減震器設計論文解讀

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1、目錄摘要 2第一章序言 31.1 減振器的分類31.2 筒式液阻減振器簡介3第二章減振器設計方案的確定32.1 減振器設計參數依據32.2 汽車振動系統(tǒng)對減振器特性的要求42.3 方案的確定4第三章設計計算63.1 載荷的確定63.2 減振器阻力與各腔壓力的關系63.3 主要性能參數的確定63.3.1 減振器的性能 73.3.2 相對阻尼系數 73.3.3 減振器阻尼系數的確定 73.3.4 最大卸荷力 Fs 的確定 83.3.5 筒式減振器工作缸直徑D 的確定 8第四章閥體選用8第五章減振器的數學模型95.1 拉伸（復原行程）工況下的數學模型95.1.1 開閥前 95.1.2 開閥后 105

2、.2 壓縮（壓縮行程）工況下的數學模型115.3 減振器的外特性模擬計算13第六章減振器的行程與布置146.1 減振器的行程選取146.2 減振器行程匹配156.3 減振器的行程校核16結論 18致謝 19參考文獻20摘要本文旨在以一實例闡述筒式液阻減振器設計流程。先在筒式液阻減振器選取兩種制造工藝相對成熟結構方案單筒充氣式液力減振器與雙筒式液力減振器，進行對比。發(fā)現單筒充氣式液力減振器相比之下有許多有點，但唯一不足之處在于安裝尺寸不合要求，所以采用雙筒式液力減振器。減振器設計計算的主要目的在于確定工作缸直徑，其他尺寸的確定依賴于一些經驗值。本文各項參數的選取和算法主要參照汽車設計手冊，進行對

3、減振器設計計算。 然后根據前人的減振器數學建模成果，用 MATLAB 進行外特行計算， 并繪制出 F-V 曲線。再根據曲線修改閥體尺寸及性能參數， 再繪制曲線， 直到滿足設計要求為止。最后進行行程布置和校核計算，由于此項計算對懸架參數的選取依賴性很大，而本人沒有找到合適的懸架參數，因此計算的結果意義不大，但這為以后的工作提供了一些資料。關鍵詞：減振器；數學模型；外特行計算AbstractThe aim of this thesis is to explain the progress of design of the shock absorber. First, chose towtypes

4、of shock absorber which technics of product of is more mature one solid bowl charged absorber and tow solid bowls absorber. Then compare one with the other one. Though the formerhave much advantage, it s size of assemblage is longer than the request of the design. So I chose the latter. According to

5、 the theory of automotive design, I chose the frame of the shock absorber and its part, then calculate the most important parameter which was used to design. I make the F-V curves of the absorber with the mathematics model. At last I complete the calculation of the stroke by which the shock absorber

6、 works.Key words: shock absorber; mathematics model; outer performance calculation第一章序言1.1 減振器的分類減振器的作用是緩和汽車的振動，提高汽車的行駛平順性，保護貨物，降低車身各部分的動應力，延長車身等部件的壽命。另外，還能增強車輪的附著性，有助于操縱性和穩(wěn)定性，緩和由于路面不平引起的沖擊。減振器從結構上可分為搖臂式減振器和筒式減振器兩種。搖臂式減振器是早期產品，現代汽車上已很少用，基本上被淘汰；筒式減振器是主流，它分為被動式和可調式兩種。被動式減振器又分為雙筒式、單筒充氣式、單筒非充氣式三種，雙筒式減振器

7、按其作用又可分為單向作用式和雙向作用式兩種。可調式減振器有機械控制式、電子控制式、電流變和磁流變液體減振器四種。1.2 筒式液阻減振器簡介筒式液阻減振器在汽車上有著重要的作用，其阻尼力主要通過油液流經孔隙的節(jié)流作用產生。汽車上應用最多的該類減振器是懸架減振器，它能夠有效地衰減懸掛質量與非懸掛質量的相對運動，提高汽車的乘坐舒適性、行駛平順性和操縱穩(wěn)定性。筒式液阻減振器還用作轉向系減振器以及駕駛室、駕駛員座椅、發(fā)動機罩等部件的減振裝置。隨著汽車性能要求的不斷提高，筒式液阻減振器的結構和性能亦不斷得到改進和提高。在傳統(tǒng)被動式減振器技術發(fā)展和完善的同時，能夠適應不同行駛工況而調節(jié)其工作特性的機械控制式

8、可調阻尼減振器、電子控制式減振器以及電流變液體、磁流變液體減振器技術也獲得了快速發(fā)展。作為筒式液阻減振器技術的重要內容，其設計開發(fā)技術也正經歷著由基于經驗設計一實驗修正的傳統(tǒng)方法向基于CAD/CAE 技術的現代設計開發(fā)方法的轉變。隨著硬件性能和計算分析能力的提高，在設計階段預測減振器的性能并進行優(yōu)化設計已成為可能，這對于提高汽車筒式液阻減振器產品的設計開發(fā)效率、縮短開發(fā)周期具有重要意義。第二章減振器設計方案的確定2.1 減振器設計參數依據車型參數：整車質量1500kg裝載質量 500kg軸距 2300mm質心到前軸距離1100mm輪距 1500mm質心高度 550mm減振器設計要求： 1.活塞

9、有效行程不小于190mm2.活塞最大壓縮時全長不大于310mm3.復原阻力 1000-2800N4.壓縮阻力不大于1000N2.2 汽車振動系統(tǒng)對減振器特性的要求由路面激勵引起的汽車垂直、俯仰以及側傾等運動都會影響汽車的乘坐舒適性、行駛平順性。懸架減振器的一個重要作用是衰減因沖擊引起的車身的自由振動，并抑制在共振頻率附近車身強迫振動的幅值，提高乘坐舒適性。在頻域內，由路面激勵引起乘員振動加速度的幅頻響應特性在系統(tǒng)固有振動頻率附近存在峰值，如圖1 所示。其中車身一懸架系統(tǒng)的固有振動頻率在1Hz 附近，乘員一座椅系統(tǒng)的固有振動頻率在3Hz 附近，非懸掛系統(tǒng)的固有振動頻率在10Hz 附近。在以保證汽

10、車最佳乘坐舒適性為目標的條件下，減振器阻尼系數的選擇 在于如何有效降低 乘員振動響應峰值。對于轎車減振器，當阻尼比在 0.3 左右，復原壓縮行程阻尼 力分配為 80:20 時，通?？梢垣@得較好 的乘坐舒適性。2.3 方案的確定汽車懸架系統(tǒng)最初采用搖臂式液阻減振器，第二次世界大戰(zhàn)期間美軍吉普車上采用了筒式液阻減振器并在戰(zhàn)場上獲得成功，此后筒式液阻減振器很快成為主流產品。它具有工藝性好、成本低、壽命長、質量輕等優(yōu)點，主要零件采用了沖壓、粉末冶金及精密拉管等高效工藝，適于大批量生產。 我國在 20 世紀 60 年代生產的 BJ212 、NJ230 汽車上開始采用筒式液阻減振器， 70 年代初解放牌汽

11、車也改用了筒式液阻減振器。筒式液阻減振器最初采用雙筒式結構，如圖 2a 所示，該結構目前仍是懸架減振器中最常見的形式，其優(yōu)點是工藝簡單、成本低廉，缺點是散熱困難，且安裝角度受到限制。雙筒式減振器發(fā)展初期不在補償室內設置背壓，在復原行程中油液依靠其自身重力和壓縮室負壓由補償室流人壓縮室。這類減振器的顯著缺點是在高速工況下會出現補償室向壓縮室充油不及時的問題，從而導致減振器工作特性發(fā)生畸變， 不但影響減振效果， 還會導致沖擊和噪聲。20世紀 50 年代單筒式充氣減振器技術蓬勃發(fā)展起來，它采用了浮動活塞結構，在浮動活塞與缸筒的一端之間形成的補償室內充人一定 量 的 高壓 (2.0MPa 2.5 MP

12、a) 氮氣，壓縮室內油液體積的變化由這部分氣體補償，其典型結構如圖2b 所示。單筒充氣式液力減振器與雙筒式液力減振器的制造工藝相對比較成熟，所以我在這兩種方案中選擇。前者與后者相比，具有以下優(yōu)點：1. 工作缸筒直接暴露在空氣中，冷卻效果好； 2.在缸筒外徑相同的前提下，可采用大直徑活塞，活塞面積可增大將近一倍，從而降低工作油壓； 3.在充氣壓力作用下，油液不會乳化，保證了小振幅高頻振動時的減振效果； 4.由于浮動活塞將油、氣隔開，因而減振器的布置與安裝方向可以不受限制。其缺點在于： 1.為保證氣體密封，要求制造精度高； 2.成本高； 3.軸向尺寸相對較大； 4.由于氣體壓力作用，活塞桿上大約承

13、受 190N 250N 的推出力，當工作溫度為 100 時，這一值會高達 450N ，因此若與雙筒式減振器換裝，則最好同時換裝不同高度的彈簧。從技術上看，單筒充氣式液力減振器的理由較充分，但是經過試算，在活塞有效行程為 190mm 時，活塞最大壓縮時的全長超過 310mm ，其軸向尺寸不滿足設計要求。 所以只能采用雙筒式液力減振器。現在市場上比較流行雙向作用的減振器，所以本設計方案也采用雙向作用式減振器。第三章設計計算3.1 載荷的確定此減振器設計以滿載情況為標準。由于減振器為后軸設計，根據質心和后軸對前軸力矩平衡有：（1500 500 ）3 1100 2300 3 m得： m 957.5kg

14、 960kg由簧下質量 m x 150kg ，有： m smm x得簧上質量： ms（ 960-150 ）/2405kg3.2 減振器阻力與各腔壓力的關系在減振器拉伸與壓縮時，根據活塞上的作用力平衡得：FlP1 - P2 Sh - PS1gFlfFyP2 - P1 Sh - PS1gFyf式中： Fl、Fy減振器的拉、壓阻力；p1、 p2工作缸內活塞上下腔液壓（相對壓力）；Sh 活塞面積；Sg 活塞桿截面積；Flf、 Fyf減振器拉壓時的摩擦阻力。3.3 主要性能參數的確定3.3.1 減振器的性能減振器在卸荷閥打開前，減振器的性能用阻力和工作速度的關系來表示，具體表達式如下：F=V（1）式中：

15、 F減振器阻力；減振器阻尼系數；V減振器工作速度。3.3.2 相對阻尼系數 汽車懸架有阻尼以后， 簧上質量的振動是周期衰減振動， 用相對阻尼系數 的大小來評定振動衰減的快慢程度。 的表達式為：/ 2 cms（2）式中： c懸架系統(tǒng)垂直剛度。式（ 2）表明，相對阻尼系數 的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度 c 和不同簧上質量 ms 的懸架匹配時會產生不同的阻尼效果。 值大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身； 值較小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數 y 取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數 S 取得大些。兩者之間保持這樣的關系： y（ 0.25 0.50 ）

16、s， 為 y 與 s 的平均值。由于懸架采用有內摩擦的彈性元件，取 0.5 。3.3.3 減振器阻尼系數的確定減振器阻尼系數2 cms 。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率c / ms ，所以理論上2 ms 。實際上應根據減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數。當減振器如圖3 安裝時，減振器阻尼系數圖 3懸架結構簡圖用下式計算：2 ms n2 / a2 cos2（3）式中： n雙橫臂懸架的下臂長；a減振器在下橫臂上的連接點到下橫臂在車身上的鉸接點之間的距離；減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。3.3.4 最大卸荷力 Fs 的確定為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷閥。此時的活

17、塞速度稱為卸荷速度vx。在減振器安裝如圖3 所示時vx A a cos / n（4）式中： vx卸荷速度；A車身振幅；懸架振動固有頻率。在伸張行程的最大卸荷力Fssvx（5）3.3.5 筒式減振器工作缸直徑D 的確定根據伸張行程的最大卸荷力Fs 計算工作缸的直徑D4Fs（6）D p(12 )式中： p 工作缸最大允許壓力；連桿直徑與缸筒直徑之比。再根據 QC/T 491-1999 汽車筒式減振器尺寸系列及技術條件 ，選取工作缸直徑 D30mm ，貯液筒最大外徑 45mm, 防塵罩最大外徑 56mm, 活塞有效行程為 190mm ，活塞最大壓縮時全長為310mm 。第四章閥體選用減振器閥的結構和

18、特性對其工作特性有決定性的影響，筒式液阻減振器技術的發(fā)展很大程度上取決于閥結構的改進。圖4 所示是三種典型的閥結構，前兩種多用于早期的轎車懸架減振器，其特性通過改變彈簧剛度和預加載荷來調節(jié)，有關文獻已對其節(jié)流特性進行了理論分析和實驗研究。這兩種閥的優(yōu)點是結構簡單，工作可靠，但圖4a 所示的結構由于板閥較小的升程就會形成較大的流通面積，因此導致減振器阻尼力一活塞速度特性呈軟非線性特性 ;在圖 4b 所示的結構中滑閥與導向座之間存在摩擦，導致閥運動響應滯后或不連續(xù)。圖4c 所示彈性閥片結構的突出優(yōu)點是易于通過增減閥片數量和墊片等措施改變閥的節(jié)流特性 ;缺點是流量系數對圓角及毛刺等較為敏感，因此加工

19、精度要求較高;使用過程中當閥片與閥座間存在雜質顆粒導致閥片關閉不嚴時，會造成減振器阻尼力的顯著下降。圖 4 筒式液阻減振器的幾種典型閥結構這種節(jié)流閥最初多用于賽車減振器，隨著制造技術的提高，現代轎車懸架和轉向系減振器也廣泛采用，但對此類閥的節(jié)流特性的理論和實驗研究尚不充分。因此，綜合以上各項因素，通液閥、復原閥采用圖4a 所示的結構，補償閥、壓縮閥采用圖 4b 所示的結構。第五章減振器的數學模型5.1 拉伸（復原行程）工況下的數學模型5.1.1 開閥前當減振器的活塞相對工作缸向上運動時（見圖5），油液自活塞上部，經過常通孔流向下部。設活塞與缸筒間的摩擦力及泄漏量不計，并略去油缸下腔的壓力p1(

20、接近大氣壓 ，)則有：Q0 ( Sh - Sg )V（ 7）式中： Q0 上腔排入下腔的流量；Sh 活塞的端面積；Sg 活塞連桿的橫截面積；V活塞相對工作缸的運動速度。其中：Sh 41 dh2Sg41 d g2式中： dh活塞的外徑；圖 5拉伸行程示意圖dg連桿的直徑。在此狀態(tài)的行程中，減振液只能從常通孔流入下腔，節(jié)流形式屬于薄壁小孔節(jié)流，其流量為：QS2g pS2 p21121式中： Q1 從活塞常通孔流入下腔的流量；常通孔流量系數；S1 活塞常通孔面積；p2活塞常通孔上部油壓；油液的重度；g重力加速度；油液的密度。在開閥前，通過活塞液入下腔的流量與上腔減少的容積應相等，即（ 8）可得：2(

21、Sh - Sg )Vp2S12因此，減振器的復原阻尼力為：Ff p2 Sh - Sg(dh2 - dg2 ) p24式中： Ff復原阻尼力由式（ 9）和（ 10 ）可得：Sh - Sg3V2Ff2S122（8）Q0=Q1 。由式和（9）（ 10）（ 11）5.1.2 開閥后開閥時，閥片受油壓產生彈性變形，形成環(huán)形間隙。此時，通過活塞的流量除了常通孔那部分流量外，還有通過復原閥的流量。這部分流量與壓差的關系式為：Q2S22p2（ 12）式中： Q2 油液通過復原閥的流量：S2 復原閥開閥后的節(jié)流面積；S2 =2b, b閥片的內環(huán)半徑， 閥片的內環(huán)撓度。根據流量連續(xù)的原理，可得：Q2 =Q1Q2（

22、 13）將式（ 7）、（8）和式（ 12 ）代入式（ 13 ），整理得：22(S1 S2 ) 2 p21 (Sh Sg )V0（ 14）由上式可求出壓差p2，則此時減振器的復原阻尼為：Ff p2 (Sh Sg )（ 15）5.2 壓縮（壓縮行程）工況下的數學模型壓縮行程的節(jié)流形式與復原行程的節(jié)流形式不同。在復原行程中，主要是靠活塞上閥片的彈性變形來實現節(jié)流；而壓縮行程的節(jié)流，主要是靠閥片壓縮圓錐螺旋彈簧來實現節(jié)流的目的。壓縮行程進行時，油從活塞下腔經過活塞中的常通孔（面積為 f 1）;流向上腔，且有部分多余油液經過工作缸下面的常通孔（面積為 f3）; 流入補償室。示意圖見圖6。活塞與缸筒間的摩

23、擦力和泄漏量不計，并略去補償室內的壓力p3 （等于大氣圖 6壓縮行程示意圖壓） 。設通過常通孔f1 和 f3 的流量為 Q1 、Q3，則有：Q1 S12 p（ 16）Q3 S32p1（ 17）式中： Q1 下腔排入上腔的流量；Q3 下腔排入補償室的流量；f3工作缸的常通孔截流面積；p工作缸上、下腔的油壓差；p1工作缸下腔的油壓。減振器壓縮阻力 Fy 為：Ff p1Sh p2 ( Sh Sg )（ 18）油液的流量：Q1( Sh Sg )V（ 19）Q3SgV（ 20）由式（ 14）（15 ）（ 17）和式（ 18 ）可推導出：p1(SgV2（ 21）)2S3(ShSg )V2p2 p1（22）

24、2S1由式（ 18）至式（ 22 ）可得減振器的壓縮阻力為：22FyVSg3SgV（ 23）2Sh2SgS1S3根據減振器在工作過程中，振動速度在不斷地變化，其工作狀態(tài)可以分為開閥前、開閥后和開閥到最大開度三種情況。所以，在建立其數學模型時，也應分為三種情況進行討論。實際汽車減振器設計的壓縮阻力很小，故僅討論開閥狀態(tài)。（1）開閥前開閥前，活塞中的圓錐螺旋彈簧未發(fā)生彈性變形。當活塞向下運動時，減振液從活塞的常通孔流入上腔，節(jié)流形式屬于薄壁小孔節(jié)流，其流量為 Q1，見式（ 16）。減振液從下腔流入補償室的流量為 Q3，見式（ 17）。阻尼力與振動速度的關系見式（ 23 ）。（2）開閥后隨著壓縮行程

25、中速度的增大，下腔的油壓也在升高，從而使壓縮彈簧變形，于是閥片開啟，通過活塞的流量得到迅速增加。通過活塞閥片的流量為：Q12pS1（ 24）Q42pS4（ 25）式中： Q4 閥片開啟后所經過油液的流量；f4閥片開啟后的節(jié)流面積。其中：S22 a式中： a閥片的外環(huán)半徑；X圓錐螺旋彈簧的壓縮量。由彈簧的變形原理可知：F K ( x x0 )（ 26）式中： F圓錐螺旋彈簧所受的壓力；K圓錐螺旋彈簧的剛度；x0圓錐螺旋彈簧的預壓量。則有：pF（ 27）S1式中： S1 閥片上液體作用的面積。將此時求出的 (f1f4) 值代入式（ 23）中的 f1，即可求得此時的減振器壓縮阻力值。（3）開閥到最大

26、當圓錐螺旋彈簧處于限位狀態(tài)時，閥片的開度最大。此時，開度為：x=x max（ 28）將式（ 28 ）代入式（ 26） ,重復上面的運算過程，即可得出閥片在最大開度時，減振器的壓縮阻力值。5.3 減振器的外特性模擬計算減振器的外特性是指阻尼力與行程或阻尼力與相對振動速度關系的通稱。根據上面建立的數學模型，再確定振動速度，就可以計算出減振器的阻尼力。如果計算出一個周期的數據，就可以繪出減振器的示功圖和速度特性曲線。根據我國減振器臺架試驗標準JB3901 85 的規(guī)定，測取減振器示功特性采用正弦激勵方式。即活塞相對于工作缸作往往復諧波規(guī)律的運動。S Smax sin t（ 29）式中： Smax 活

27、塞的最大位移；活塞運動的角頻率；f激振頻率；t時間?；钊c工作缸的相對運動速度為：VSmax cos t（ 30）根據上面的推導， 用 MATLAB 編制計算程序， 分別計算減振器在不同的振動速度下所產生的阻尼力，并繪制出速度特性圖 (F V)曲線。圖 7 是用計算機模擬出的減振器的示功圖和速度特性曲線。圖 7速度特性曲線第六章減振器的行程與布置6.1 減振器的行程選取對于筒式減振器垂直布置是所希望的，但受到其它方面的限制， 通常不得不傾斜布置。而為了獲得良好的使用效果和使用壽命， 減振器的最大傾斜角不超過 45。在車輪達到上跳極限位置時，減振器行程的富裕長度應大于 10mm ；在復原（拉伸）

28、方向，對于鋼板彈簧懸架，則從自由狀態(tài)富裕長度在 40mm 以上，在復原方向富裕長度不夠，是減振器發(fā)響和早期損壞的原因之一（只適用于不兼作限值器的減振器） 。減振器的連接型式不同，允許擺動的角度不同，設計時要根據具體情況，選擇合適的連接型式，各種型式的允許擺動角范圍見表 1 。減振器的允許擺動角，與連接的結構型式、尺寸大小、橡膠硬度、配方及過盈量等有關。減振器的耐久性受連接部分角位移力矩給予本體內部滑動部分的表面壓力和橡連接型式斜擺角 同軸扭轉角 H1H4( 錐吊環(huán)型 )6H2（直吊環(huán)）型 3 420 H3（X 銷吊環(huán)）型G（S）型1115 （任何方向）表 1允許擺動角范圍膠墊（襯套）的局部應力

29、影響很大， 所以連接部分的工作角要在規(guī)定的許用工作角范圍內，并進可能地減少其數值。根據行程余量及布置的需要，減振器的行程表示為：S f d f j l（ 31）式中： S減振器的行程；fd懸架的上跳行程；fj懸架的下跳行程；l減振器的總行程余量。為減少品種，減振器的行程已經標準化，規(guī)定以10mm 分檔，因此最后確定時以10為單位圓整。6.2 減振器行程匹配在布置減振器時，根據具體情況及空間位置，確定恰當的連接方式。減振器初步布置后，采用作圖或者計算進行運動校核，有時要交替進行，初算時，可暫時忽略懸架跳動時的橫縱向位移，見圖8。計算式為：圖 8行程布置示意圖221Sazs zm2xsys ym2

30、Lminxm221Sb2ys2zszmLmaxxs xmym式中： S（xs,ys,zs）減振器上連接點坐標；M(x m,ym,zm)滿載時，減振器下連接點坐標；Lmin減振器壓縮到底時的極限長度；Lmax減振器最大拉伸時的極限長度；Sa 相對滿載，減振器壓縮到底時的上移行程；Sb 相對滿載，減振器最大拉伸時的下移行程。減振器上下跳動余量為：上跳動余量 Safd ；下跳動余量 S bfj 。（ 32）（ 32）6.3 減振器的行程校核減振器作為懸架的一部分，其上端與車身或車架相連，下端與車軸（非獨立懸架）或控制臂（獨立懸架）連接。對于非獨立懸架，減振器的下連接銷一般與車軸剛性連接，在運動過程中

31、，連接銷（或連接桿中心）與車軸的相對位置不變。從減振器下連接中心點向車軸的兩個中心平面作垂線。在任意狀態(tài)下，減振器下連接中心與車軸中心及傾角的關系為：xcx0Lz sinbLx cos bzcz0Lx cosbLz sinb對于獨立懸架，減振器與控制臂連接，如果控制臂與x 軸平行，從減振器下連接中心圖 9行程校核示意圖點向控制臂作垂線（見圖9 ）則有下面關系式：ycy1Ly cos1Lz sin1zcz1Ly sin1Lz cos1減振器長度為：l j222xs xcys yczs zc減振器傾斜角為：x tan 1 xsxc zs zcy tan 1 ysyc zs zc22tan 1xs

32、xcys yczszc式中：（ xs,ys,zs）減振器上連接中心點坐標；（ xc,yc,zc）減振器下連接中心點坐標；（ x1,y1,z1 ）控制臂（擺臂）軸中心點坐標；Lx， Ly，L z減振器相對于車軸（或控制臂）的兩個垂距，減振器下端中心在軸的前方時 Lx 取負值，在軸的上方時Lz 取負值，在控制臂下方Lz 取負值； b 車軸傾角（對于前軸為相對車架后傾角，后軸又為后橋翹角）； 1 擺臂角（在水平線下時取負值） 。對于鋼板彈簧懸架，前面已將車輪中心描述為彈簧弧高的函數，故減振器下點也描述為彈簧弧高的函數。在進行行程余量計算時，首先不計懸架的上、下限位，用循環(huán)法以減振器長度 |L jLm

33、ax |和|Lj Lmax |小于某一精度值位條件，計算出減振器上、下兩個極限位置的坐標值。再計算出達到懸架上、下極限位置時的減振器下點坐標（板簧懸架用零負荷點作為下極限位置），從而比較zc 的變化，得出上、下跳余量。擺臂式懸架則描述為下臂角 1 的函數，代入上、下限位時的擺臂角，得出上、下限位時的減振器下點坐標，再比較zc 的變化。結論（1）通過數學建模得出的減振器速度圖形上看，該減振器基本滿足設計要求。行程校核也符合要求。所以，該減振器設計是達到要求的。（2）由于本人能力有限，設計采用了傳統(tǒng)的被動式減振器。其發(fā)展主要在于局部結構的改善和新材料新工藝的應用，因此，不能從根本上滿足現代汽車的使

34、用需求。而可調阻尼式減振器才是未來減振器發(fā)展的趨勢。（3）由于本人缺乏經驗，再加上資料準備不充分，在此文的設計計算中有許多參數的選取沒有經過仔細考慮。（4）在閥體選擇上，本人選取了較為過時的閥體，主要是對新的閥體不夠了解。而減振器的性能很大程度上取決于閥體，所以今后在這方面需要做的工作還有很多。（5）在油料選擇上，本設計只是參照其它減振器的選擇方案，究竟是否選擇合理，還有待考究。致謝大學四年完結在即，心里很是興奮。特別是一想到快回家了，而且是一去再也不會回來，我從內心深處感到愉悅。我常對別人說，這四年就像坐牢一樣，這是我的真心話。但是我還對自己說，“天下沒有白坐的牢” ，這也是我的真心話。在這

35、四年里學到的東西，比起我以往任何時候學到的都要寶貴。這四年我雖然不怎么快樂，卻沒有白白浪費。圖書館是我最留念的地方，我對那里像家一樣熟悉，有時甚至隨便得穿拖鞋進出。我為自己在那里花費了較多時間而自豪。在那里，我得到了曾經夢寐以求的知識。還要感謝李健康、徐偉和周海燕老師在學習中給我的啟發(fā)。通過這次畢業(yè)設計，我深切感受到大學生活里最痛苦的事莫過于沒有一臺屬于自己的電腦。本論文是在薛念文、周衛(wèi)琪老師細心指導下完成的，在做畢業(yè)設計期間，我深深地體會到了兩位老師治學嚴謹的態(tài)度，對學生認真的責任心。在此我由衷地感謝兩位老師。參考文獻1 . 呂光源，呂利國 . 汽車設計手冊：整車 2底盤卷 . 長春：長春汽

36、車研究所， 1998.2 . 李衛(wèi)民，朱濤 . 汽車減振器設計中數學模型的建立 . 遼寧：遼寧工學院學報， 1998.9.3 . 黃志剛，毛志懷 . 減振器的外特性計算與試驗研究 . 北京：機械設計與制造， 2002.12.4 . 劉惟信 . 汽車設計 . 北京：清華大學出版社， 2001.5 . 李世民，呂振華 . 汽車筒式液阻減振器技術的發(fā)展 . 汽車技術， 2001.6 . 馮雪梅，劉佐民 . 汽車液力減振器技術的發(fā)展和現狀 . 武漢：武漢理工大學學報， 2003.6.7 . 吳云飛，雷雨成，歐陽新 . 液力減振器阻尼特性的模擬計算和優(yōu)化 . 汽車科技， 2000.1.8 . 余志生 . 汽車理論（第 3 版） . 機械工業(yè)出版社， 2000.10.9 . 王望予 . 汽車設計（第 3 版） . 機械工業(yè)出版社， 2000.5.10 . 王沫然 . MATLAB 與科學計算 . 電子工業(yè)出版社， 2003.9.11. 方昌林 . 液壓、氣壓傳動與控制 . 機械工業(yè)出版社， 2000.12 . 王大櫟，王大康 . 機械設計綜合課程設計 . 機械工業(yè)出版社， 2003.6.