减震器的特性分析与仿真毕业设计

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1、摘 要摘 要减振器特性仿真可以验证减振器参数设计是否合理，及时发现设计中存在的问题，减少试验次数和费用，加快减振器设计和开发，具有很重要的经济效益和社会效益。然而，对减振器特性仿真的研究，目前，国内外大都是利用现成的仿真软件,模型所需要参数大都需要试验获得，难以建立准确可靠的仿真模型,特性仿真数值不可靠。本文对减振器结构和原理、各阻尼构件和局部节流压力损失进行了分析，对节流阀片阀口开度进行了探讨。利用弯曲变形解析计算式，根据节流压力与流量以及速度之间关系，建立了减振器两次开阀速度点。在此基础上，根据开阀前、后的油路模型，对减振器开阀前、后的特性进行了深入地分析，建立了减振器特性分段数学模型。利

2、用Matlab软件，对减振器特性模型施加一定频率和幅值的谐波激励，对减振器内、外特性进行仿真，并且对减振器特性影响因素进行了分析。通过特性试验值与特性仿真值比较可知：所建立的减振器特性仿真模型是正确，特性仿真值是可靠的，对减振器设计和特性仿真具有重要的参考应用价值。关键词：车辆工程，筒式减振器，分段数学模型，特性仿真，影响因素AbstractThe characteristic emulation of the shock absorber can validate whether the designed parameter is proper or not, find the proble

3、ms on time on the way of the designing, so experimentation and the expenditure can be reduced, then the shock absorbers design, exploiture and yield can be greatly prompted.Therefore it is very import to the benefit of economy and society that the research of the characteristic emulation .Now the re

4、search of the characteristic emulation are mainly base on the ready-made software in homeland and fremdness. Because founding the precise model is rather difficult that the numerical value which is get by the characteristic emulation is uncertainty.For the characteristic emulation existing problems,

5、 the thesis analyzed the structure and principle of the shock absorber, the damping component and the lossing of local pressure of throttle and the uncorking of the throttle valves.Using curved distortional resolvable calculate formulate , we can get the two critical velocity of shock absorber.Hereo

6、n bases , by analyzing fore-and-aft oil routes model and the characteristic emulation of the shock absorber , veracious and effective parted mathematics model of the shock absorber is established . By using the Matlab software to impose some frequency and breadth value on the shock absorber , emulat

7、ed inside and outside of characteristic of the shock absorber and analysed effectible factors of shock absorber.By comparing the characteristic examinational value and the characteristic emulational value ,we can know the mathematics model is precise , .and the characteristic emulational value is de

8、pendable , It is referential importance for the design of shock absorber and the characteristic emulation. Key words: Vehicle engineering , Cylinder shock absorber , Characteristic modeling , Emulation , Effect factors II毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文

9、中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得 及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。作 者 签 名： 日 期： 指导教师签名： 日期： 使用授权说明本人完全了解 大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。作者签名： 日

10、期： 学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。作者签名： 日期： 年 月 日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权 大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编

11、本学位论文。涉密论文按学校规定处理。作者签名：日期： 年 月 日导师签名： 日期： 年 月 日指导教师评阅书指导教师评价：一、撰写（设计）过程1、学生在论文（设计）过程中的治学态度、工作精神 优 良 中 及格 不及格2、学生掌握专业知识、技能的扎实程度 优 良 中 及格 不及格3、学生综合运用所学知识和专业技能分析和解决问题的能力 优 良 中 及格 不及格4、研究方法的科学性；技术线路的可行性；设计方案的合理性 优 良 中 及格 不及格5、完成毕业论文（设计）期间的出勤情况 优 良 中 及格 不及格二、论文（设计）质量1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？ 优 良 中 及格 不及格2、是

12、否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？ 优 良 中 及格 不及格三、论文（设计）水平1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义 优 良 中 及格 不及格2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？ 优 良 中 及格 不及格3、论文（设计说明书）所体现的整体水平 优 良 中 及格 不及格建议成绩： 优 良 中 及格 不及格（在所选等级前的内画“”）指导教师： （签名） 单位： （盖章）年 月 日评阅教师评阅书评阅教师评价：一、论文（设计）质量1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？ 优 良 中 及格 不及格2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？ 优 良 中

13、及格 不及格二、论文（设计）水平1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义 优 良 中 及格 不及格2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？ 优 良 中 及格 不及格3、论文（设计说明书）所体现的整体水平 优 良 中 及格 不及格建议成绩： 优 良 中 及格 不及格（在所选等级前的内画“”）评阅教师： （签名） 单位： （盖章）年 月 日目 录教研室（或答辩小组）及教学系意见教研室（或答辩小组）评价：一、答辩过程1、毕业论文（设计）的基本要点和见解的叙述情况 优 良 中 及格 不及格2、对答辩问题的反应、理解、表达情况 优 良 中 及格 不及格3、学生答辩过程中的精神状态 优 良

14、中 及格 不及格二、论文（设计）质量1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？ 优 良 中 及格 不及格2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？ 优 良 中 及格 不及格三、论文（设计）水平1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义 优 良 中 及格 不及格2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？ 优 良 中 及格 不及格3、论文（设计说明书）所体现的整体水平 优 良 中 及格 不及格评定成绩： 优 良 中 及格 不及格（在所选等级前的内画“”）教研室主任（或答辩小组组长）： （签名）年 月 日教学系意见：系主任： （签名）年 月 日目 录摘 要IAbstractI

15、I第一章 引 言11.1课题的背景和目的11.1.1 研究背景11.1.2 研究目的11.2 减振器研究现状21.3 本论文研究内容2第二章 油液介质及其流动特性32.1 油液特性32.2 油液流动52.2.1 油液流动公式52.2.2 油液流动分析62.2.3 局部损失叠加原理72.3本章小结8第三章 汽车筒式减振器阻尼构件分析93.1 常通节流孔93.2 叠加阀片等效厚度与阀口开度93.2.1 叠加阀片等效厚度93.2.2 阀口开度103.3 节流缝隙113.4 活塞缝隙113.5 活塞孔113.5.1 活塞孔沿程阻力损失123.5.2 活塞孔局部阻力损失123.5.3 活塞孔等效长度的确

16、定133.6本章小结14第四章 筒式减振器的工作原理及特性分析154.1 筒式减振器的工作原理154.1.1 复原行程154.1.2 压缩行程164.2 复原行程特性分析164.2.1 复原行程开阀速度点164.2.2 复原初次开阀前特性分析194.2.3 复原初次开阀后特性分析204.2.4 复原二次开阀后特性分析234.3 压缩行程特性分析254.3.1 压缩行程开阀速度点254.3.2 压缩阀初次开阀前特性分析264.3.3 压缩阀初次开阀后特性分析274.3.4 压缩阀二次开阀后特性分析294.4 本章小结31第五章 汽车筒式减振器特性仿真325.1 减振器特性仿真的数学模型325.2

17、 运动特性仿真335.3 减振器外特性仿真345.3.1 速度特性仿真355.3.2 示功图仿真365.3.3 特性验证365.4 减振器内特性仿真375.5节流阀开度仿真385.6本章小结39第六章 减振器特性影响因素分析406.1 阀片厚度对减振器特性的影响406.2 常通节流孔的大小、对减振器特性的影响406.3 阀片预变形量对减振器特性的影响416.4 活塞杆直径对减振器特性的影响416.5 温度对减振器特性的影响426.6 本章小结43结 论44参考文献45致 谢47附 录 相关的MATLAB程序48第一章 引 言第一章 引 言1.1课题的背景和目的1.1.1 研究背景对汽车而言，优

18、良的乘坐舒适性与操作稳定性是至关重要的。悬架系统性能的好坏直接关系到这两点是否理想。而影响悬架系统特性的重要构成元件就是减振器，所以理想的减振器特性可以提高汽车行驶平顺性和乘坐舒适性。汽车减振器特性决定和影响车辆的行驶平顺性和乘坐舒适性，而减振器特性试验费用很高，应对减振器设计结果进行特性仿真，这样就可以及时发现减振器设计所存在的问题，对设计进行修改，减少试验费用，加快设计开发速度，提高减振器阀系参数设计质量。因此，减振器特性仿真研究，具有很大的经济效益和社会效益。虽然有一些研究机构对减振器的仿真进行研究，但因无准确的优化设计方法，难以得到准确、可靠设计参数，只能利用仿真软件，借助试验的得到的

19、部分或全部参数，这样不能准确反映减振器特性中起决定作用节流阀开度、流量和压力之间的关系。即使有学者曾经建立数学模型对减振器特性进行仿真，也仅仅是采用近似公式，而且，特性仿真结果与实际结果数值相差很大。因此，目前应研究基于减振器具体结构和节流阀片精确变形计算的基础上，依据减振器运动速度建立减振器特性精确仿真的分段数学模型，实现不依赖于试验参数而对减振器特性进行精确数字仿真。1.1.2 研究目的（1） 通过特性分析、特性仿真等进行分析研究，建立准确有效的减振器仿真的数学模型。研究减振器的速度特性有助于减振器的优化设计，对减振器的改进和发展有重要作用。（2） 通过对减振器特性仿真研究，可以验证或预测

20、减振器参数设计是否合理，及时发现设计中存在的问题，这样就可以减少试验次数和费用，提高设计效率和准确性，加快减振器设计、开发和生产。（3） 通过建立减振器特性分析和仿真的数学模型，对减振器进行数字特性仿真，为减振器精确特性仿真提出了新的模型和方法。1.2 减振器研究现状国内外学者已对减振器的特性建模方法开展了大量的研究工作, 目前主要应用的有两种方法：一、对减振器的仿真分析大多是利用现成的仿真分析软件，建立特性仿真模型，对减振器进行仿真。然而，这种特性仿真方法，在模型建立过程中所需的模型参数很大程度上依赖于试验来获得。所以，很难建立准确的特性仿真模型，仿真结果不可靠。二、目前也有利用分段函数的方

21、法来建立特性仿真模型，进行仿真分析。但是现在阀片弯曲变形量的计算公式大多是由手册查得的近似公式，计算结果不准确，所以该方法也不可靠。1.3 本论文研究内容本论文以汽车筒式减振器特性分析和仿真为主要研究内容，具体包括以下几部分：（1） 对减振器工作油液的技术性能和油样特性进行了分析研究；并对油液流经各节流处的流量和节流压力的关系、局部和沿程压力损失系数进行了分析；为以后对减振器的工作原理和阻尼特性分析打下基础。（2） 对减振器的各阻尼构件进行深入的研究，确定油液流经常通节流孔、活塞孔、节流缝隙和活塞缝隙时压力和流量的关系；并分析油液在流经活塞孔以及复原阀体内腔时的局部阻力损失，利用叠加原理将局部

22、阻力损失进行叠加，并折算成活塞孔长度。（3） 对减振器进行特性分析。建立减振器两次开阀速度点，为建立分段数学模型创造条件。在此基础上，根据开阀前、后的油路模型，对减振器开阀前、后的特性进行了深入地分析，建立减振器特性分段数学模型。（4） 对减振器特性进行综合仿真。其中包括减振器内特性仿真和外特性仿真。创造性地提出了利用分段仿真数学模型对减振器内、外特性仿真分析的方法，利用该方法可对减振器内部各阀的流量、压力、开度等进行仿真研究分析。（5） 研究了各种参数对减振器特性的影响，并且利用相关程序对各参数对减振器特性的影响进行了定性和定量的分析。第二章 油液节制及其流动第二章 油液介质及其流动特性减振

23、器是汽车悬架系统的主要阻尼元件。其工作机理是依靠减振器活塞与缸体的相对运动，促使其内腔液体不断流经控制阀，利用液体流动的阻力来消耗汽车振动时的能量。阻尼力主要是由油液和各阻尼构件互动作用产生的。因此，油液特性和各阻尼构件都对减振器特性具有重要影响。2.1 油液特性油液介质主要是矿物油型液压油。它是在石油精炼油液基础上, 加入各种添加剂调合而成的，具有以下主要物理性质。（1） 可压缩性油液压缩性指液体受压力作用体积减小的性质。 压力为、体积为的液体，如压力增大时，体积缩小，则此液体的压缩性可用体积压缩系数，即单位压力下的体积相对变化量来表示。 液体体积压缩系数的倒数，称为体积弹性模量K，简称体积

24、模量。即。液压油液的体积模量和温度、压力有关：温度增大时，K值减小，压力增大时，K值增大，但这种变化不呈线性关系，当时，K值基本上不再增大。液压油液中如混有气体时，K值将大大减小。油液体积模量很大, 例如矿物油液K=( 114210) 109 Nm- 2。减振器油液压力一般不大, 在研究减振器静态特性时, 油液压缩性可忽略不计; 在研究减振器动态特性时, 油液压缩性为必须考虑的重要因素；当油液中混有气体时, 油液压缩性显著增加, 体积模量则相对减小。（2） 粘性液体在外力作用下流动（或有流动趋势）时，分子间的内聚力要阻止分子相对运动而产生一种内摩擦力，这种现象叫做液体的粘性。油液粘性可用运动粘

25、度或动力粘度来表达，它们的关系为：其中，为油液动力黏度，为运动黏度，为油液密度液体的粘度随液体的压力和温度而变化。对液压油液来说，压力增大时，粘度增大。但在一般液压系统使用的压力范围内，增大的数值很小，可以忽略不计。液压油液的粘度对温度的变化十分敏感，温度升高，粘度下降。油液粘度受温度和压力影响，且对温度影响特别敏感。油液粘度随温度和压力的变化特性, 分别称为油液的粘温特性和压粘特性。油液粘度随温度和压力的变化规律, 可以利用指数形式表示为 (2-1)为温度为，压力为使得油液黏度；为温度为，压力为时的油液黏度；为压黏系数，通常情况下油液压黏系数；为黏温系数，在通常情况下油液温黏系数。可知, 温

26、度对油液粘度影响很大, 而压力对油液粘度影响很小。在工程设计计算中，当压力很小时，常不计压力对油液黏度的影响。（3）抗磨性油液抗磨性与油液粘度无关, 是指油液中加入耐磨添加剂, 在对偶表面成润滑膜而减小磨损的一种性能。在油液介质中加入油性添加剂或耐磨抗磨损添加剂, 可以提高油液的抗磨性。对于具有重载、交变而又高速滑动摩擦副的液压系统, 常常对油液的抗磨性提出要求。（4）氧化稳定性和热稳定性氧化稳定性指油液抵抗与空气中氧或其它含氧物质发生化学反应能力。油液氧化可能导致油液形成固体沉淀物、胶状物和酸性物质, 使元件锈蚀、堵塞和加剧磨损。热稳定性指油液在高温时抵抗化学反应和分解能力。当温度达到某一温

27、度时, 油液将会产生一些裂化或聚合作用, 产生一些挥发性物质、树脂状物质、焦油甚至焦炭。因此, 油液不宜在高于极限温度条件下工作。（5）抗乳化和水解稳定性防止油液与水混合形成乳化液的能力称为抗乳化性。油液抵抗与水起化学反应的能力称为水解稳定性。水解变质的油液将会降低油液粘度、增加腐蚀性。油液中存自由状态的水往往会形成乳化液, 从而对减振器特性产生影响。因此, 在油液中加入适量的抗乳化剂, 可提高油液抗乳化特性。（6）防锈蚀性油液防止与其接触的金属材料生锈、受侵蚀的能力称为防锈蚀性。减振器元件生锈会严重影响减振器特性和寿命。为了提高油液防腐蚀性, 油液中添加防锈蚀剂, 使油液在金属表面形成牢固的

28、吸附膜或与金属表面化合形成钝化膜, 防止金属锈蚀。综上所述，液压油液对减振器的影响是很大的，所以对减振器用油的选择必须根据减振器的具体要求再联合液压油液的性质具体选择液压油液，只有这样才能使减振器工作在最佳状态，本文所采有的液压油液的性质如表2.1所示。表 2.1 减振器选用油样的物理、化学特性指标物理特性化学特性特性密度动力粘度()酸性盐性数值8900.090.162.2 油液流动2.2.1 油液流动公式（1）细长孔管中流动细长孔管中流动是液压系统中最常见流动状态，因此，研究它具有重要的实际意义，例如，活塞节流孔就属于这种情况。当动力黏度为油液，流经直径为，长度为（等效长度）得圆管，由哈根-

29、泊萧叶（Hagen-poiseiulle）定理，可得流量与节流压力之间关系为： （2-2）对减振器参数设计和仿真时，活塞节流孔的节流压力就是利用该公式分析计算的。（2）孔口出流孔口出流是相对于薄壁小孔和厚壁小孔而言的。设孔的直径为，长度为，当时，则为薄壁小孔；当时，否则为厚壁小孔。两种孔口出流，虽然流量与节流压力关系相同，但是孔口的流量系数不同，节流压力与流量之间关系为： （2-3）其中，孔口的面积；为孔口的流量系数。薄壁小孔的流量系数为。（3）缝隙流动汽车筒式减振器的油液流动可能有三种缝隙流动，分别为平行平面缝隙流动、平行圆盘缝隙流动和偏心圆环缝隙流动，在减振器参数设计和特性分析中非常重要。

30、1. 平行平面缝隙流动设平板为静止，即，当油液流经长度为，宽度为，高度为的平行缝隙时，其流量与节流压力之间的关系为 （2-4）2. 平行圆盘缝隙假设油液流境内半径为，外半径为，高度为的平行圆盘时，其流量与节流压力之间关系为 （2-5）3. 偏心圆环缝隙假设活塞运动速度为，活塞长度为，直径为，平均缝隙为，偏心率，则流经偏心圆环缝隙得油液，其流量与节流压力之间关系为 （2-6）2.2.2 油液流动分析油液在流动过程中有两种运动状态, 分别为层流和紊流。液体流动时究竟是层流还是紊流，须用雷诺数判别。为油液运动速度，为管道直径，为运动黏度。在工程上常用雷诺数来判断油液的流动状态。当雷诺数时，油液流动状

31、态为层流；当雷诺数时，油液流动状态即为紊流。对于非圆形油路，管路直径可以用水力半径来计算。在工程中所使用油液一般为矿物油，粘度较大且管中油液流速不大（一般小于6m/s），因此多数为层流。当油液流经阀口或弯曲较大的节头时才会形成紊流。2.2.3 局部损失叠加原理（1） 沿程阻力损失层流状态下，沿程阻力系数为紊流状态下，沿程阻力系数为（2）局部阻力损失 下面介绍减振器设计和仿真中，常见的几种局部阻力系数管道局部扩大，由包达定理得到理论公式为： （2-7）突然扩大局部阻力系数，经过阿切尔（Archer）精密仪器测试认定，该局部扩大阻力系数是可靠的。假设油液有大管道进入小管道，形成一个过流断面最小的收

32、缩面，其面积为，令 （2-8）称为收缩数，突然缩小的局部阻力系数与收缩数有关。在不同结构下的和局部阻力系数的关系见下表2.2所示。A2/A10.010.10.20.30.40.50.60.70.80.91.00.6180.6240.6320.6430.6590.6810.7120.7550.8310.8921.000.4900.4690.4310.3870.3430.2980.2570.2120.1610.070.00表2.2突然缩小的收缩系数与局部阻力系数折管的流动方向十分复杂。由于流动惯性，在折管的内侧，往往流线分离而形成涡流。有关学者通过实验总结出了折管在角度为的阻力系数可以将局部压力损

33、失换算成直管的等效长度： （2-9）2.3本章小结本章主要对流体力学知识进行了汇总，首先掌握了这些知识才能够为以后计算和分析打下基础。其中，包括：（1）对减振器的油液介质的物理特性和技术性能指标等知识进行了分析，为油液的设计和选择提供了参考依据。（2）对减振器油液的流动性质和局部损失叠加原理进行了介绍。第三章 汽车筒式减振器阻尼构件分析第三章 汽车筒式减振器阻尼构件分析减振器通常由活塞及活塞杆、流通阀、压缩室、复原室、补偿室、底阀等组成。在对减振器进行特性分析时，应考虑常通节流孔、活塞孔、活塞缝隙，同时还要考虑局部节流损失。下面对节流阀的具体结构及节流压力与流量的关系进行分析。3.1 常通节流

34、孔常通节流孔是由节流阀片上的多个小矩形节流孔构成的。常通节流孔可看作是小孔节流，因此，式（2-3）可知，其节流压力与流量之间的关系可表示为 （3-1）式中， 节流孔流量系数，由节流孔的类型所决定；为复原常通节流孔压力；为常通节流孔总面积，是由带孔阀片厚度和常通节流孔宽度和个数决定的，即 ，其中，为常通节流孔宽度，为节流孔的个数，为带孔节流阀片的厚度。3.2 叠加阀片等效厚度与阀口开度减振器节流阀片大都是利用多片节流阀片叠加，以满足减振器不同特性要求。为精确、可靠地对减振器进行特性分析，必须对节流阀片的弯曲变形以及在节流阀阀口位置的有效开度进行研究，同时必须对叠加节流阀片以及等效厚度对节流阀开度

35、的影响进行研究。3.2.1 叠加阀片等效厚度减振器环形弹性节流阀片中间是固定约束，有效内圆半径为(考虑安装尺寸)，外圆半径为 ，阀片的厚度为，所受的压力为，在半径处的弯曲变形量为，如图1 所示。图1 减振器节流阀结构简图 (1) 片不同厚度阀片的叠加 对于片不同厚度的节流阀片叠加，可看作为长度相同，而弹性系数不同的弹簧并联，因此，利用弯曲变形系数可得因为，由上式可得不同厚度叠加阀片的等效厚度为 (2) 片相同厚度阀片的叠加相同厚度叠加阀片可看作上述片不同厚度阀片叠加的特殊，因此，由上式可得叠加阀片等效阀片厚度为 (3) 组不同厚度阀片叠加设有组阀片厚度和片数分别为，；，；，。因此，可看作上述两

36、种情况的组合，所以组不同厚度叠加阀片等效厚度为通过上述对叠加阀片分析可知，叠加阀片等效厚度与个叠加阀片厚度之间具有如下关系：(a) 叠加阀片等效厚度为各个叠加阀片厚度3次方之和的3次方根；(b) 叠加阀片等效厚度大于最厚弹性阀片的厚度，即；(c) 等效厚度远小于各叠加阀片的厚度之和，即；(d) 两片叠加阀片厚度相差很大，则可以直接用最厚阀片的厚度代替等效厚度。3.2.2 阀口开度汽车减振器正常工作速度比较低，节流压力比较低，阀片变形可看作是小挠度弯曲变形。因此，根据阀片弯曲变形系数计算方法，阀片在阀口位置半径处的变形量，可表示为 （3-2）式中，为节流阀片在阀口位置半径处的弯曲变形系数；为叠加

37、阀片的等效厚度；为阀片所受均布压力。节流阀开度是由阀片在阀口半径位置的总变形量和预变形量所决定的，即3.3 节流缝隙当减振器开阀后，节流阀片与阀片座端面之间形成平面环形节流缝隙，因此，由式（2-5）可知，阀片节流缝隙的节流压力与流量之间的关系可表达为 （3-3）式中，为油液动力粘度。3.4 活塞缝隙活塞缝隙大小是根据活塞和减振器缸筒内径的配合公差所决定的。其中，活塞与缸筒内径之间的最小配合间隙为，最大配合间隙为，则平均活塞间隙。因此，由式（2-6）可知，油液流经活塞缝隙的节流压力与流量的关系可表示为 （3-4）式中，为活塞缸筒内径；为流经活塞缝隙的流量；为活塞偏心率，一般；为活塞缝隙长度。3.

38、5 活塞孔 活塞孔均匀分布在活塞上，活塞孔直径和个数是系列化的。活塞孔属于细长孔，由式（2-2）可知，活塞孔节流压力与流量之间的关系可表示为 （3-5）式中，为活塞孔压力；为活塞孔的等效长度，数值等于活塞孔物理长度与局部损失的折算长度之和，即；为油液动力粘度。3.5.1 活塞孔沿程阻力损失由第二章分析可知，活塞孔油液的雷诺数为为活塞孔中油液流动速度，为管道直径，为油液的运动黏度。由于，则 （3-6）式中，为活塞孔的流量，为活塞孔总面积。（1）层流沿程阻力系数的确定当Re2300时，活塞孔中油液流动为紊流，其沿程阻力系数为由上可知，活塞孔的沿程阻力系数与速度有关。因此，在对减振器进行特性分析时，

39、应根据减振器不同速度，决定活塞孔的油液流动状态，采用不同的沿程阻力系数。3.5.2 活塞孔局部阻力损失油液在流经活塞孔以及复原阀体内腔时，会产生突然扩大、突然缩小和改变方向三处局部阻力损失，各局部阻力损失系数分别为、和。当油液由活塞孔流出时，截面会突然扩大，由第二章分析可知， （3-7）其中为活塞孔总面积；为活塞孔下方环形的面积。当油液流入活塞孔时，截面面积会突然缩小，它们的面积比 ，由表2-1 可计算出突然缩小时的局部损失系数突然改变方向时，查阅相关资料，可知时，3.5.3 活塞孔等效长度的确定利用叠加原理将局部阻力损失进行叠加，并将折算成活塞孔沿程阻力系数或常通节流孔流量系数。因此，复原阀

40、的局部阻力系数叠加，并折算成活塞孔长度为：因此，活塞孔的等效长度应该为孔的实际长度与局部阻力系数折算长度之和，即可知，活塞孔结构以及活塞运动速度影响活塞孔的等效长度。利用以上公式编写Matlab程序可绘出活塞等效长度随速度的变化曲线，如图3-2 所示。其中，活塞孔实际长度，活塞孔个数。 图3-2 活塞孔等效长度随速度变化曲线3.6本章小结本章在第二章液体流动分析的基础上针对所研究的汽车筒式减振器进行分析，将其各个结构做细致的研究，为下一章的建立分段建模仿真模型打下基础。其中包括：（1）确定常通节流孔、活塞孔、节流缝隙和活塞缝隙等阻尼构件应用的理论公式，即确定各结构流量和压力之间的关系。（2）对

41、液体流经活塞孔时的沿程阻力系数和局部阻力损失系数进行分析研究，由此确定活塞孔的等效长度。第四章 筒式减振器的工作原理及特性分析第四章 筒式减振器的工作原理及特性分析4.1 筒式减振器的工作原理减振器是汽车悬架系统的主要阻尼元件。其工作机理是依靠减振器活塞杆与缸体的相对运动，促使其内腔液体不断流经控制阀，从而使内腔孔壁与液体之间产生的摩擦力及流体分子间的内摩擦力做功并转化为热能。 汽车筒式减振器大都采用双筒式结构，有4个阀，分别是复原阀、补偿阀、压缩阀和流通阀，其中，复原阀和压缩阀对特性起决定性作用，其原理如图1所示。 图4-1减振器结构原理简图4.1.1 复原行程 减振器在复原行程工作时，活塞

42、相对工作缸向上运动。此时，复原阀和补偿阀工作，活塞缸筒上腔油压逐渐升高，上腔的油液经过复原阀流向下腔。当活塞速度较小时，节流阀片所受的节流阻尼力不足以克服阀片的预紧力，阀片不打开，上腔的油液通过活塞上的常通孔流向下腔。随着活塞运动速度的不断增大，上、下腔的压差也迅速提高，当压差作用在复原阀片上的力达到复原阀弹簧的预紧力时，复原阀开启，形成环状缝隙节流，从而形成节流阻尼力。但是，由于活塞杆的存在，自上腔流出的油液不足以充满下腔所增加的体积，于是补偿阀打开，油液经补偿阀从贮油缸流向工作缸下腔。此时这些阀的节流作用即造成对复原行程的阻尼力。4.1.2 压缩行程减振器在压缩行程工作时，活塞相对工作缸向

43、下运动。此时，下腔容积减小，油压升高，油液经流通阀流到上腔。由于上腔被活塞杆占去一部分体积，上腔内增加的容积小于下腔减小的容积，故还有一部分油液推开压缩阀流回贮油缸。压缩阀和流通阀阀对油液的节流便造成压缩行程的阻尼力。4.2 复原行程特性分析4.2.1 复原行程开阀速度点（1）初次开阀速度点减振器初次开阀速度点主要是由减振器节流阀片厚度、阀片预变形量和常通节流孔面积所决定的。减振器复原阀片初次开阀时的油路图如图4-2所示。图4-2 复原阀初次开阀油路图设复原阀片的预变形量为，当阀片在阀口位置变形量等于阀片预变形量时，减振器初次开阀。根据阀片变形计算公式，阀片所受初次开阀压力为 初次开阀时，阀片

44、所受压力等于常通节流孔节流压力差，即因此，常通节流孔开阀时的流量可表示为活塞孔和常通节流孔是串联的，即，因此，活塞孔的节流压力差可表示为其中， 为活塞孔的等效长度。此时，雷诺数Re可由公式求得，确定液体在各速度下的流动状态，确定沿程阻力损失系数。常通节流孔和活塞孔串联后与活塞缝隙并联，因此活塞缝隙节流压力差等于活塞孔节流压力差与常通节流压力差之和，即因此活塞缝隙的流量可表示为常通节流孔、活塞孔与活塞缝隙应满足油液连续性定理，即 由此可得出复原阀初次开阀速度为 （2） 二次开阀速度点复原二次开阀时，阀片变形与下限位挡圈接触达到最大开度，这时就相当于一个常通节流缝隙，油路图如图4-3 所示图4-3

45、 复原阀二次开阀油路图节流阀二次开阀时，阀片总变形量为 因此，根据节流阀片弯曲变形的计算公式，二次开阀时节流阀片上所受压力为常通节流孔与复原节流缝隙是并联的，即 因此，二次开阀时常通节流孔流量为 二次开阀时复原节流缝隙的流量为 常通节流孔和复原节流缝隙并联后与活塞孔串联，即因此，活塞孔节流压力为常通节流孔和活塞孔串联后与活塞缝隙是并联，即所以，流经活塞缝隙的流量根据油液连续性定理，可得减振器复原阀二次开阀速度为4.2.2 复原初次开阀前特性分析初次开阀前，常通节流孔上的压力小于阀片的预变形压力，油路如图4-2所示。常通节流孔开阀时的压力可表示为 （4-1）活塞孔和常通节流孔是串联的，即 ，因此

46、，活塞孔的节流压力差可表示为 （4-2）常通节流孔和活塞孔串联后与活塞缝隙并联，因此活塞缝隙节流压力差等于活塞孔节流压力差与常通节流压力差之和，即 （4-3）因此活塞缝隙的流量可表示为 （4-4）常通节流孔、活塞孔与活塞缝隙应满足油液连续性定理，即 （4-5）式中，为活塞速度。由以上五式可得出关于的二元一次方程式 （4-6）令 则式（4-6）可表示为 （4-7）由此可得出的值，与活塞速度有关。并将的值并分别代入（4-1）、（4-2）式可得出、关于的值。于是，可得出活塞所受阻尼力 （4-8）式（4-8）给出了阻尼力与活塞速度的关系。其关系曲线，如图4-4所示图4-4 初次开阀前阻尼力与速度关系曲

47、线4.2.3 复原初次开阀后特性分析复原初次开阀后，阀片位于预变形与下限位挡圈之间，这时就相当于形成了一个开度为的常通节流缝隙，油路如图 4-3 所示设阀片开度为，则阀片变形量为。因此节流阀片上所受压力为 （4-9）常通节流孔的压力可表示为 （4-10）常通节流孔与复原节流缝隙是并联的，所以 （4-11）常通节流孔和复原节流缝隙并联后与活塞孔串联，即活塞孔的压力可表示为 (4-12)常通节流孔和活塞孔串联后与活塞缝隙是并联，即所以，流经活塞缝隙的流量 (4-13)根据油液连续性定理，可得 (4-14)由（4-9）式可得 (4-15)将（4-15）式代入（4-11）式得 （4-16）将（4-10

48、）式代入上式令 则上式可写为 （4-17）式（4-13）可写为 （4-18）式（4-12）可写为 （4-19）式（4-10）可写为 （4-20）将（4-18）、（4-19）、（4-20）式代入（4-14）式，得将式（4-17）代入上式，得 令 则上式可表示为令 则八次方程为 （4-21）式（4-21）给出了常通节流孔的流量与活塞速度的关系。由此可得到的解。将的解代入式（4-10）、（4-12）得出、与的关系，由此可得出活塞运动的阻尼力 （4-22）式（4-22）表示了阻尼力与活塞速度的关系。其关系曲线，如图4-5所示。图4-5 初次开阀后阻尼力与速度关系曲线4.2.4 复原二次开阀后特性分析复

49、原二次开阀后，阀片变形与下限位挡圈接触达到最大开度，这时就相当于一个常通节流缝隙，油路图如图4-3 所示。常通节流孔与复原节流缝隙是并联的，即，则节流缝隙的压力流量关系为 （4-23） 二次开阀后常通节流孔压力与流量的关系为 （4-24）常通节流孔和复原节流缝隙并联后与活塞孔串联，即则活塞孔的压力可表示为 （4-25）常通节流孔和活塞孔串联后与活塞缝隙是并联，即所以，流经活塞缝隙的流量 （4-26）根据油液连续性定理，可得 （4-27）由式（4-23）、（4-24）得 （4-28）将式（4-24）、（4-25）代入（4-26）可得 将式（4-27）和式（4-28）代入上式，整理得 （4-29）

50、令 则式（4-29）可写为由上式可得出与速度关系，进而可得出各阀系结构的流量和压力与活塞速度的关系。阻尼力可表示为 （4-30）4.3 压缩行程特性分析4.3.1 压缩行程开阀速度点（1）初次开阀速度设复原阀片的预变形量为，当阀片在阀口位置变形量等于阀片预变形量时，减振器初次开阀。此时的油路图如图4-6所示图4-6 压缩阀初次开阀油路图根据阀片变形计算公式，阀片所受初次开阀压力为因此，常通节流孔开阀时的流量可表示为 所以，初次开阀速度可表示为式中，为活塞杆的面积。（2）压缩阀二次开阀速度节流阀二次开阀时，阀片变形与下限位挡圈接触达到最大开度，这时就相当于一个常通节流缝隙油路图如图4-7所示图

51、4-7 压缩阀二次开阀油路图节流阀二次开阀时，阀片总变形量为因此，二次开阀时节流阀片上所受压力为二次开阀时常通节流孔流量为 常通节流孔与节流缝隙是并联的，即 因此，二次开阀时节流缝隙的流量为常通节流孔和节流缝隙并联后与活塞缝隙是串联，即 所以压缩阀二次开阀速度可表示为4.3.2 压缩阀初次开阀前特性分析初次开阀前，常通节流孔上的节流压力小于阀片的预变形压力，油路图 4-6 所示。由常通节流孔的流量公式可得出 （4-31）常通节流孔和座孔是串联，有 所以座孔的压力可表示为 （4-32） （4-33）将式（4-33）分别代入式（4-31）、（4-32）得由此可得出活塞阻尼力 （4-34）式（4-34）给出了阻尼力与活塞速度的关系。其关系曲线如图4-8所示图4-8 压缩阀初次开阀前阻尼力与速度关系曲线4.3.3 压缩阀初次开阀后特性分析初次开阀后，阀片位于预变形与下限位挡圈之间，这时就相当于形成了一个开度为的常通节流缝隙，油路如图 4-7所示设阀片开度为，则阀片变形量为。因此节流阀片上所受压力为 （4-35）常通节流孔的压力可表示为