减振器机构类型及主要参数的选择计算

先根据整车的输入和设计要求，设定相对阻尼系数。根据相对阻尼系数悬架杠杆比得出减震器阻尼系数。由此选择阀片系列缸筒直径活塞杆直径，并由减震器配合的悬架结构选择合适的油封。

可调减震器在高档车中用的多。一般轿车还是普通减震器多。

这只是初步的计算设计。其实最终确定阻尼力大小还要看整车调试阶段的结果。

4.7.1分类

悬架中用得最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。汽车车身和车轮振动时，减振器内的液体在流经阻尼孔时的摩擦和液体的粘性摩擦形成了振动阻力，将振动能量转变为热能，并散发到周围空气中去，达到迅速衰减振动的目的。如果能量的耗散仅仅是在压缩行程或者是在伸张行程进行，则把这种减振器称之为单向作用式减振器，反之称之为双向作用式减振器。后者因减振作用比前者好而得到广泛应用。根据结构形式不同，减振器分为摇臂式和筒式两种。虽然摇臂式减振器能够在比较大的工作压力(10—20MPa)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的影响大而遭淘汰。筒式减振器工作压力虽然仅为2.5～5MPa，但是因为工作性能稳定而在现代汽车上得到广泛应用。筒式减振器又分为单筒式、双筒式和充气筒式三种。双筒充气液力减振器具有工作性能稳定、干摩擦阻力小、噪声低、总长度短等优点，在轿车上得到越来越多的应用。

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。4.7.2相对阻尼系数

减振器在卸荷阀打开前，减振器中的阻力F与减振器振动速度v之间有如下关系Fv(4－51)

式中，为减振器阻尼系数。

图4—37b示出减振器的阻力－速度特性图。该图具有如下特点：阻力－速度特性由四段近似直线线段组成，其中压缩行程和伸张行程的阻力－速度特性各占两段；各段特性线的斜率是减振器的阻尼系数F/v，所以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前的阻尼系数而言。通常压缩行程的阻尼系数YFY/vY与伸张行程的阻尼系数SFS/vS不等。

图4—37减振器的特性

a)阻力一位移特性b)阻力一速度特性

汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数的大小来评定振动衰减的快慢程度。的表达式为2cm(4－52)

式中，c为悬架系统垂直刚度；m为簧上质量。

式(4－52)表明，相对阻尼系数的物理意义是：减振器的阻尼作用在与不同刚度c和不同簧上质量m的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。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；值小则反之。通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数Y取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数S取得大些。两者之间保持Y＝(0.25～0.50)S的关系。

设计时，先选取Y与S的平均值对于无内摩擦的弹性元件悬架，取＝0.25～0.35；对于有内摩擦的弹性元件悬架，值取小些。对于行驶路面条件较差的汽车，值应取大些，一般取S＞

0.3；为避免悬架碰撞车架，取Y＝0.5S。4.7.3减振器阻尼系数的确定

减振器阻尼系数2cm。因悬架系统固有振动频率c/m，所以理论上

2m实际上应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。例如，当减振器如

图4－38a安装时，减振器阻尼系数用下式计算

图4—38减振器安装位置

2mn2(4－53)2a中，n为双横臂悬架的下臂长；a为减振器在下横臂上的连接点到下横臂在车身上的铰接之间的距离。

减振器如图4－38b所示安装时，减振器的阻尼系数占用下式计算

2mn22(4－54)2aco式中，a为减振器轴线与铅垂线之间的夹角。

减振器如图4－38c所示安装时，减振器的阻尼系数用下式计算2m(4－55)2co分析式(6－53)～式(6－54)可知：在下横臂长度n不变的条件下，改变减振器在下横上的固定点位置或者减振器轴线与铅垂线之间的夹角。，会影响减振器阻尼系数的变化。4.7.4最大卸荷力F0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。此时的活塞速度称为卸荷速度v某。在减振器安装如图4－38b所示时

v某Aaco/n(4－56)

式中，v某为卸载速度，一般为0.15～0.30m/；A为车身振幅，取±40mm，为悬架振动固有频率。

如已知伸张行程时的阻尼系数S，载伸张行程的最大卸荷力F0Sv某。4.7.5简式减振器工作缸直径D的确定

根据伸张行程的最大卸荷力F0计算工作缸直径D

4F0（4－57）D2p(1)式中，p为工作缸最大允许压力，取3～4Mpa；为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取＝0.40～0.50，单筒式减振器取＝0.30～0.35。

减振器的工作缸直径D有20、30、40、（45）、50、65mm等几种。选取时应按标准选用。

贮油筒直径Dc＝（1.35～1.50）D，壁厚取为2mm，材料可选20号钢。

4.8横向稳定杆设计计算

为了降低汽车的固有振动频率以改善行驶平顺性，现代轿车悬架的垂直刚度值都较小，从而使汽车的侧倾角刚度值也很小，结果使汽车转弯时车身侧倾严重，影响了汽车的行驶稳定性。为此，现代汽车大多都装有横向稳定杆来加大悬架的侧倾角刚度以改善汽车的行驶稳定性。横向稳定杆在独立悬架中的典型安装方式如图4－39所示。当左右车轮同向等幅跳动时，横向稳定杆不起作用；当左右车轮有垂向的相对位移时，稳定杆受扭，发挥弹性元件的作用。横向稳定杆带来的好处除了可增加悬架的侧倾角刚度，从而减小汽车转向时车身的侧倾角外，如前所述，恰当地选择前、后悬架的侧倾角刚度比值，也有助于使汽车获得所需要的不足转向特性。

通常，在汽车的前、后悬架中都装有横向稳定杆，或者只在前悬架中安装。若只在后悬架中安装，则会使汽车趋于过多转向。横向稳定杆带来的不利因素有：当汽车在坑洼不平的路面行驶时，左右轮之间有垂向相对位移，由于横向稳定杆的作用，增加了车轮处的垂向刚度，会影响汽车的行驶平顺性。

图4－39横向稳定杆的安装示意图

在有些悬架中，横向稳定杆还兼起部分导向杆系的作用，其余情况下则在设计时应当注意避免与悬架的导向杆系发生运动干涉。为了缓冲隔振和降低噪声，横向稳定杆与车轮及车架的连接处均有橡胶支承。

当横向稳定杆用于整体桥非独立悬架时，其侧倾角刚度与车轮处的等效侧倾角刚度相等。当用于独立悬架时(参见图4－39)，横向稳定杆的侧倾角刚度Cb与车轮处的等效侧倾角刚度Cw之间的换算关系可如下求出：设汽车左右车轮接地点处分别作用大小相等，方向相反的垂向力微量dFw，在该二力作用下左右车轮处的垂向位移为dfw，相应的稳定杆端部

受到的垂向力和位移分别为dFb和dfb，由于此时要考察的是稳定杆在车轮处的等效侧倾角刚度，因而不考虑悬架中弹簧的作用力，则必然有dFw与dFb所做的功相等，即

dFwdfwdFbdfb（4－58）

而作用在稳定杆上的弯矩和转角分别为

dMbdFbL(4－59)db2dfb/L（4－60）

式中L——横向稳定杆的角刚度Cb为

CbdMb1dFb2L（4－61）db2dfb同理可得在车轮的等效角刚度Cw为

Cw1dFw2B（4－62）2dfw式中B——轮距。

将式（4－62）和式（4－58）代入式（4－61）得到

CbfwLCw（4－63）fbB22由于连接点处橡胶件的变形，稳定杆的侧倾角刚度会减小约15％～30％。

当稳定杆两端受到大小相等、方向相反的垂向力P作用时(参见图4－40)，其端点的垂向位移f可用材料力学的办法求出，具体为

fP3L322la(ab)al(bc)12（4－64）3EI25式中E——材料的弹性模量，E＝2.0610Mpa；

I——稳定杆的截面惯性矩，Id464，mm；

4d——稳定杆的直径，mm；

P——端点作用力，N；

f——端点位移，mm。

其余各量意义见图4－40。由式（4－64）可得到稳定杆的角刚度

1P23EIL2（4－65）CbLL2f22l13a3(ab)24l2(bc)2

图4－40横向稳定杆计算用简图

当角刚度给定时，可求得所需要的稳定杆直径d为

d4128Cb3L22l1a3(ab)24l2(bc)（4－46）3LE2一般情况下，如图4－40所示的稳定杆的最大应力发生在截面B的内侧(其原理与螺旋

弹簧内侧扭转应力大于外侧类似)，其大小与月处的圆角半径只有关，因为R决定了此处的曲度系数。对于稳定杆，最大扭转应力不应超过700MPa，亦即

16Pl2K'≤＝700Mpa（4－47）3d'式中K——曲度系数，K'4C10.615；

4C4CC——弹簧指数，C(2Rd)/d。

由式(4－46)和K及C的表达式，可求出需要的最小圆角半径R。通常为了减小扭转应力，推荐R的取值不小于1.25d。

其他位置的应力一般都小于B截面内侧的扭转应力。如果图4－40中支承点C的位置很靠近中心，则C截面处同时受到弯矩和扭矩的作用，可能产生较大的主应力，当图中(a+b)的值接近或超过2l2时，则应校核该处的主应力。

'B截面在弯矩Pl2的作用下产生的弯曲应力为Pl1/(32d3)，在极限位置亦即最大载荷作用下，这一弯曲应力应小于等于1250MPa。

横向稳定杆所采用的材料和加工工艺与前面介绍过的扭杆相同，所不同的只是扭杆要做预扭处理，而稳定杆由于工作时要承受正反两个方向的扭矩，不做预扭处理。对于既是稳定杆、

又要兼起导向机构的情况，应选用级别较高的材料。