4-1汽车减振器的选型设计.

4-1汽车减振器的选型设计.
汽车减振器的选型设计
东风汽车⼯程研究院陈耀明
2010年11⽉12⽇
⽬录
⼀、汽车减振器的作⽤和功能---------------------------4
1、减振器的作⽤--------------------------------------4
2、减振器的功能--------------------------------------4 （1）对⾃然振动--------------------------------------4 （2）对强迫振动--------------------------------------6
⼆、汽车减振器选型设计的任务-------------------------8
三、汽车减振器额定阻⼒和⼯作缸直径的选择-------------9
1、线性减振器的阻尼特性------------------------------9
2、实际减振器的⾮线性--------------------------------9
3、减振器⽰功试验的标准规范-------------------------10
4、悬架系统相对阻尼系数与减振器阻尼系数的关系-------11
5、计算额定阻⼒-------------------------------------12
6、选择减振器⼯作缸直径-----------------------------13
四、验算悬架系统在各种⼯况下的振动特性--------------14
五、减振器⾏程和长度的确定--------------------------14
1、减振器最⼤压缩（上跳）⾏程-----------------------14
2、减振器最⼤拉伸（下跳）⾏程-----------------------15
3、减振器的总⾏程和长度-----------------------------15
六、减振器上、下端连接⽅式和安装⾓度----------------16
1、减振器橡胶铰接头的最⼤转⾓-----------------------16
2、减振器的安装⾓度---------------------------------16
七、特殊结构的减振器--------------------------------17
1、带有反向限位的减振器-----------------------------17
2、阻尼可调的减振器---------------------------------17
⼋、试验和使⽤验证----------------------------------18
汽车减振器的选型设计
⼀、汽车减振器的作⽤和功能
1、减振器的作⽤
减振器是⼀种粘性阻尼元件，它能产⽣与运动⽅向相反，与运动速度成⽐例的阻⼒。

2、减振器的功能
减振器的阻⼒与运动速度的⽐值称为阻尼系数，在振动系统即悬架系统中它与簧载质量、弹性元件刚度等形成相对阻尼系数（⼜称阻尼⽐或⾮周期系数），对系统的振动起重要影响。

相对阻尼系数的功能主要有两⽅⾯：
（1）对⾃然振动
当悬架系统受到单⼀脉冲后，产⽣⾃然振动，减振器能使振幅衰减，⽽且系统的固有频率略为降低。

相对阻尼系数越⼤，两者的降幅越⼤。

对于单⾃由度的线性系统，衰减振动可⽤式（1）和图1表达：
)sin(220αω+-=-t n Ae z nt ---------------------------------（1）
可令式（1）中：
d n ωω=-220 --------------------------------（2）
称为有阻尼振动系统的固有圆频率。

从定义有：
M
k n =
2 ---------------------------------（3）且M C =20ω --------------------------------（4）⼜定义：
M
k M C k n
===0022ωωψ ---------------------------------（5）联⽴式（2）、（3）、（4）、（5），得：
201ψωω-=d ---------------------------------（6）式中 0ω⽆阻尼振动系统的固有圆频率
k 减振器阻尼系数
M 振动系统簧载质量
n 单位簧载质量的阻尼系数之半
ψ相对阻尼系数（阻尼⽐，⾮周期系数）
从式（6）可见，相对阻尼系数ψ越⼤，系统的固有圆频率d ω越低。

当1=ψ时0=d ω，系统变为⾮周期运动。

当0=ψ时0ωω=d ，系统为⽆阻尼振动。

汽车悬架系统的相对阻尼系数⽐较⼩，⼀般为0.25～0.35，d ω⽐0ω只降低3%～6%，可以按⽆阻尼振动的固有频率式（4）来进⾏分
析运算。

现定义两个相邻振幅1A 与2A 之⽐为减幅系数，即：
)12(212ψπψ-==e A A d ---------------------------------（7）
从式（7）可见，有阻尼振动系统的振幅是按等⽐级数衰减的，
相对阻尼系数ψ越⼤，衰减越快。

对式（7）两边取⾃然对数，得：
212ψπψ
-=d l n
解出：
d l n 2
2411
πψ+= ---------------------------------（8）
只要测到衰减振动曲线上相邻⼆振幅之⽐d ，就可利⽤式（8）
算出相对阻尼系数ψ。

国标GB/T 4783“汽车悬挂系统的固有频率和阻尼⽐测定⽅法”就是根据上述理论制订的。

（2）对强迫振动
汽车⾏驶中，悬架系统实际上处在随机输⼊的强迫振动⼯况，通
常⽤频率响应（幅频特性）来描述这种⼯况。

系统的相对阻尼系数增⼤，使共振区的加速度增益明显减⼩，但⾮共振区的增益却增⼤，反之亦然。

所以，减振器阻尼值对不同频域振动的抑制作⽤是不同的，应合理选择。

对于单⾃由度的线性系统，可以⽤式（9）和图2来描述其位移的幅频特性。

其纵坐标q z 称为簧载质量位移输出对地⾯位移输⼊的增益（放⼤因⼦），横坐标为强迫振动圆频率与固有频率的⽐值λ。

2
12222)2()1()2(1??
+-+=ψλλψλq z ---------------------------------（9）
在评价⾏使平顺性时，往往要分析加速度输出，即加速度的幅频特性。

同样，可以⽤式（10）和图3来描述。

[]
212022202022)(4)(1)(41+-+=''ωωψωωωωψωq z -----------------------------（10）
图3的纵坐标q
z''为加速度输出对地⾯位移输⼊的增益（放⼤因⼦），横坐标为强迫振动输⼊频率（以Hz计量），该案例设定系统固有频率π
ω4
=，只对⽐相对阻尼系数ψ的影响。

对⽐式（9）、（10）可见，加速度的频率响应函数为位移的频率响应函数的2ω倍。

对于2质量的2⾃由度振动系统，相对阻尼系数的影响也是类似的，只是系统有两个固有频率，两个共振区。

对于簧载质量（车⾝）的加速度输出，主要的侧重点在分析低频共振区的振动，即悬架系统刚度和阻尼的影响。

⼆、汽车减振器选型设计的任务
汽车减振器选型设计不进⾏减振器具体结构的设计，只对以下涉及选型的各项⽬进⾏设计：
1、确定减振器的基本性能参数
也就是确定减振器的阻尼系数，包括复原（拉伸）和压缩⾏程的阻尼系数。

⼀般只需确定若⼲特定速度条件下，特别是标准⽰功试验速度的复原阻⼒和压缩阻⼒，即所谓的额定复原阻⼒和额定压缩阻⼒。

2、核算悬架系统的振动特性
即是计算相对阻尼系数的⼤⼩，并与推荐值对⽐。

3、确定基本的规格尺⼨
主要是：
（1）⼯作缸直径；
（2）⾏程及最⼤、最⼩长度。

4、确定杠杆⽐和安装⾓。

5、确定减振器上、下端的连接⽅式
也就是选择吊环衬套式还是螺杆衬垫式，并校核相应的许⽤扭转⾓和偏转⾓。

6、反向限位减振器的选择。

7、阻尼可调式减振器的选择。

三、汽车减振器额定阻⼒和⼯作缸直径的选择
1、线性减振器的阻尼特性
理论上的线性减振器，其阻⼒与速度成正⽐：
v
F k -----------------------------（11）式中：
F 阻尼⼒，与运动速度⽅向相反
v 减振器上、下接头相对运动速度，简称活塞线速度
k 阻尼系数，对线性减振器，k 为常数
2、实际减振器的⾮线性
实际使⽤的减振器都是⾮线性的，主要反映在两个⽅⾯：
（1）速度变化之后，特别是在卸荷阀开启前后，阻尼系数变化很⼤；
（2）复原（拉伸）⾏程和压缩⾏程其阻尼系数变化更⼤（对于常⽤的双筒式减振器）。

因此，设计计算⼀般都采⽤分段、分级，按线性理论公式进⾏计算。

3、减振器⽰功试验的标准规范
按照汽车⾏业标准QC/T 545所规定的下列条件进⾏⽰功试验：（1）减振器上、下端相对运动速度即活塞线速度为:近似的简谐波运动。

（2）试验温度：20±2℃。

（3）试验⾏程：s=（100±1）mm（即振幅为±50 mm）。

（4）试验频率：n =（100±2）cpm（次/分）。

试验结果如图4所⽰，左侧a)为阻⼒----位移特性，即⽰功图，封闭曲线内腔⾯积为减振器⼀个试验循环所消耗的功。

右侧b)为对应的阻⼒----速度特性，亦称为阻尼特性，曲线的斜率则是阻尼系数k。

按照简谐波的规律，已知振幅、频率，就可计算出峰值和⾕值的活塞线速度。

图4是按照振幅（⾏程）不变，频率变化的⽰功试验来求出对应阻尼特性曲线的。

当然，也可以⽤频率不变，振幅变化的⽰功试验来求出阻尼特性曲线，如图5所⽰。

根据上述条件，可计算出在试验循环中，减振器活塞的最⼤线速度为：
)(52.01064max s m n
s v ==-π -----------------------------（12）
对应这个速度的复原阻⼒称为额定复原阻⼒，对应这个速度的压缩阻⼒称为额定压缩阻⼒，均可以从标准⽰功试验求到，即复原和压缩⾏程中的最⼤阻⼒值。

4、悬架系统相对阻尼系数与减振器阻尼系数的关系
从线性振动理论的定义有：
M
k M C k
==022ωψ -------------------------------（5）式中：
ψ相对阻尼系数，或称阻尼⽐、⾮周期系数
C 悬架刚度
M 簧载质量
0ω悬架固有圆频率，M C f =
=πω20 f 悬架固有频率（Hz ）
如果减振器安装位置对车轴或车轮有杠杆⽐，则：
M
i k M C i k ==022222cos 2cos ωαα
ψ -----------------------------（13）式中：
b
a i =为杠杆⽐ a 减振器下⽀点到铰接点的距离
b 车轴或车轮到铰接点的距离
α减振器中⼼线对铅垂线的夹⾓
5、计算额定阻⼒
（1）选定期望的相对阻尼系数
①对于摩擦较⼤的弹性元件，如钢板弹簧，取ψ=0.1～0.2；②对于摩擦较⼩的弹性元件，如空⽓弹簧，取ψ=0.25～0.35；
③⾏驶路⾯较好的取下限，反之取上限，⼭区使⽤可加⼤到ψ=0.5。

上列系数以汽车满载为条件，即M 按满载取值。

（2）选定相关的计算参数
①簧载质量M 取汽车满载⼯况；
②悬架刚度C 或固有圆频率0ω取满载时的对应值；
③活塞线速度计算值取QC/T 545标准规定的⽰功试验的峰值速度，s
m v v 52.0max ==；④确定减振器安装位置的杠杆⽐i 和安装⾓α。

（3）求平均阻⼒
参照式（11），令
max
v F k m =，式（13）转换为αψ22max cos 2=
i M C v F m -----------------------------（14）式中：
2
B R m F F F += 速度为max v 时，复原阻⼒和压缩阻⼒的平均值 R F 速度为max v 时的复原阻⼒，即额定复原阻⼒
B F 速度为max v 时的压缩阻⼒，即额定压缩阻⼒
max v 标准⽰功试验条件的最⼤活塞线速度，即s m v 52.0max =
（4）求额定复原阻⼒和额定压缩阻⼒令q F F B
R =，则： m R F q
q F ?+=12 -----------------------------（15） m B F q F ?+=
12 -----------------------------（16）式中：
q 拉、压阻⼒⽐
参照标准QC/T 491或样本，也可按设计者意图选取q 值。

⼀般q =2～5，个别的达到q =10。

6、选择减振器⼯作缸直径
参照QC/T 491标准或供应商提供的样本，根据式（15）、（16）计算出的额定阻⼒值来确定⼯作缸直径。

⼀般以额定复原阻⼒为依据，额定压缩阻⼒为参考。

四、验算悬架系统在各种⼯况下的振动特性
上述减振器额定阻⼒的计算，是在特定⼯况，即载荷为满载，悬架刚度或固有频率为满载时的对应值所期望的相对阻尼系数，按照运动速度为台架试验标准的等幅峰值速度⽽求到的。

汽车悬架减振器的实际⼯况是变化的，包括：
1、载荷和刚度或偏频的变化，⾄少有满载、空载2种。

2、悬架跳动时减振器的振幅和频率是变化的，即活塞线速度不是固定的，因⽽其阻尼系数及阻尼⼒也是变化的。

⼀般要取3个常⽤值（0.1
3、0.26、0.52 m/s）来校验。

可以从供应商获得⼏种速度所对应的阻尼⼒或阻尼系数。

3、复原和压缩两种⾏程的阻尼⼒或阻尼系数是不同的。

这样，共有2×3×2=12种参数应代⼊式（5）或（13），求到12种相对阻尼系数。

可据此判别不同⼯况时减振器的效能，也可在不同车型之间对⽐，必要时应重新修改设计。

五、减振器⾏程和长度的确定
1、减振器最⼤压缩（上跳）⾏程
汽车悬架的上跳⾏程⼀般由橡胶限位块的位置确定，其⼤⼩与悬架静挠度的平⽅根成正⽐，还受弹性元件最⼤应⼒的制约。

减振器的最⼤压缩⾏程也是由它决定。

应该注意的是，减振器的⾏程要计⼊杠
杆⽐和安装⾓的影响。

对于⾮独⽴悬架，如果左、右减振器的跨距和限位块的跨距不同，侧倾时⾏程会被放⼤或缩⼩，要计⼊这个差异。

减振器的极限压缩⾏程要⽐上述的计算最⼤⾏程多5～10 mm，避免减振器活塞杆被顶弯，不允许将减振器⽤于上跳⾏程限位。

2、减振器最⼤拉伸（下跳）⾏程
汽车悬架多数利⽤弹性元件的反跳拉伸作为限位，有的采⽤专门措施，如钢丝绳、杠杆等进⾏限位。

对于这类悬架，减振器不必具备反向限位的功能，其最⼤拉伸⾏程略⼤于悬架的最⼤下跳⾏程即可。

对于空⽓悬架，⼏乎都借助减振器来达到下跳⾏程的限位，所以减振器的极限拉伸⾏程就是悬架的最⼤下跳⾏程。

这⾥也要计⼊杠杆⽐、安装⾓以及跨距不同产⽣的放⼤或缩⼩的影响。

空⽓悬架⽤减振器的极限拉伸⾏程必须要⼩于折算后的空⽓弹簧允许的最⼤拉伸量，以保证⽓簧的安全性、不脱囊。

汽车悬架最⼤下跳⾏程的⼤⼩取决于弹性元件结构特点，还要考虑静挠度⼤⼩，⼀般在静挠度达到零载之前就限位，有的悬架允许弹性元件有⼀定反拉产⽣反向负荷才限位。

3、减振器的总⾏程和长度
（1）减振器的总⾏程=最⼤压缩⾏程+最⼤拉伸⾏程。

（2）减振器的最⼩长度=总⾏程+减振器基长（基础设计长度）。

（3）减振器的最⼤长度=最⼩长度+总⾏程=基长+2倍总⾏程。

（4）从相关标准QC/T 491或供应商样本，就可选到标准化的减振器⾏程。

根据标准或样本中具体设计的基长，就可以确定减振器的最⼩、
最⼤长度。

由于车型和减振器的品种越来越多以及技术进步，已逐渐取消标准化的规格尺⼨，可以和供应商确定新的规格尺⼨。

六、减振器上、下端连接⽅式和安装⾓度
减振器两端都是⽤橡胶件铰接固定，分为吊环衬套式和螺杆衬垫式。

可以是两端同⼀型式，也可以是不同型式。

由于减振器伸缩时伴有摆动，这些铰接头产⽣转⾓。

为了保证橡胶件承受的应⼒不致于过⼤或发⽣滑转，避免早期损坏，对橡胶铰接头的最⼤转⾓以及减振器的安装⾓度必须给于限制。

1、减振器橡胶铰接头的最⼤转⾓
表１
2、减振器的安装⾓度
为了使铰接头的转⾓达到上述要求，同时也为了减⼩由此引起的减振器活塞侧向⼒，对减振器的安装⾓要求：
（1）减振器中⼼线与地⾯铅垂线的夹⾓，⼀般≤15°，个别悬架允许＜45°，这种布置应核对铰接头转⾓。

（2）半挂车或某些车型的随动转向桥所⽤的减振器，若减振器中⼼
线与地⾯铅垂线夹⾓≥45°，则需选⽤特殊规格减振器，该减振器储油筒有特殊标记，布置时标记部位必须向上。

（3）减振器布置应尽可能使下铰接点运动⽅向与减振器中⼼线⼀致，即减振器中⼼线垂直于下铰接头与瞬时中⼼的连线。

这时效率最⾼，摆⾓最⼩。

七、特殊结构的减振器
1、带有反向限位的减振器
绝⼤多数空⽓悬架都采⽤带有反向（下跳）限位吸能的减振器，个别不⽤这种减振器的悬架必须有其它装置，例如：限位钢丝绳、箍带、半椭圆板簧、反向限位橡胶块等。

反向限位减振器有两种结构型式：
（1）橡胶缓冲圈。

当活塞被拉伸到最⾼点前与橡胶圈接触，压缩橡胶圈，阻⼒急骤增⼤，起到缓冲限位作⽤。

（2）液压节流。

当活塞被拉伸到最⾼点附近，节流孔被逐渐关闭，阻⼒急骤增⼤，上腔油压也急骤增⼤，起到缓冲限位作⽤。

2、阻尼可调的减振器
（1）调节阻尼的⽬的
①使空、满载的相对阻尼系数接近，在不同载荷条件下，都得到较理想的减振效果。

②根据路⾯不平度状况调节阻尼系数，即，在坏路⾯（低频⼤振幅）上⾏驶，增⼤相对阻尼系数，以抑制共振区幅值；在好路⾯（⾼频⼩
振幅）上⾏驶，减⼩相对阻尼系数，以减⼩振动增益。

（2）调节阻尼的⼿段
①使⽤磁流变液，控制磁场变化以改变减振液的粘度，从⽽调节阻尼。

②借助电磁阀调节节流孔⼤⼩的变化。

③借助⽓压控制节流孔⼤⼩的变化，对于空⽓悬架，可利⽤空⽓弹簧内的⽓压（反映载荷状况）进⾏控制。

（3）调节阻尼的⽅法
有⼿动或⾃动。

若按路⾯状况进⾏闭环⾃动控制，就成为半主动悬架。

⼋、试验和使⽤验证
在完成上述各项选型设计程序之后，减振器的基本结构型式、性能参数、规格尺⼨都已确定。

下⼀步由减振器专业公司（即⽣产企业）进⾏具体的结构和⼯艺设计。

待新样品试制出来之后，专业公司必须按有关标准，如QC/T 545，进⾏性能测定和耐久性试验。

此外，汽车主机⼚或悬架专业公司，还应该将合格的新样品或符合选型设计要求的已有产品，进⾏系统整合以⾄装车试验，具体项⽬有：
1、汽车悬架系统的固有频率和阻尼⽐测定，采⽤的标准为GB/T 4783，测定的项⽬有：
（1）悬架系统固有频率；
（2）相对阻尼系数即阻尼⽐。

2、汽车平顺性试验，采⽤的标准为GB/T 4970。

如果被试车辆属客车，其试验结果的评价可采⽤标准QC/T 474。

如果时间和条件许可，还应进⾏若⼲数量和⾥程的使⽤试验，并进⾏评价。

只有完成上述试验验证，并获得合格或满意的结果之后，减振器的选型设计才算最终完成，否则还要进⾏必要的修改设计。