奇瑞QQ611汽车前后悬架设计说明书.docx

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1、本科生毕业设计（论文）摘 要本次设计的奇瑞QQ611汽车前后悬架均采用独立式悬架，前悬架采用麦弗逊式独立悬架的形式，后悬架采用拖曳臂式独立悬架的形式。根据已经确定的悬架结构形式，布置空间，以及轿车必要的参数进行分析，获得减振器的主要参数，计算减振器主要零件尺寸，设计减振器结构，实现要求的功能。在匹配分析中，减振器部分的设计计算主要从简化的力学模型入手分析悬架与地面、车身间的位置和受力关系。通过减振器与车身的匹配关系来定位减振器相关参数的计算方法，从而有针对性的计算出满足QQ611汽车悬架的固有频率、阻尼系数及阻尼比。在结构设计中，主要从减振器的功能入手，在一切已知数据的指导下，进行科学的理论计

2、算，确定主要部件的尺寸。针对QQ611汽车的用途及实际情况进行结构改进，以适应使用要求。在汽车悬架的平顺性分析中，运用Matlab绘制了车身加速度幅频特性曲线，研究它们对减振器参数的影响。本文所做工作可以为汽车的减振器匹配与结构设计提供一定理论依据，具有一定的实际意义。关键词：减振器；匹配分析；结构设计；平顺性AbstractThe design of QQ611 Chery automobile and adopt independent suspension, suspension using macpherson suspension in the form of independent

3、 suspension, rear suspension using drag arm independent suspension of form. According to the suspension structure has been determined, decorate a space, and cars were analyzed, the necessary parameters obtained shock absorber parameters, calculation of main parts size, design, realization of shock a

4、bsorber structure required functions.In part, the shock absorber in matching the design and calculation of main from simplified mechanical model of suspension and ground, between the body and the relationship between stress position. Through the matching relation with body shock absorber to locate r

5、elated parameters calculation method, which is calculated QQ611 satisfy the natural frequency of the automobile suspension, damping coefficient and the damping ratio.In structural design, mainly from the function of shock absorber, in all known data, under the guidance of the scientific theoretical

6、calculation, determine the size of the main parts. QQ611 according to actual situation and the use of automobile structure to adapt to the requirements of operation.In the automobile suspension smooth analysis, using Matlab painted bodywork acceleration curves, the amplitude frequency characteristic

7、s of damper parameters are studied.This can work for the automotive shock absorber and provide certain theoretical basis for structure design, has certain practical significance.Key words：shock absorber；matching analysis；structure design；ride comfort目 录第1章 绪 论11.1 减振器结构设计的意义11.2 悬架的重要性1第2章 悬架的方案论证22

8、.1 汽车悬架及减振器的性能要求22.2 悬架结构形式分析22.2.1 悬架的分类及特点22.2.2 悬架结构形式的方案论证32.3 悬架弹性元件及减振器的特性52.3.1 悬架弹性元件的特性52.3.2 减振器的特性5第3章 减振器的结构设计73.1 QQ611汽车相关参数73.2 减振器与悬架系统的匹配分析73.2.1 平顺性的概念73.2.2 结构参数对平顺性的影响83.2.3 使用因素对平顺性的影响83.2.4 阻尼比的选取93.2.5 前悬架减振器的匹配分析93.2.6 后悬架减振器的匹配分析113.3 减振器受力分析123.3.1 前减振器的受力分析123.3.2 后减振器的受力分

9、析143.4 减振器主要尺寸选择143.4.1 前减振器的主要尺寸选择143.4.2 后减振器的主要尺寸选择183.5 减振器的结构设计213.5.1 减振器的主要结构形式及工作原理213.5.2 活塞阀系的设计223.5.3 底阀系的设计243.6 主要零件材质的选择263.6.1 活塞杆材质的选择263.6.2 工作缸和储油缸材质的选择263.6.3 阀片和口片材质的选择26第4章 工艺过程设计274.1 活塞杆的工艺过程设计274.2 顶盖的加工方法284.3 储油缸的加工方法294.4 工作缸的加工方法29第5章 结论30参考文献31致谢33附录I34附录II36IV第1章 绪 论1.

10、1 减振器结构设计的意义汽车在现代社会中已逐渐成为了人们生存发展必不可少的交通工具。随着经济的不断发展，人们生活水平的不断提高，人们早已不能仅仅满足于以其代步的基本功能，而是不断的提出“安全、高速、舒适、环保”的要求。这样同时给汽车及其悬架系统设计、制造提出了更高的要求。“高速安全”要求汽车具有良好的操纵稳定性，“舒适”要求汽车有良好的平顺性。悬架作为连接车身与车桥之间的装置，其性能在很大程度上决定了汽车的操纵稳定性和行驶平顺性。因此，汽车悬架结构中最重要的部件减振器的设计、制造制约着整车的性能。1.2 悬架的重要性舒适性是轿车最重要的使用性能之一。舒适性与车身的固有振动特性有关，而车身的固有

11、振动特性与悬架特性相关。所以，汽车悬架是保证乘坐舒适性的重要部件。同时，汽车悬架作为车架与车轴之间作连接的传力机构，又是保证汽车行驶安全的重要部件。汽车车架若直接安装于车桥上，由于道路不平，由于路面冲击使货物和人会感到十分不舒服，这是因为没有悬架装置原因。汽车悬架是车架与车轴之间的弹性联结装置的统称。它的作用是弹性地连接车桥和车架，缓和行驶中车辆受到的冲击力。保证货物完整和人员舒适；衰减由于弹性系统引进的振动，使汽车行驶中保持稳定的姿势，改善操纵稳定性；同时悬架系统承担着传递垂直反力，纵向反力（牵引力和制动力）和侧向反力以及这些力所造成的力矩作用到车架上，一保证汽车行驶平顺；并且当车轮相对车架

12、跳动时，车轮运动轨迹要符合一定的要求，因此悬架还起使车轮按一定轨迹相对车身跳动的导向作用。悬架结构形式和性能参数的选择合理与否，直接对汽车行驶平顺性、操纵稳定性和舒适性有很大的影响。由此可见悬架系统在现代汽车上是重要的总成之一。第2章 悬架的方案论证2.1 汽车悬架及减振器的性能要求汽车悬架是车架（车身）与车桥（或车轮）之间弹性连接的部件。它的主要作用是缓和、抑制由不平路面引起的振动和冲击，保证乘员乘坐舒适和所运货物完好；除传递汽车垂直力以外，还传递其它各个方向的力和力矩，并保证车轮和车身（或车架）之间有确定的运动关系，使汽车具有良好的驾驶性能。汽车悬架性能是影响汽车行驶平顺性、操纵稳定性和行

13、速度的重要因素。对于QQ611汽车使用的趋向，悬架的结构形式，减振器的布置空间等都有着特殊的要求，在悬架结构的选择及减振器的设计中应满足以下要求：1) 悬架系统能够保证汽车具有良好的行驶平顺性；2) 针对QQ611车型，减振器应具有合适的衰减振动的能力；3) 后悬架尽量保证汽车具有良好的操纵稳定性；4) 由于后悬架结构上的不足，当汽车制动或者加速时，悬架系统要尽量保证车身的稳定；5) 悬架系统结构不影响乘坐舒适性；6) 由于QQ611整车空间比较紧，因此要求前后悬架结构紧凑、占用空间尺寸要小；7) 前后悬架能够可靠地传递车身与车轮之间的各种力和力矩，保证零部件质量尽量小的同时，还要保证具有足够

14、的强度和寿命。2.2 悬架结构形式分析2.2.1 悬架的分类及特点机动车悬架1一般可分为两大类：非独立悬架和独立悬架。非独立悬架（图2.1）的结构特点是两侧的车轮由一根整体式车桥相连，车轮连在一起通过弹性悬架悬挂在车架（或车身）的下面。非独立悬架因其结构简单、工作可靠而被广泛应用于载货车辆上。轿车中非独立悬架仅用于后桥。图2.1 非独立悬架图2.2 独立悬架悬架的结构特别是导向机构的结构随所采用的弹性元件不同而有差异，并且有时差别很大。采用螺旋弹簧、气体弹簧时需要有较复杂的导向机构。而采用钢板弹簧时，由于钢板弹簧本身可兼起导向机构的作用，并有一定的减振作用，使得悬架机构大为简化。因而在非独立悬

15、架中大多数采用钢板弹簧作为弹性元件。独立悬架（图2.2）则是每一侧的车轮单独地通过弹性悬架悬挂在车架 (或车身)的下面。采用独立悬架时，车桥都做成断开的。独立悬架的结构特点是两侧的车轮各自独立地与车架(或车身)弹性连接，因而具有以下优点:1) 在悬架弹性元件一定的变形范围内，两侧车轮可以单独运动，相互影响小，这样在不平道路上行驶时，可减少车身的倾斜和振动，有助于消除转向轮摆振的不良现象。2) 减少了汽车非簧载质量 (即不由弹簧支承的质量)，在道路条件和车速相同时，非簧载质量愈小，则悬架所受到的冲击载荷也愈小。故采用独立悬架可以提高车辆的平均行驶速度。3) 采用断开式车桥，发动机总成的位置便可以

16、降低和前移，使汽车重心下降，提高了汽车行驶稳定性。同时能给车轮以较大的上下运动空间，因而可以将悬架刚度设计得较小，便车身振动频率降低，以改善行驶平顺性。由于上述优点，独立悬架广泛应用于轿车、越野汽车等高速车辆上。2.2.2 悬架结构形式的方案论证1) 悬架的结构形式：QQ611汽车2的驱动形式是前置前驱，因此对它前悬架的舒适性、操作性、经济性等有一定的要求，所以在选择悬架时，就要选择具有结构简单、占用空间小、反映速度快、制造成本低等优点的悬架。麦弗逊式独立悬架刚好可以满足QQ611汽车对悬架的要求。麦弗逊式悬架由螺旋弹簧、减振器、三角下摆臂组成，绝大部分车型还会加上横向稳定杆。麦弗逊式悬架具有

17、构造简单，占用空间小，操纵稳定性良好的优点，而且在下摇臂和支柱的几何结构下能自动调整车轮外倾角，让其能在过弯时自适应路面，让轮胎接地面积最大化。因此QQ611汽车的前悬架采用麦弗逊式独立悬架11（如图2.3）图2.4 拖曳臂式悬架简图1-后拖曳臂总成 2-减振器 3-螺旋弹簧 4-横撑杆 5-后轴图2.3 麦弗逊式悬架简图1-前滑柱总成 2-螺旋弹簧 3-控制臂 4-前稳定杆 5-减振器QQ611汽车后悬架采用的是拖曳臂式悬架。拖曳臂式悬架介于独立与半独立式悬架之间，它虽然具有非独立悬架的缺点，但又兼有独立悬架的优点。拖曳臂式悬架的优点有：占用车身空间小，不会让车身在运动中发生外倾角变化，减振

18、器不会发生应力弯曲加剧轮胎磨损，同时拖曳臂式悬架的结构简单，成本十分低廉。不过拖曳臂式悬架也有很多缺点，以致对舒适性和操纵性造成了影响。虽然拖曳臂式悬架的缺点比较明显，但是在小型轿车上应用这种悬架不仅要求能够比较好的满足，而缺点又体现的不明显，所以QQ611汽车后悬架采用拖曳臂式悬架（如图2.4）。2) 弹簧形式的选择螺旋弹簧以其形似螺旋线而得名，具有重量小且占位置少的优点，当路面对轮子的冲击力传来时，螺旋弹簧产生变形，吸收轮子的动能转换为螺旋弹簧的位能，从而缓和了地面的冲击对车身的影响。正是圆柱螺旋弹簧具有这样的优点，应用到QQ611汽车的前、后悬架中比较合适，同时也能满足汽车对经济性的要求

19、，因此QQ611汽车前、后悬架系统均采用圆柱螺旋弹簧。3) 减振器形式的选择汽车减振器的主要作用是衰减由于弹性元件受到冲击产生的振动，来改善汽车行驶的平顺性。根据减振器结构形式的不同，减振器分为摇臂式和筒式两种。虽然摇臂式减振器能在比较大的工作压力条件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨损和工作温度变化影响大而被淘汰。悬架系统中采用的减振器多是液力减振器，其工作原理是当车架和车桥间受振动出现相对运动时，减振器内的活塞上下移动，减振器腔内的油液便反复地从一个腔经过不同的孔隙流入另一个腔内。此时孔壁与油液间的摩擦和油液分子间的内摩擦对振动形成阻尼力，使汽车振动能量转化为油液热能，再由减振器吸收散发到

20、大气中。而双向作用筒式减振器则是在压缩和伸张行程中均能起减振作用的减振器。虽然双向作用筒式减振器的工作压力比较低，但是具有工作性能稳定的优点而被现代汽车广泛采用。因此QQ611汽车前、后悬架系统均采用双向作用筒式减振器。2.3 悬架弹性元件及减振器的特性2.3.1 悬架弹性元件的特性图2.5 弹簧线性特性悬架弹性元件目前主要采用螺旋弹簧、钢板弹和空气弹簧等，主要用于支承车身，缓冲振动。当车身振动并偏离其平衡位置时，弹簧便因额外的变形产生额外的弹性恢复力，迫使车身回复到原始平衡位置，且车身的偏离量越大，弹簧的恢复力也越大，弹簧弹力与其变形间的关系称为弹簧特性。当弹簧变形与受载荷成固定的比例一起增

21、长时称为线性特性，其特性曲线是直线 (图2.5)，公式表示为: （2-1）图2.6 可变的悬架弹性曲线1-满载工况；2-半载工况；3-空载工况式中F弹簧弹力; f弹簧变形量; K弹簧刚度。对于线性弹簧，K是一个常数。等截面钢板弹簧、圆柱螺旋弹簧都属于线性弹簧。若K不是一个常数，是可变的，则该弹簧为非线性的(图2.6)。变截面钢板弹簧、油气弹簧、空气弹簧都属于非线性弹簧。2.3.2 减振器的特性减振器的主要作用是衰减、降低车身及车轮的振动，以改善汽车的行驶平顺性。减振器和弹性元件是并联安装的，如图2.7所示。机动车悬架系统中广泛采用液力减振器。液力减振器的作用原理是，当车架与车桥作往复相对运动，

22、而减振器活塞在缸筒内往复运动时，减振器内的油液便反复地从一个内腔通过一些窄小的孔隙流入另一内腔，此时孔壁与油液间的摩擦图2.7 减振器和弹性元件的安装示意图1-车架；2-减振器；3-弹性元件；4-车轮及液体分子内磨擦便形成对振动的阻尼力，使车身和车架的振动能量转化为热能，从而被油液和减振器壳体所吸收，然后散发到大气中。减振器的阻尼力的大小随车架与车轿(或车轮)的相对速度的增减而增减，并且与油液粘度有关。要求减振器所用油液的粘度受温度变化的影响尽可能小，并且具有抗汽化、抗氧化、耐腐蚀作用等性能。减振器的特性主要以速度特性来描述，减振器的速度特性是减振器相对运动速度与其阻尼力间的关系1，用公式表示

23、: （2-2）式中 F减振器阻尼力； v减振器中活塞相对速度； 减振器阻尼系数； n减振器的速度指数。当n=l，为一常数时，其特性曲线为一直线。通常n不等于1，也不是一个常数，这时的减振器特性称为非线性的(图2.8)。图2.8 减振器阻尼力位移特性和阻力速度特性第3章 减振器的结构设计3.1 QQ611汽车相关参数1) 空满载静态下，轴荷与质心位置。轴荷：空载：前悬架G1k=580kg；后悬架G2k=420kg。满载：前悬架G1m=705kg；后悬架G2m=670kg。轮距：B11420mm、B2=1420mm；轴距：L=2340mm；满载重心高度Hg579.5mm。2) 非悬挂质量前悬架m1

24、66kg；后悬架m256kg；3) 前后悬挂刚度及频率前悬架刚度为C126N/mm；（参考）前悬架在空载时的静挠度和频率（参考）：fck11.67cm；n0k1.46Hz；前悬架在满载时的静挠度和频率（参考）：fcm14.51cm；n0m1.31Hz；后悬架刚度为C2=25 N/mm；后悬架在空载时的静挠度和频率（参考）：fcrk7.14cm；n0rk1.87Hz；后悬架在满载时的静挠度和频率（参考）：fcrm12.05cm；n0rm1.44Hz；3.2 减振器与悬架系统的匹配分析3.2.1 平顺性的概念汽车的平顺性28主要是保持汽车行驶过程中产生的振动和冲击环境对乘员舒适性的影响在一定界限之

25、内，因此平顺性主要根据乘员主观感觉的舒适性来评价，对于载货汽车还包括保持货物完好的性能，它是现在汽车高速行驶的主要性能之一。汽车行驶时，路面凹凸不平和发动机的振动均激发汽车的振动。当振动达到一定的剧烈程度，将使汽车内乘员感到不舒适、疲劳甚至危及人体健康。在同一路面上以相同车速行驶的不同汽车，由于隔振和减振性能不同，引起的振动剧烈程度会不同。通常把汽车缓和振动，减少对乘员影响的性能以汽车的“行驶平顺性”来描述，即汽车不因振动而使乘员感到不舒适的性能称为汽车行驶平顺性。中级轿车平顺性分析通常研究人体的全身振动。3.2.2 结构参数对平顺性的影响1) 悬架刚度28弹性元件是汽车悬架的主要组成部分，弹

26、性元件的刚度或悬架等效刚度及其特性是影响平顺性的主要因素。当簧载质量一定时，减小可降低车体固有振动频率，但值过小会使车体振动过程中的悬架动行程增大，并使非簧载质量的振动位移也增大，甚至导致车轮离开地面，对汽车操纵稳定性产生不利后果。汽车在实际使用中，簧载质量随汽车的装载情况而变，当值一定时，将随减小而增大。因此，理想的悬架弹性特性应具有变刚度或非线性特性，即随汽车载荷的变化，悬架刚度能自动增大或减小，以减小悬架限位块碰撞车身的机率，使车体免遭撞击。2) 悬架阻尼28汽车悬架系统中装有减振器。减振器阻尼对车体固有频率的影响不大，但却能使车体振动迅速衰减，改善车内乘员的舒适感。研究表明，悬架阻尼的

27、大小还对操纵稳定性和制动方向稳定性产生影响。3) 轮胎轮胎径向刚度与轮胎结构、尺寸和气压有关，若以与悬架刚度之比来表示，则可见，对于一定型号的轮胎，降低胎内气压（即刚度减小）可改善平顺性，但也将增加车轮的侧向偏离，以恶化操纵稳定性，应予以注意。4) 非簧载质量在整车质量一定时，减小非簧载质量可改善平顺性。目前多数轿车和客车采用独立悬架结构，优点之一可在一定总质量下减小非簧载质量，改善平顺性。3.2.3 使用因素对平顺性的影响道路不平是引起汽车振动的主要原因，当汽车在不平路面行驶时，前、后车桥和车体都经常受来自道路的冲击。路面越恶劣，行驶速度越高，车体加速度均方根值越大。当激励频率与车辆系统的一

28、阶主频率或二阶主频率重和时，将产生车体的共振，加速车体的振动。路面的激励频率由路面谱的频率分量和车速决定，因此对应一定的路面必有某一引起车体共振的车速，行驶时应远离共振车速。3.2.4 阻尼比的选取根据汽车平顺性分析方法12，根据已知参数绘制车身加速度幅频特性曲线图3.1 车身加速度幅频特性曲线。如图3.1所示，共振时，增大而幅频减小，在第一共振峰和第二共振峰之间的高频区，增大幅频也增大，在高频共振区，双质量系统出现第二共振峰，在之后，幅频按一定斜率衰减，也减小，所以对共振与高频段的效果相反，综合考虑，取比较合适，平稳性能高。图3.2 悬架弹簧振子系统3.2.5 前悬架减振器的匹配分析1) Q

29、Q611型汽车力学模型与基本参数图3.2所示为一个车身悬浮于悬架缓冲弹簧上所构成的弹簧振子系统的力学模型，悬架中减振器工作时产生的液压阻力将衰减车架的振动。该系统的振动方程式为： （3-1）式中：M悬架质量或簧载质量；y减振器阻尼系数；悬架质量垂直振动加速度；悬架质量垂直振动速度；x位移量；K悬架刚度；由下式计算 （3-2） 为了便于分析，可将QQ611型轿车前悬架结构简化为图3.3所示。图中：a车轮轴心与摆臂轴心的距离，a=420mm；b减振器下连接座中心与摆臂轴心距离，b=420mm；图3.3 悬架结构等效图1-摆臂；2-减振器；3-缓冲弹簧安装角；减振器中心线与铅垂线的夹角，=5；Pm车

30、辆满载时的悬架（簧载）载荷，Pm=7050N；fc悬架静变形，fc=145.1mm；2) 固有频率、阻尼系数及阻尼比6车身（或悬架）振动固有频率为1.67最理想。忽略轮胎变形对悬架固有频率的影响，则由下式计算 （3-3）经计算，QQ611型轿车的前悬架满载时振动固有频率。为了检验该系统的减振效果和分析弹簧的受力，则需计算弹簧振子系统的振幅。对于粘性阻尼，其振幅由下式计算 （3-4）式中：频率比；为避免车辆悬架产生共振现象，应符合下列规定阻尼比；由下式计算 （3-5）临界阻尼系数。由下式计算 （3-6）按图3.2、3.3和（3-6）式，QQ611型轿车的前悬架临界阻尼系数为。按计算式（3-4），

31、悬架质量M的振幅是阻尼比和频率的函数。减振器是悬架的主要阻尼元件。它与缓冲弹簧并联安装（参见图3.3），按阻尼匹配原则要求的阻尼比为： （3-7）对于机动车，悬架结构为独立螺旋弹簧悬架，减振器复原行程阻尼系数一般为： （3-8）按式（3-8）式，QQ611型轿车的前悬架复原（伸张）行程的阻尼系数：现代车辆大部分均采用双向作用筒式减振器。一般把复原和压缩行程阻尼系数，经验地作如下分配： （3-9）按（3-9）式，QQ611型轿车的前悬架压缩行程阻尼系数为弹簧振子在震动平衡点（图2中满心点）处的悬架质量垂直振动速度,由下式计算 （3-10）式中：受迫振动的振幅。可按式（3-4）计算，QQ611型轿

32、车的前悬架振幅为QQ611型轿车前悬架质量垂直振动速度为前悬架垂直振动速度下的额定复原阻力为额定压缩阻力为与符合汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件（QC/T 491-1999）4表2中标准。3.2.6 后悬架减振器的匹配分析QQ611后悬架减振器与前悬架减振器采取相同结构。车身（或悬架）振动固有频率为1.67最理想。忽略轮胎变形对悬架固有频率的影响，经计算，QQ611型轿车的后悬架满载时振动固有频率为了检验该系统的减振效果和分析弹簧的受力，则需计算弹簧振子系统的振幅。对于粘性阻尼，其振幅QQ611型轿车的后悬架临界阻尼系数为:QQ611型轿车的后悬架复原（伸张）行程的阻尼系数：QQ611型轿车的

33、前悬架压缩行程阻尼系数为：悬架质量垂直振动速度：前悬架垂直振动速度下的额定复原阻力为：额定压缩阻力为：与符合汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件（QC/T 491-1999）表2中标准。3.3 减振器受力分析3.3.1 前减振器的受力分析各个力作用位置见图3.41) 纵向力：牵引力或制动力最大时，纵向力最大。侧向力7。地面对车轮的垂直反力： （3-11）式中：负荷转移系数；前轴负荷；纵向力 （3-12）式中：路面附着系数驱动时可取；制动时极限状态可达。图3.4 减振器受力简图2) 侧向力： 发生侧滑时最大。纵向力。外轮上垂直反力 （3-13）式中：汽车质心高度；。 轮距；。 侧滑附着系数，计算时取

34、1。外轮上垂直反力内轮上的垂直反力 （3-14）式中：后轴负荷；。外轮和内轮上的侧向力 （3-15） （3-16）3) 垂直力：对应汽车通过不平路面。， （3-17）式中：K一动载荷系数，对于轿车，K取 1.75；3.3.2 后减振器的受力分析1) 纵向力：牵引力或制动力最大时，纵向力最大。侧向力。地面对车轮的垂直反力：纵向力2) 侧向力： 发生侧滑时最大。纵向力。外轮上垂直反力 内轮上的垂直反力外轮和内轮上的侧向力3) 垂直力：对应汽车通过不平路面。，3.4 减振器主要尺寸选择图3.5 只受垂直力的情况3.4.1 前减振器的主要尺寸选择1) 活塞杆直径的确定a) 只受垂直力：由受力分析计算得

35、最大垂直力为对于只受垂直力的减振器(如图3.5)，活塞杆属细长杆，当压力接近某一临界时，杆将产生纵向弯曲，其挠度值将随压缩载荷的增加而急剧增大，以至屈曲破坏。当细长比 时，其临界载荷为 （3-18）式中：活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷(N)；末端条件系数，两端固定；活塞杆截面的转动惯量； （3-19）活塞杆直径；E弹性模量；取206GPa减振器最大拉伸长度时，上下安装点距离，；活塞杆断面回转半径；。当活塞杆细长比时， （3-20）式中:材料强度实验值，中碳钢取490MPa； a实验常数，取1/5000；A活塞杆截面面积。综合两种假设取且圆整到d=10mm。b) 活塞杆受侧向力时活塞杆受侧向力时，

36、主要进行弯曲强度计算。当减振器处于伸张极限时，活塞杆位于导向座部分受力最大，其应力为 （3-21） （3-22）式中:取8活塞杆长度，；屈服极限，；n安全系数，取；m柔性系数，中碳钢取85。综合以上公式校核弯曲强度反推校核不合格。重取d=11mm。2) 工作缸直径的确定确定工作缸直径主要从以下三方面考虑a) 工作缸内油压大小；b) 阀系直径方向结构尺寸；c) 成本。减振器伸张阻尼力 （3-23）减振器压缩阻尼力 （3-24）式中:D工作缸直径 (mm)； d活塞杆直径 (mm)； P工作腔压力 (Pa)。为了获得一定的阻尼力，系统油压设计得越高，工作缸直径可越小，有利于降低成本，但易泄漏，密封

37、困难。通常车辆不发生悬架击穿的极限速度在1.0m/s左右，设减振器振动速度为1.0m/s对应的拉伸阻尼力为 （3-25） （3-26）式中: 许用压力，取5一7Mpa，取。求得工作缸直径，在常用的规格420，25，30，32，40，50，65mm中就近取30。工作缸壁厚一般取1-2mm，直径小取下限，直径大取上限。取壁厚1.5mm。3) 储油缸直径的确定由于活塞杆占有一定的空间，当减振器拉长或缩短时，工作腔内工作液容量将发生变化，为此，双筒减振器专门设计了储油筒，储油筒必须贮存一定容积的工作液。储存的工作液越多，越有利于油液散热，但需储油空间增大，相应的成本增加。一般地，当减振器活塞杆处于拉伸

38、位置时，储油筒内液面高度不低于工作缸长度的 1/3，活塞杆处于压缩极限位置时，液面高度不高于工作缸长度的2/3且 (3-27) 式中 活塞杆处于拉伸极限时，储油筒内油量 ()； d活塞杆直径(mm)； S减振器行程(mm)。S初定在200mm4) 储油空间的确定工作缸与储油筒之间的环形空间称之为储油空间，减振器装配时，一般处于压缩极限位置，此时储油筒内气压等于常压，当活塞杆拉伸时，贮袖筒内油液将补充到工作腔内活塞杆体积所占的空间。因此储油筒内压力将下降，这非常不利于底阀补油充分。储油简空间越大，所存空气越多，压力变化越小，越有利于底阀补偿油液，但其体积大，整车布置困难，成本也增加，一般地 (3

39、-28)式中：储油空间； (3-29)储油筒内径；工作缸外径；储油筒储油长度，可近似取工作缸长度。当减振器活塞杆处于拉伸位置时，储油筒内液面高度不低于工作缸长度的1/3。 （3-30）圆整取。压缩时油量变化量为经验算满足活塞杆处于压缩极限位置时，液面高度不高于工作缸长度的2/3。 对于直径较小的细活塞杆，储油空间是足够的。3.4.2 后减振器的主要尺寸选择1) 活塞杆直径的确定a) 只受垂直力：由受力分析计算得最大垂直力为对于只受垂直力的减振器，活塞杆属细长杆，当压力接近某一临界时，杆将产生纵向弯曲，其挠度值将随压缩载荷的增加而急剧增大，以至屈曲破坏。当细长比 时，其临界载荷为式中：活塞杆纵向

40、弯曲破坏的临界载荷(N);末端条件系数，一端铰接，一端固定。；活塞杆截面的转动惯量；活塞杆直径；E弹性模量；取206GPa减振器最大拉伸长度时，上下安装点距离，；活塞杆断面回转半径；。圆整后取d=11mm。b) 活塞杆受侧向力时活塞杆受侧向力时，主要进行弯曲强度计算。当减振器处于伸张极限时，活塞杆位于导向座部分受力最大，其应力为 （3-31） （3-32）式中:取活塞杆长度，；屈服极限，；n安全系数，取；m柔性系数，中碳钢取85。综合以上公式校核弯曲强度弯曲强度校核合格。2) 工作缸直径的确定确定工作缸直径主要从以下三方面考虑d) 工作缸内油压大小；e) 阀系直径方向结构尺寸；f) 成本。减振

41、器伸张阻尼力减振器压缩阻尼力 式中:D工作缸直径 (mm)； d活塞杆直径 (mm)； P工作腔压力 (Pa)。为了获得一定的阻尼力，系统油压设计得越高，工作缸直径可越小，有利于降低成本，但易泄漏，密封困难。通常车辆不发生悬架击穿的极限速度在1.0m/s左右，设减振器振动速度为1.0m/s对应的拉伸阻尼力为求得工作缸直径，在常用的规格中就近取30。工作缸壁厚一般取1-2mm，直径小取下限，直径大取上限。取壁厚1.5mm。3) 储油缸直径的确定由于活塞杆占有一定的空间，当减振器拉长或缩短时，工作腔内工作液容量将发生变化，为此，双筒减振器专门设计了储油筒，储油筒必须贮存一定容积的工作液。储存的工作

42、液越多，越有利于油液散热，但需储油空间增大，相应的成本增加。一般地，当减振器活塞杆处于拉伸位置时，储油筒内液面高度不低于工作缸长度的 1/3，活塞杆处于压缩极限位置时，液面高度不高于工作缸长度的2/3且 (3-33) 式中 活塞杆处于拉伸极限时，储油筒内油量 ()； d活塞杆直径(mm)； S减振器行程(mm)。S初定在200mm。4) 储油空间的确定工作缸与储油筒之间的环形空间称之为储油空间，减振器装配时，一般处于压缩极限位置，此时储油筒内气压等于常压，当活塞杆拉伸时，贮袖筒内油液将补充到工作腔内活塞杆体积所占的空间。因此储油筒内压力将下降，这非常不利于底阀补油充分。储油简空间越大，所存空气

43、越多，压力变化越小，越有利于底阀补偿油液，但其体积大，整车布置困难，成本也增加，一般地式中：储油空间； (3-34)储油筒内径；工作缸外径；储油筒储油长度，可近似取工作缸长度。当减振器活塞杆处于拉伸位置时，储油筒内液面高度不低于工作缸长度的1/3。，圆整取。压缩时油量变化量为经验算满足活塞杆处于压缩极限位置时，液面高度不高于工作缸长度的2/3。 对于直径较小的细活塞杆，储油空间是足够的。3.5 减振器的结构设计3.5.1 减振器的主要结构形式及工作原理图3.6 双向作用筒式减振器减振器按其结构可分为摇臂式和筒式，按其作用原理可分为单向作用式和双向作用式。摇臂式减振器作为汽车上早期产品目前己基本被淘汰。由于筒式减振器具有质量小、性能稳定、工作可靠、适合于大批量生产等优点，所以已成为汽车减振器的主流。筒式减振器又可分为双筒式、单筒式。汽车上基本上全部采用双筒式。高档摩托车很多也采用了双筒式，现在单筒式减振器主要