匹配的减振器，通常在第一个振动周期后，就有近90%以上的振动能量被减振器吸收掉，保证汽车行驶时的舒适性。

同时，减振器对于保证汽车的操纵稳定性也有重要的作用。

汽车以较高车速行驶时，路面激励会使得汽车的俯仰及侧倾等运动变得不易控制，尤其遇到车辆高速转弯等极限工况时，悬架减振器更显得必不可少[6]。

2.3.1筒式液力减振器结构分析

随着减振器技术的发展，车用减振器也出现很多类型，但基本原理都是利用油液流经节流孔时产生的阻尼力衰减振动。

如法国的M.Handallle研制出第一个实用的液压减振器。

他将橡胶制成带有节流通道的中空结构，用隔板将内腔分为两部分，其中充入油液，通过油液流经节流通道所产生的阻尼作用而达到衰减振动的目的。

筒式液力减振器分为单筒式和双筒式，本文中研究的是双筒式液力减振器。

图2.1为双筒式液力减振器结构示意图，由图可知，减振器主要由活塞体、内外缸筒、底阀体及油封等四大部分组成，通过活塞杆端和缸筒底部的吊耳分别与汽车的车架及车轮连接。

其中，活塞体主要由复原阀片、节流阀片、活塞阀座、活塞杆等相互配合组成，复原阀片与活塞阀座配合形成复原阀，节流阀片与活塞阀座配合形成节流阀;底阀体由补偿阀片、压缩阀片以及底阀座等相互配合组成，补偿阀片与底阀座配合形成补偿阀，压缩阀片与底阀座配合形成压缩阀，并且底阀座与内缸筒固结。

双筒式液力减振器结构大同小异，主要的区别在于阀门的构成。

作为示意图方便理解，图2.1中的各阀门都简化为单向阀。

实际上筒式液力减振器的阀门结构一般有两种形式:

一种为弹性阀片与阀座配合形成，弹性阀片变形需要克服弹性力，实现在不同的工况下出现适度的阀片开度及适度的阻尼力;另一种为弹簧、阀片和阀座配合形成，阀片开启需克服弹簧力，实现不同的工况下出现适度的阀片开度及适度的阻尼力。

图2.2为某型筒式液力减振器活塞体与底阀体结构图，其中活塞体上的节流阀、复原阀和底阀体上的压缩阀均为弹性阀片与阀座配合形成，而底阀体上的补偿阀则由螺旋弹簧、阀片与底阀座配合形成。

本文中分析的某筒式液力减振器阀的结构与图2.2中阀的结构相同[7]。

1-活塞杆2-上腔3-活塞阀座4-复原阀5-储油箱6-补偿阀7-压缩阀8-节流阀

9-内缸壁10-保护套11-导向座

图2-1筒式液力减振器结构原理图

阀座

弹簧

图2-2活塞阀与底阀结构图

2.3.2液力减振器工作原理分析

筒式液力液压减振器的工作原理可参考图2.3，减振器有两个工作行程，压缩行程和伸张行程。

活塞杆由上止点下行至下止点之间的行程称为压缩行程;活塞杆由下止点上行至上止点之间的行程称为伸张行程。

图2.3中，左图为复原工作行程初始状态，此时活塞处于下止点，活塞杆上行，上腔油液要被挤压流入下腔，由于活塞杆的存在，活塞下表面的面积大于上表面的面积，活塞上行导致下腔增大的空间大于上腔减小的空间，所以上腔内油液流入下腔的同时，下腔会出现一定的低压区域并与储油腔内充气压力形成压差，该压力差作用在储油腔内油液上，克服补偿阀弹簧力，补充到下腔内，消除压差。

当活塞运动速度较低时，常通孔即可满足油液的流通;当活塞上行速度增大到一定值时，油液会顶开复原阀和补偿阀，同时从常通孔和阀口流通[8]。

图2.3中，右图为减振器压缩行程初始状态，此时活塞处于上止点处，活塞下行，由于活塞的上下截面积的不同，活塞下行导致上腔增大的空间小于下腔减小的空间，下腔流出的油液在充满上腔的同时，多余的部分油液将会流入补偿腔。

当活塞运动速度较低时，常通孔即可满足油液的流通;当活塞上行速度增大到一定值时，油液会打开压缩阀和节流阀，油液同时从常通孔和阀口流通[9]。

1一上腔，2一复原阀，3-常通孔，4一压缩阀，5一储油腔，

6-常通孔，7一节流阀，8一下腔，9一补偿阀

图2-3液力减振器工作原理

随着减振器内活塞的上下移动，减振器各腔内油液反复地流过各阀门所形成的孔隙，由于粘性的作用，油液在流经孔隙时，孔壁与油液间的摩擦和油液分子间的内摩擦使得振动的能量转化为油液热能，再由减振器吸收并散发到外界[10]。

正是这种振动能量的转换，液力减振器实现衰减汽车振动能量的功能。

2.4筒式液压减振器的设计方法

2.4.1双筒式液压减振器的设计参数

2.4.1.1整车参数

包括车辆全重、悬置质量、车辆纵向的转动惯量、车辆悬架刚度、车辆振动固有频率（圆频率）、减振器个数等[11]。

2.4.1.2几何布置参数

包括减振器的位置、弹性元件位置、安装杠杆角度等。

2.4.1.3减振器结构参数

它包括减振器长度、减振器活塞直径、活塞杆直径、阀孔位置、阀孔个数、阀孔直径、减振器筒径、工作缸直径与长度、储液筒直径与长度等[12]。

2.4.1.4减振器工作参数

包括减振器的工作长度、限压阀阀门弹簧的刚度、弹簧预紧压缩量、阀门附加最大行程、活塞行程、活塞最大线速度、活塞正反最大阻力、开阀压力、减振器阻尼系数等。

这些参数在设计中有的是作为已知量，有的是作为待确定量，所以选择参数时，要考虑的情况比较多，但一般来说，主要包括活塞面积计算、阀门机构设计计算、阻尼比或者阻尼系数，最大卸荷力等参数的计算，尺寸设计计算，强度校合，寿命计算等[13]。

活塞面积按反行程的最大阻力来确定，反行程最大阻力与活塞最大线速度有关，活塞最大线速度取决于悬架装置结构。

阀门机构设计主要包括常通孔面积计算和阀门弹簧的计算。

减振器内通常有两个常通孔，活塞上常通孔和补偿阀座上的常通孔。

活塞上常通孔面积按压缩行程最大活塞线速度即开阀速度计算。

设计减振器时，阻尼比的确切值是未知的，它只能通过测定减振器工作时的衰减振动情况计算求得。

但是阻尼比的大小又关系到活塞最大线速度、减振器阻尼力等物理量的值，所以，在设计过程中通常从减振器吸收振动能量的角度来估计阻尼比的值。

2.4.2双筒式减振器相对阻尼系数的确定

2.4.2.1悬架静挠度Cf的计算

悬架静挠度Cf是指汽车在满载静止时悬架上的载荷WF与此时悬架刚度才c之比，

汽车悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车平顺性的主要参数之一．而汽车部分车身固有频率（偏频）可用下式表示:

C——汽车前悬架刚度，N/mm；

m——汽车前悬架簧上质量，kg；

n——汽车前悬架偏频，Hz；

而汽车悬架的静挠度可用下式表示:

；

2.4.2.2相对阻尼系数ψ

通常根据汽车的平顺性、操纵性和稳定性的要求确定减振器阻力特性。

减振器阻力值能满足汽车操纵性稳定性要求，但不一定能满足汽车平顺性要求；反之亦然。

因此减振器的阻力特性的选择应按所设计车型对汽车平顺性、操纵性、稳定性进行综合考虑。

根据减振器的阻力——速度特性，可以知道减振器有四个阻尼系数[15]。

在没有特别指明时，减振器的阻尼系数是指卸荷阀开启其前的阻尼系数。

通常压缩行程的阻尼系数与伸张行程的阻尼系数不相等。

汽车悬架有阻尼后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数Ψ的大小来评定衰减的快慢速度。

Ψ的表达式为:

式中：

c—为悬架系统的垂直刚度；

m—为簧上质量；

δ—为阻尼系数;

2.4.3双筒式减振器阻尼系数的确定

减振器阻尼系数

。

因悬架系统固有振动频率

。

所以理论上

。

实际上，应该根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。

悬架系统固有振动频率的值在1.00～1.45之间，取为1.2。

确定减振器的安装角度。

由于减振器轴与道路负载传入轴即轮胎触地点与减振器上端安装点连线存在一定角度，在悬架系统受到路面激励后，减振器会受到一个垂直于滑柱的侧向力矩。

该侧向力矩和其他传统的悬架形式相比较大，是悬架与减振器的设计和制造过程中所不容忽视的。

在减振器的轴线相对地面水平安装时，减振器的刚度最小；在减振器的轴线相对地面垂直安装时，减振器的刚度最大。

经过大量实验得出减振器的安装角度在30度的时候较为合适[16]。

从上面的分析中可以看出，在减振器的轴心线水平安装时，其在垂直方向的刚度最小，同时对垂直方向负荷的承受能力也比较小。

在减振器的轴心线垂直安装时，其在垂直方向的刚度最大；同时对垂直方向负荷的承受能力也最大。

从隔振的角度来讲，需要较小的刚度；而从提高减振器的使用寿命的角度来讲，需要减振器有较大的承载能力[17]。

尽管本文仅讨论了垂直方向激振力对减振器的影响，实际在水平方向上也存在类似的问题。

由此可以得出确定减振器安装角度的大致要符合以下几点原则：

（1）由于平激振力大多在前后方向和上下方向振动，如果要使减振器在这两个方向都有着良好的隔振性能，在减振器强度足够的条件下，同时使

这样，激振力使减振器在前后、上下都作剪切变形，处于良好的隔振状态。

（2）在减振器强度较差的时候，这样，激振力使减振器在前后、上下方向的作用效果相同。

对水平和垂直方向的激振力不相同的平板夯，要根据实际情况按优先保证强度的原则确定。

（3）对大多数形状系数f明显小于1的圆柱型减振器来说，形状系数对系统刚度的影响可以忽略不计，但形状系数对正应力安装角度系数和相当应力系数影响较大，不可忽略，这实际上是弯曲变形对减振器性能的影响。

也就是说，在设计减振器时，其强度计算不仅要计算剪切变形和拉压变形，而且要计算其弯曲变形。

（4）由上述可以选取减振器的安装角度在30度的时候较为合适[18]。

根据下式

求得

和

。

2.4.4最大卸荷力的确定

为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷阀。

此时的活塞速度称为卸荷速度

，

一般为0.15～0.30m/s,取0.2m/s。

如已知伸张行程时的阻尼系数

，在伸张行程的最大卸荷力是：

2.4.5减振器工作缸直径D的确定

根据伸张行程的最大卸荷力

，计算工作缸直径D为：

由上式计算得出工作缸直径的理论值，再依据QC/T491-1999《汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件》，将工作缸直径D进行圆整，最后得出真实值[19]。

2.4.6双筒式减振器活塞行程的确定

减振器活塞行程即液压缸的工作行程。

液压缸的工作行程长度，可以根据执行机构实际工作的最大行程来确定，在此不再赘述。

2.4.7液压缸壁厚、缸盖、活塞杆和最小导向长度的计算

2.4.7.1液压缸的壁厚的计算

液压缸的壁厚一般指缸筒结构中最薄处的厚度。

当缸筒壁厚δ与内径D的比值小于0.1时，称为薄壁缸筒。

壁厚按照材料力学薄壁圆筒公式计算[20]，公式如下：

；

式中：

—实验压力，一般取最大工作压力的（1.25～1.5）倍；

δ—液压缸壁厚；

D—液压缸内径：

—缸筒材料的许用应力。

其值为：

铸铁

=100～110MPa。

由此可确定缸壁厚度。

在中低压液压系统中，按上式计算所得的液压缸壁厚往往很小，是刚体的刚度不够，如在切削过程中的变形、安装变形等引起液压缸工作过程卡死或漏油。

因此一般不做计算，按经验取值，然后进行校核。

缸筒内径确定后，由强度条件确定壁厚；然后求出缸筒外径D1。

2.4.7.2液压缸的稳定性验算

按照材料力学的理论[21]，一根受压的直杆，在其轴向负载超过稳定临界力KF时，即失去原有状态下的平衡，称为失稳。

对液压缸其稳定条件为：

式中：

F—液压缸最大推力；

—液压缸的稳定临界力；

—稳定性安全系数，一般取

=2～4；

2.4.7.3缸盖厚度的计算

2.4.7.4活塞杆的计算

减振器活塞杆（或前叉管）承受来自活塞和连接部件拉伸和压缩载荷以及或大或小的侧向力。

因其表面粗糙度对减振器渗漏油影响较大，在减振器所有零部件中被列为A类件。

其要求必须有足够的强度、刚度和较低的表面粗糙度[22]。

2.4.7.5对杆强度进行校核

在确定活塞杆直径后，还需要满足液压缸的稳定性及其强度要求。

液压缸的稳定性验算按照材料力学的理论，其稳定条件为

；

式中：

F—液压缸最大推力；

—液压缸的稳定临界力；

—稳定性安全系数，一般取

=2～4；

2.5本章小结

叙述了在减振器的设计中需要的各种设计参数。

通过对减振器外特性了解确定了外特性的设计原则，介绍了充气式减振器各类参数的选用方法和在设计过程中需要的各种公式以及对重要参数的确定。

重点叙述了缸体、活塞的结构设计和尺寸计算[23]。

这是筒式液压减振器的大致设计过程，其中液压缸的结构和活塞及阀系的尺寸以及密封元件和工作液油在此没有作出确定。

3筒式液压减振器活塞杆的典型制造工艺方法

3.1减振器活塞杆的一般加工工艺过程

下料→锻造→热处理→粗车→热处理→精车→磨→半精磨→热处理→铣削→精磨→检验

3.1.1工艺分析

（1）活塞杆结构比较简单，但长径比很大，属于细长轴类零件，刚性较差，为了保证加工精度，在车削时要粗车、精车分开，而且粗、精车一律使用跟刀架，以减少加工时工件的变形，在加工两端螺纹时要使用中心架[24]。

（2）在选择定位基准时，为了保证零件同轴度公差及各部分的相互位置精度，所有的加工工序均采用两中心孔定位，符合基准统一原则。

（3）磨削外圆表面时，工件易产生让刀、弹性变形，影响活塞杆的精度。

因此，在加工时应修研中心孔，并保证中心孔的清洁，中心孔与顶尖间松紧程度要适宜，并保证良好的润滑。

（4）为了保证活塞杆加工精度的稳定性，在加工的全过程中不允许人工校直。

（5）渗氮处理时，螺纹部分等应采取保护装置进行保护。

4加工活塞杆的机床简介

4.1CW6163车床，床身最大回转直径630mm,主轴孔径130mm，主轴转速范围0.75-1000r/min.

4.2M1432，万能外圆磨床，最大回转直径360mm，顶尖距780mm1050mm1550mm，最大磨削直径￠320mm磨削孔径范围30-100mm，磨削孔径深度125mm

顶尖间最大重量150kg。

5减振器的检验方法

传统对单个减振器检测试验的研究己经十分成熟，检测减振器性能的方法主要是通过减振器试验台对单个减振器的示功试验、速度特性试验和疲劳特性试验。

优点是测试的数据准确、方法简单，适合对减振器产品质量的检测[25]。

这种测试方法主要是针对减振器部件生产厂商的产品。

图5-1是减振器试验平台简图:

位移传感器

接近开关

曲柄

升降台

减振器

力传感器

图5-1减振器试验平台简图

曲柄连杆机构由电机驱动，升降台由曲柄连杆机构带动，在垂直与水平平面内作近似的减谐振动。

减谐振动的振幅A跟曲柄的长度有关，一般的试验平台将曲柄的长度设计为可调的，以便可以通过调节曲柄长度，在不同行程内测得速度、位移、力的数据，得到更为详细的试验结果。

示功试验测试在一个采样周期内减振器所受到的力与相对位移的关系曲线，如下图:

图5-2减振器示功图

速度特性试验〔5〕:

测试一个采样周期内减振器所受到的力与相对速度的关系曲线，如下图:

图5-3减振器速度特性图

疲劳特性试验:

在一定的激振频率下，通过一定时间的激振，比较减振器激振前后示功曲线图和速度特性曲线图，得出疲劳强度。

6.总结

本文浅谈了汽车液压减振器的发展现状，与发展历程，并根据某公司对于液力减振器的开发流程进行了介绍，由于减振器零部件多，本文没有对所有减振器上的零件进行分析，根据老师的要求，本文着重介绍了液压减振器活塞杆的制造工艺及其制造设备，并对活塞杆的选型，以及进行可靠性分析的方法做出了表述，不当之处请老师批评指正。

此外查阅资料也是一个学习的过程，通过与老师课堂上所学习的知识的结合，使我对于悬架系统中的减振器有了更深入的了解，同时也感谢老师对于我这一学期的教导。

然而作为一位攻读硕士学生，需要具备的素养还不够，科研能力还不足，还需要在专业上继续学习，虽然这门课已经结课，但还是会继续学习，培养自己的科研能力，提高专业水平。

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