减震器的设计.docx
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减震器的设计
减震器的设计
产品设计项目说明书
一号宋体，居中
汽车减震器的研究设计
三号粗黑体，居中
院（系）机械工程学院
专业机械工程及自动化
班级创新班
学生姓名
指导老师
2015年01月05日
摘要
为改善汽车行驶平顺性，悬架中与弹性元件并联安装减振器，为衰减振动，
汽车悬架系统中采用减振器多是液力减振器。
减震器的性能好坏直接关系到汽车的安全性和舒适度和行驶的平顺性。
液压式减震器是汽车悬架系统中采用最广泛的减震器。
其原理是，当车架与车桥做往复相对运动而活塞在减震器的缸筒内往复移动时，减震器壳体内的油液便反复地从内腔通过一些窄小的孔隙流入另一内腔。
此时，液体与内壁的摩擦及液体分子的内摩擦便形成对振动的阻尼力。
设计汽车液压时需要根据汽车的主要参数进行计算和分析。
本次设计是以比亚迪S6的参数为依据进行设计。
关键词：
汽车液压；减震器；设计；比亚迪S6
第一章绪论
1.1概述
减震器（Absorber），减震器主要用来抑制弹簧吸震后反弹时的震荡及来自路面的冲击。
在经过不平路面时，虽然吸震弹簧可以过滤路面的震动，但弹簧自身还会有往复运动，而减震器就是用来抑制这种弹簧跳跃的。
减震器太软，车身就会上下跳跃，减震器太硬就会带来太大的阻力，妨碍弹簧正常工作。
[1]
液压减振器，第一个实用的液压减振器是1908年由法国人霍迪立设计的。
液压减振器的原理是迫使液流通过小孔产生阻尼作用。
通常的筒式减振器是由一个与汽车底盘固定的带有节流小孔的活塞和一个与悬架或车桥固定的圆柱形贮液筒组成。
门罗在1933年为赫德森制造的汽车装用了第一个采用原始液压减振器的汽车。
到了二十世纪三十年代末，双作用减振器在美国生产的汽车上被普遍采用。
到了二十世纪六十年代，欧洲采用的杠杆式液压减振器占了优势，这种减振器与哈德福特的摩擦式减振原理相似，但使用的是液流而不是摩擦缓冲衬垫。
减震器是汽车悬挂系统中的重要组成部分，以改善汽车行驶的平顺性。
按产生阻尼的材料减震器可以分为液压式和充气式减震器，这两种都是定阻尼减震器，还有一种应用于高档汽车的可调阻尼减震器。
第一个使用的液压减震器出现于20世纪10年代，其原理为油液流经橡胶制成的中空节流通道产生的阻尼可以让振动衰减。
目前国内外汽车普遍使用的是液压减震器，液压减震器可分为单筒液压减震器和双筒液压减震器，双筒液压减震器在压缩和伸张状态都有设定好的阻尼力，稳定性能较好，所以应用广泛。
[2]
图1减震器
1.2双筒液压减震器工作原理及优点
当汽车行驶过程中遇到颠簸时，车身与车轮之间会产生相对移动。
在车身远离车轮时，活塞向下移动，导致下腔的油液由于压力升高经过流通阀而流入上腔。
由于活塞杆的存在，上腔容积的增加小于下腔容积的减小，使得部分油液推开压缩阀进入储油缸筒。
反之，当车身原理车轮是，下腔会产生真空，储油缸的油液推开补偿阀进入下腔。
这些阀的节流作用对悬架启动会的阻尼作用。
[3]
该减震器广泛应用在汽车悬架系统之中，且在压缩和伸张行程中都能起到减震作用，因此它又叫做双向作用式减震器。
组件包括：
1.活塞杆；2.工作缸筒；3.活塞；4.伸张阀；5.储油缸筒；6.压缩阀；7.补偿阀；8流通阀；9.导向座；10.防尘罩；11.油封。
双向作用筒式减振器工作原理说明。
在压缩行程时，指汽车车轮移近车身减振器受压缩，此时减振器内活塞3向下移动。
活塞下腔室的容积减少，油压升高，油液流经流通阀8流到活塞上面的腔室（上腔）。
上腔被活塞杆1占去了一部分空间，因而上腔增加的容积小于下腔减小的容积，一部分油液于是就推开压缩阀6流回贮油缸5这些阀对油的节约形成悬架受压缩运动的阻尼力。
减振器在伸张行程时，车轮相当于远离车身，减振器受拉伸。
这时减振器的活塞向上移动。
活塞上腔油压升高，流通阀8关闭，上腔内的油液推开伸张阀4流入下腔。
由于活塞杆的存在，自上腔流来的油液不足以充满下腔增加的容积，主使下腔产生一真空度，这时储油缸中的油液推开补偿阀7流进下腔进行补充。
由于这些阀的节流用对悬架在伸张运动时起到阻尼作用。
由于伸张阀弹簧的刚度和预紧力设计的大于压缩阀，在同样压力作用下，伸张阀及相应的常通缝隙的通道载面积总和小于压缩阀及相应常通缝隙通道截面积总和。
这使得减振器的伸张行程产生的阻尼力大于压缩行程的阻尼力，达到迅速减振的要求。
图2筒式减震器图3筒式减震器工作示意图
双筒式减振器具有如下的优点：
使用广泛、制造成本低，使结构简化，重量减轻、
性能也较为稳定，而且是双向作用，在压缩与伸张的状态下都有设计好的阻尼力，
所以在各个工况
1.3项目名称和要求
项目名称：
汽车减震器的结构设计；
要求：
根据比亚迪S6参数，设计一款能达到其性能要求的减震器。
减振器的设计有两个基本质量要求：
一是外特性必须满足车辆悬架的性能需求；二是无畸变；
1.4项目分析
根据其要达到的性能要求，进行数据计算和分析；作图分析；各部件的参数确定；各部件的选材；液压油的选择。
设计减振器时应当满足的基本要求是，在使用期间保证汽车行驶平顺性的性能稳定。
1.4.1双筒式减振器的外特性设计原则
对外特性的基本设计依据，需要研究车身的振动。
车身的振动又取决与轮轴的振
动。
轮轴的振动同时受上、下两端的影响，与车轮的阻尼有关。
车轮的激振力等于悬架质量的惯性力和轮轴质量的惯性力之和。
同时车轮的激振力又决定了车轮的接地性能，是行驶安全性的重要尺度，在悬架系统中配置适当的减振器，能有效的阻尼车身振动，保证良好的平顺性。
通过查阅资料可以知道，增大相对阻尼系数将有效的抑制车身加速度和车轮动栽增大，但是增大相对阻尼系数虽然有利于降低车身动载，但车身的加速度会相对于阻尼系数的增大而增大。
因此在高的激振情况下，减振器的作用加剧了车身的振动，降低了舒适性，但减振器此时由于对车轮动载有抑制作用，却能提高行驶的安全性。
因此外特性的设计应该有两个基本方面的意义：
一是使减振器的外特性与车辆悬架振动特性相匹配；二是在复杂的运行工况下，能较稳定的保持这种相适应的外特性。
车辆在复杂的运行工况下，减振器的相对稳定地保持其外特性的预期设计能力，是评价悬架减振器减振效能和等级质量的决定性标志。
[4]
1.4.2减震器参数
减震器中涉及的参数较多，大致分为以下几类：
（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。
（2）减振器结构参数
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。
（3）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。
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。
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。
[5]
第二章参数的计算
比亚迪S6主要参数
查的比亚迪S6的数据如下：
长×宽×高（mm）
4810×1855×1680
轴距（mm）
2720
最小离地间隙（mm）
130
整车质量（kg）
1620
表2.1比亚迪S6的主要参数
2.1悬架静挠度的计算
悬架是汽车的车架与车桥或车轮之间的一切传力连接装置的总称，其作用是传递作用在车轮和车架之间的力和力扭，并且缓冲由不平路面传给车架或车身的冲击力，并衰减由此引起的震动，以保证汽车能平顺地行驶。
[6]
悬架静挠度概念；悬架静挠度，是指汽车满载静止时悬架上的载荷Fw与此时悬架刚度c之比，即=Fw／c。
汽车前、后悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车行驶平顺性的主要参数之一。
悬架的静挠度直接影响车身振动的偏频。
fc=Fw/C①式中FW=mg-静止时悬架的刚度；
n=1/2π√C/M②式
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：
联立①②式可得fc=g/4π²n²，（2-1）
取n=1.0可得fc=248.5mm。
2.2相对阻尼系数
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。
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：
ψ=δ/2√cm（2-2）
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。
上式表明，相对系数Ψ的物理意义是：
减振器的阻尼作用在与不同刚度c和不同
簧上质量ms的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。
Ψ值大，振动能迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身；Ψ值小则反之。
通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数Ψy取的小些，伸张行程的相对阻尼系数Ψs取得大些。
两者之间保持Ψy=（0.25~0.50）Ψs.
2.3阻尼系数的确定
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[7]。
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。
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。
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α=0。
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。
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。
相对阻尼系数ξ用来衡量簧上质量振动衰减的快慢。
减震器的压缩过程和伸张过程ξ往往是不同的。
在压缩过程中ξy取小值，在伸张过程中ξS取大值，一般ξY=（0.25-0.5）ξS。
相对无摩擦的悬架平均相对阻尼系数ξ的取值范围为（0.25-0.35）。
取ξY=0.4ξS，ξ=0.3而ξ=ξY+ξS/2可得ξY=0.43，ξS=0.17。
减震器的阻尼系数ζ=2ξωms/cos2α，其中w=2πn，n为固有频率由2.1知，取为1.0；ms为簧上质量；α减震器安装角度，一般取为30°；由此求得:
ζ=2×0.3×2π×1.0×1680/（4×cos²30°）=2110.1NS/m。
（2-3）
2.4最大卸载力的计算
最大卸载力就是当减震器活塞速度达到一定值时，减震器打开卸载阀，此时活塞的速度就是卸载速度Vx.，此时活塞所受的力即为最大卸载力。
卸载速度νx=Aωacosα，vx一般为0.15～0.30m/s,取0.2m/s[7]
式中A为汽车振幅，取为±35mm；α为减震器下横臂上的联接点到下横臂与车身铰接之间的距离取为780mm。
由此可以计算得到
νx=0.163ms最大卸载力Fm=Cζν，式中C取为1.5，则：
Fm=1.5*2110.1NS/m。
*0.163=515.9N.（2-4）
2.5工作缸直径和减震器活塞行程的确定
根据最大卸载力进行工作缸直径的计算。
由公式d=√4Fm/πP（1-λ）²。
（2-5）
Fm由2.3.确定；
【p】为工作缸允许的最大压力值，取（3～4）Mpa；本次设计取为3.5MPa；
λ为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减震器取λ＝0.40～0.50；本次设计取为0.4。
计算结果得d=22.8mm，
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》，如表2.2。
将工作缸直径D圆整为标准系列直径为30mm；初选壁厚取为2mm，材料选用20钢。
表2.2筒式减振器工作缸直径（mm）
工作缸直径D
20
30
40
（45）
50
65
注：
表中有括号者，不推荐使用。
由于已经知道了减振器的工作缸直径D=30mm，根据表2.3确定减振器的复原阻
力在1000—2800之间和压缩阻力不大于1000，可以确定其大概的复原阻力和压缩阻力分别是1800N和700N。
2.6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，并参照表2.4和表2.5设计要求来选取标准值，故选取活塞行程为180㎜。
表2.3复原阻力和压缩阻力取值（N）
工作缸直径D（mm）
复原阻力
压缩阻力
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2.4减振器设计尺寸（㎜）
工作缸
直径D
基长
贮液筒最
大外径
D1
防尘罩最
大外径
D2
压缩到底
长度
minL
允差
最大拉伸
长度
maxL
允差
l
（HH型）
l
（CG型）
l
（HG型）
（GH型）
20
90
70
80
34
40
+3
负值不限
+4
负值不限
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
60
210
130
170
90
102
注：
1、基长（l1、l2、l3）为设计尺寸，其值为minL−S。
2、S为行程。
3、压缩到底长度Lmin=l+S。
4、最大拉伸长度maxL=l+2S。
2.7液压缸壁厚、缸盖、活塞杆和最小导向长度的计算
2.7.1、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。
计算公式如下式：
δ≥PyD/2[σ]（2-6）
式中：
yP—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：
[σ]—缸筒材料的许用应力。
其值为：
铸铁：
[σ]=100～110MPa。
计算得：
δ≥pD/2[σ]=1.5*3*10^6*30/2*100*10^6=0.675
表2.5减振器活塞行程（㎜）
工作缸直径D
活塞行程S
100
110
120
130
140
150
160
170
180
190
200
210
220
230
240
20
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
30
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
40
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
（45）
-
-
-
-
-
-
-
-
-
-
50
-
-
-
-
-
-
-
-
65
-
-
-
-
-
-
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。
确定后，由强度条件确定壁厚；然后求出缸筒外径D1。
后厚δ与内径D的比值小于0.1时，称为薄壁缸筒壁厚的校核按照材料力学薄壁圆筒公式计算。
在设计中选定的缸筒壁厚为2㎜，内径D为30㎜。
δ/D=2/30=0.066
因为比值小于0.1，故
δ≥PD/2[σ]（2-7）
式中：
p—液压缸的最大工作压力；
δ—缸筒材料的抗拉强度极限；
n—安全系数，一般取n=5；
[σ]—活塞杆材料的许用应力,[σ]=bσ/n。
取设计中的工作压力3MPa内径D已知为30mm。
查阅GB699—88取bσ=376MPa
[σ]=376/5=75.2
δ≥PD/2[σ]=3*30/2*75.2=0.6
设计的壁厚为2㎜，符合强度要求。
2.7.2、液压缸的稳定性验算
按照材料力学的理论，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
F≤FK/nK（2-8）
式中：
F—液压缸最大推力；
FK—液压缸的稳定临界力；
nK—稳定性安全系数，一般取Kn=2～4。
的稳定临界力值与活塞杆和缸体的材料、长度、刚度、及其两端的支撑状
况等因素有关。
l/d=280/20=14
因为当l/d>10时要进行稳定性校核，依据长度折算系数知
l/d=（300+166.9）/16=29.1
故需要对液压缸进行稳定性验算，由式与式可知：
λ=1*280/r=1*280/0.25=1120>λ1
表2.6稳定校核相关系数
材料
a
b
λ1
λ2
钢（Q235）
3100
11.40
105
61
钢（Q275）
4600
36.17
100
60
硅钢
5890
38.17
100
60
铸钢
7700
120
80
-
经过校核，液压缸稳定性符合要求。
2.7.3、缸盖厚度的计算
一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可以用下面公式进行近似计
算。
无孔时t≥0.433D2√PyD2/[σ]（D2-d0）（2-9）
式中：
t—缸盖有效厚度（m）；
D2—缸盖止口内径（m）；
d0—缸盖孔的直径（m）；
[σ]−−材料许用应力；
Py------实验压力；
因为活塞杆的直径为20mm，所以dmmo=20，而储液筒的最大外径48mm，
除去筒壁厚度3mD42mm
经计算得
t≥0.0061ｍ
2.7.4、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。
活塞杆（或前叉管）材料一般采用35、40、45、40Cr等冷拉圆钢.其硬度为HRC18～HRC32。
取活塞杆的材料为45#钢，硬度为HRC18。
由于活塞的行程S为200mm，活塞杆的长度应该大于活塞的行程，初步确定活塞
杆的长为220mm。
2.7.5、对杆强度进行
活塞杆的强度校合，前面已经得知活塞的复原阻力和压缩阻力分别是1800N和700N。
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
F≤FKD/nK≥80mm（2-10）
式中：
F—液压缸最大推力；
FK—液压缸的稳定临界力；
nK—稳定性安全系数，一般取Kn=2～4
液压缸的稳定临界力值与活塞杆和缸体的材料、长度、刚度、及其两端的支撑状况等因素有关。
经计算活塞杆材料的许用应力＜材料的屈服强度；符合设计要求。
2.7.6最小导向长度的确定
当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向
长度。
如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度增大，影响减振器工作的稳定性，
因此必须要保证有一定的导向长度。
对于一般液压缸，最小导向长度H应满足式
的要求：
Ｈ≥
＋
=25mm（2-11）
式中：
L—液压缸的最大行程；
D—缸筒内径。
2.8活塞及阀系的尺寸计算
1、活塞尺寸的计算
活塞的宽度B由公式B=（0.6～1.0）D得，取B=19mm。
导向套滑动面的长度A，
在D<80mm时，取A=（0.6～1.0）D，当D>80mm时，取A=（0.6~1.0）d，所以取A=1.0D，A=30mm≥25mm符合要求，活塞的内径取6mm。
第三章 液压缸的结构设计
3.1、缸体与缸盖的连接形式
缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关。
主要的几
种连接形式有：
法兰连接、螺纹连接、外半环连接和内半环连接。
本次设计选择螺纹连接；相对于其他连接方式选择使用螺纹连接。
原因主要有几点：
（1）结构简单、成本低；
（2）容易加工、便于拆装；（3）强度较大、能承受高
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