减振器机构类型及主要参数的选择计算.
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---------------------------41、减振器的作⽤--------------------------------------42、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-------------91、线性减振器的阻尼特性------------------------------92、实际减振器的⾮线性--------------------------------93、减振器⽰功试验的标准规范-------------------------104、悬架系统相对阻尼系数与减振器阻尼系数的关系-------115、计算额定阻⼒-------------------------------------126、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--------------------------141、减振器最⼤压缩（上跳）⾏程-----------------------142、减振器最⼤拉伸（下跳）⾏程-----------------------153、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----------------161、减振器橡胶铰接头的最⼤转⾓-----------------------162、减振器的安装⾓度---------------------------------16七、特殊结构的减振器--------------------------------171、带有反向限位的减振器-----------------------------172、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。
扭转减震器设计
1绪论1.1引言由发动机传到汽车传动系统中的转矩是周期性地不断变化的，因此使传动系统产生扭转振动。
如果这一振动频率和传动系统固有频率相重合，就将发生共振，从而对传动系统中零件的寿命有很大影响。
因此，在不分离离合器的情况下进行紧急制动或者进行猛烈结合离合器时，在瞬间内将对传动系统的零件产生极大地冲击载荷，从而缩短零件的使用寿命。
为此，为了避免共振和缓和传动系统所受的冲击载荷，在汽车离合器中设置了扭转减振器。
扭转减振器主要由弹性元件（减振弹簧或橡胶）和阻尼元件（阻尼片）等组成。
弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶（通常为三阶）固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。
1.2扭转减振器的发展随着社会经济的发展，汽车走进了千家万户，人们在享受着汽车带来的便利的同时也对汽车的性能提出了更高的要求。
离合器作为汽车上一个必不可少的部件，除了能通断动力传动以外，还有减振调频的功能，越来越受人们的重视。
汽车传动系中的扭转振动将加大传动系零部件如轴、轴承、齿轮、壳体等的载荷，提高车厢内的噪声水平，降低汽车的行驶舒适性，汽车传动系的振动也是导致整车振动的主要原因。
据统计，我国因运输车辆的振动使包装不妥的产品受损，所造成的经济损失一年达数亿元。
同时由于轿车、客运车市场的发展，对汽车平顺性的要求也越来越高，振动使乘客产生不舒适的感觉，使驾驶者易疲劳降低了安全性，也使汽车零部件因振动而减少寿命，甚至使汽车的燃油经济性变差111。
因此，需要分析研究汽离合器在汽车传动系统中的作用，建立传动系的振动模型，找出离合器最优工作状态和最优参数，为改善传动系的扭转振动状况找到一些新思路，为厂家研究开发新型离合器提供理论依据。
现今所用的盘片式离合器的先驱的多片盘式离合器，它是直到1925年以后才出现的。
多片离合器最主要的优点是，在汽车起步时离合器的接合比较平顺，无冲击。
减振选型计算
1、风机型号：GISO 80X65-160 11/2转速：2900rpm 净重：225Kg 选配6只减振器总重：W=225Kg*1.5+367Kg=704.5Kg （1.5为设备安全系数）单只载荷：P=W/6=704.5Kg/6=118Kg/只（选配YDS/KL-17）变形量：h=P/Kz=118/8=14.75mm（YDS/KL-17竖向刚度为8KG/mm）fn=n/60=2900/60=48.4Hzfo=（9800/h）1/2/2π=5HzT A={1-1/[(48.4/5)2-1]}*100%=98.9%2、风机型号：GISO 100X80-160 18.5/2转速：2900rpm 净重：239Kg 选配6只减振器总重：W=239Kg*1.5+416Kg=774.5Kg （1.5为设备安全系数）单只载荷：P=W/6=774.5Kg/6=129Kg/只（选配YDS/KL-17）变形量：h=P/Kz=129/8=16.13mm（YDS/KL-17竖向刚度为8KG/mm）fn=n/60=2900/60=48.4Hzfo=（9800/h）1/2/2π=4HzT A={1-1/[(48.4/4)2-1]}*100%=99.3%3、风机型号：GISO 100X80-160 15/2转速：2900rpm 净重：218Kg 选配6只减振器总重：W=218Kg*1.5+403Kg=730Kg （1.5为设备安全系数）单只载荷：P=W/6=730Kg/6=122Kg/只（选配YDS/KL-17）变形量：h=P/Kz=122/8=15.25mm（YDS/KL-17竖向刚度为8KG/mm）fn=n/60=2900/60=48.4Hzfo=（9800/h）1/2/2π=4HzT A={1-1/[(48.4/4)2-1]}*100%=99.3%4、风机型号：GISO 250X200-400 75/4转速：1450rpm 净重：1134Kg 选配6只减振器总重：W=1134Kg*1.5+1750Kg=3451Kg （1.5为设备安全系数）单只载荷：P=W/6=3451Kg/6=575Kg/只（选配YDS-560）变形量：h=P/Kz=575/37=15.6mm（YDS-560竖向刚度为37KG/mm）fn=n/60=1450/60=24.2Hzfo=（9800/h）1/2/2π=4HzT A={1-1/[(24.2/4)2-1]}*100%=97.9%5、风机型号：GISO 250X200-315 75/4转速：1450rpm 净重：1050Kg 选配6只减振器总重：W=1050Kg*1.5+1600Kg=3175Kg （1.5为设备安全系数）单只载荷：P=W/6=3175Kg/6=529Kg/只（选配YDS-560）变形量：h=P/Kz=529/37=14.3mm（YDS-560竖向刚度为37KG/mm）fn=n/60=1450/60=24.2Hzfo=（9800/h）1/2/2π=4.2HzT A={1-1/[(24.2/4.2)2-1]}*100%=96.9%。
减震器设计
4.7减振器机构类型及主要参数的选择计算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ψ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 v F δ= (4－51)式中，δ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v F /=δ，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Y Y Y v F /=δ与伸张行程的阻尼系数S S S v F /=δ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ψ的大小来评定振动衰减的快慢程度。
ψ的表达式为s cm 2δψ= (4－52)式中，c 为悬架系统垂直刚度；为簧上质量。
yjk减震设计 参数
yjk减震设计参数一、设计概述YJK减震设计是一种高效的减震技术，主要应用于建筑、桥梁和其他土木工程结构中，以减少地震、风等外部作用力对结构的影响。
通过合理的减震设计，可以显著提高结构的抗震性能和稳定性，确保结构在各种极端条件下的安全性和稳定性。
二、主要参数1.阻尼器参数：阻尼器是减震设计的核心部件，其参数的选择对减震效果有着重要影响。
主要的阻尼器参数包括阻尼器的类型、刚度、阻尼系数等。
这些参数需要根据结构的特性、地震烈度、使用要求等因素进行合理选择和计算。
2.隔震支座参数：隔震支座是实现减震的重要构件，其主要参数包括支座的刚度、承载能力、稳定性等。
在减震设计中，需要根据结构的特点和使用要求，选择合适的隔震支座类型和规格，以确保减震效果和支座的安全性。
3.结构阻尼比：结构阻尼比是反映结构自身阻尼性能的参数，其大小对减震效果有着重要影响。
在减震设计中，需要根据结构的特性、地震烈度等因素，通过计算和分析，确定合理的结构阻尼比。
4.地震动参数：地震动参数是反映地震作用力的参数，包括地震烈度、峰值加速度、峰值速度等。
在减震设计中，需要根据工程所在地的地震动参数，对结构进行相应的分析和设计，以确保结构能够承受地震作用力。
5.场地条件：场地条件对减震效果也有重要影响。
在减震设计中，需要考虑场地土壤性质、地下水位等因素，对减震方案进行相应的调整和优化。
三、设计流程1.确定设计目标：根据工程要求和实际情况，确定减震设计的主要目标，如减小地震对结构的影响、提高结构的抗震等级等。
2.收集资料：收集相关资料，包括工程地质勘察报告、建筑结构图纸、相关规范标准等，为减震设计提供基础数据和依据。
弹簧减震器怎样来选型
弹簧减震器怎样来选型
1.减振器承载应包括减振设备(设备整机+机座+设备附件)总重W(kg)，选择支承点以偶数为佳，最低应不少于四个，单只减振器承载静载荷P0=W/N(kg);
单只减振器承载动荷载P=P0+(1.5R(kg))/9.8; N---减振设备系统支承点数;R为设备扰力(N);
在一般震动要求不严又难于取得制备扰力时，可以近似采设备静载荷P0乘动荷系数p来代替：动载荷：P=pP0; 动荷系数p一般情况下取p=1.1-1.4;可以根据设备总重W及设备干扰频率f的大小确定，W大f小时p值可取大些，W小f大时p值可取小些;
2.确定减振器型号:按单只减振器承载这P1<=P<=P3,选择减振器;应当首先选择P值与P2值较接近型号的减振器; P1---减振器的最小荷载(kg)，P2--减振器的最佳荷载(kg)，P3---减振器的极限荷载(kg);
3.为满足减振效果，对高速转动种承受循环载荷减振器，需进行共振验算;其验算工具公式为：设备干扰频率f与减振器自振频率f0的频率比f/f0应大于2，即：f/f0>=2;设备干扰频率：f=n/60(Hz);n--设备转速(转/分);
4.选择减振器是，应注意设备动态情况下的总重量的变化，在设备动载时重心不稳定时，应选用6个或6个以上减振器来稳定设备。
减震器。
减振器选型设计计算书(原)
减振器选型设计计算书一、减振器阻力的计算1. 相对阻尼系数Ψ的选择对于空气悬架，取Ψ=0.25～0.35，取Ψ=0.32. 减振器阻力系数γ的计算 CM ψ=2γ= 14181式中：C 悬架系统垂直刚度（为： 139667 N/m ）M 悬架的簧载质量（为： 4000 Kg ）3. 减振器阻力F 的计算n v F ⋅=γ= 7374 N式中：v=0.52m/s 减振器活塞运动速度,(通常在v=0～1.0m/s 的范围内取n=1)为了减小路面不平传递给车身的冲击，减振器拉伸行程和压缩行程的阻力Fr 和Fc 取值有所不同，一般按下式计算：拉伸行程阻力F Fr 8.0~7.0==0.8F = 5899 N , 压缩行程阻力F Fc 2.0== 1475 N 减振器的复原阻力 =5899±1160 N ，压缩 =1475±276N二、减振器结构参数的计算1、缸筒的设计计算根据拉伸行程的最大阻力Fr 计算工作缸直径D [])1(42λπ-=p F D r = 47～57 （1.1） 式中，[]p 为工作缸最大允许压力，取3～4Mpa ；λ为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取λ＝0.40～0.50;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。
取D=Φ50mm ，壁厚取为,2.5mm ，工作缸外径为Φ55mm, 材料选35#冷拔精密无缝钢管 贮油缸直径c D ＝（1.35～1.50）D ，壁厚取为3mm ，材料选Q235直缝焊管。
c D =Φ70mm ，贮油缸外径取Φ76mm2、活塞杆的设计计算活塞杆直径g d 可按下式计算经验数据： g d ＝（0.4～0.5）D ，则g d ＝Φ20mm.材质为：冷拉45#圆钢，热处理：表面高频淬火，硬化层深0.7～1.2mm,硬度45～50HRC ，淬火后校直。
直线度为0.02mm,并去应力回火；表面处理：表面镀硬铬20um 以上，铬层硬度要求HV900以上。
减震器选型计算公式
减震器选型计算公式
减震器选型计算公式可以根据需求来确定，以下是一种常见的计算公式：
1. 根据负载重量：首先需要确定需要减震的负载重量（W），可以根据设备或机械的重量来确定。
2. 根据加速度：其次需要确定设备或机械在运动过程中的最大加速度（a），可以根据设备或机械的运动情况来确定。
3. 根据减震器的合理工作行程：根据经验或减震器的特性，确定减震器合理的工作行程（S）。
根据上述参数，可以使用以下计算公式来选择适合的减震器：
1. 标称荷载能力：C = W / g
其中，C为减震器的标称荷载能力，W为负载重量，g为重力
加速度（一般取9.81 m/s^2）。
2. 阻尼系数：D = (W * a) / (S * g)
其中，D为减震器的阻尼系数，W为负载重量，a为最大加速度，S为减震器的工作行程，g为重力加速度。
3. 辅助计算：根据实际情况，还需要考虑其他因素如弹性系数、冲击频率等，以综合计算出最适合的减震器。
需要注意的是，以上计算公式仅为一种常见的减震器选型计算公式，实际选型还需根据具体情况进行进一步分析和综合考虑。
扭转减振器的参数确定
3.4.3扭转减振器的参数确定1、扭转减振器的角刚度决定于减振弹簧的线刚度及结构布置尺寸，按下列公减振器扭转角刚度ka式初选角刚度≤13T j（3-19） Ka式中：T j为极限转矩，按下式计算T j=（1.5～2.0）T e m ax（3-20）式中：2.0适用乘用车，1.5适用商用车，本设计为商用车，选取1.5，Temax 为发动机最大扭矩，代入数值得T j=257.25N.M，K a ≤ 3344.25N.mm／rad2、扭转减振器最大摩擦力矩由于减振器扭转刚度C受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故a为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩Tμ。
一般可按下式初选为Tμ=（0.06～0.17）T e max（3-21）取Tμ=0.15T e max，本设计按其选取Tμ=25.725N·m。
3、扭转减振器的预紧力矩减振弹簧安装时应有一定的预紧。
这样，在传递同样大小的极限转矩它将降低减振器的刚度，这是有利的，但预紧力值一般不应该大于摩擦力矩否则在反向工作时，扭转减振器将停止工作。
一般选取T预=（0.05～0.15）T e max，取T预=0.12T e max=20.58 N·m。
4、扭转减振器的弹簧分布半径R的尺寸应尽可能大一些，一般取减振弹簧的分布尺寸=（0.60～0.75）d/2 （3-22） R取 R0.7 d/20 =其中d为摩擦片内径，代入数值，得R=54.25mm。
5、扭转减振器弹簧数目可参考表3.10选取，本设计D=250mm，故选取Z=6。
表3.10减振弹簧的选取6、扭转减振器减振弹簧的总压力当限位弹簧与从动盘毂之间的间隙被消除时，弹簧传递扭矩达到最大TjP 总 =R T j （3-23）式中：P 总的计算应按Tj 的大者来进行P 总=4741.94N 。
每个弹簧工作压力P P Z=总=790.32N（3-24）7、从动盘毂缺口宽度及安装窗口尺寸为充分利用减振器的缓冲作用，将从动片上的部分窗口尺寸做的比从动盘毂上的窗口尺寸稍大一些，如图3.6所示。
隔震、减震结构计算与分析
4、屈曲约束支撑
4.1 软钢阻尼输入 .......................................................................................................... 10 4.2 直接建模 .......................................................................................................... 10 4.3 工程实例 .......................................................................................................... 11 1）工程概况 ......................................................................................................................... 11 2）设置屈曲约束支撑 ......................................................................................................... 11 3）计算结果对比 ................................................................................................................. 12 5、橡胶支座 .................................................................................................................. 13 .......................................................................................................... 13 .......................................................................................................... 14
(完整版)减震器选型方法
隔振器自身的刚度作用是在振动时会产生一个与振动位移成正比的恢复力，同时隔振器自身阻尼的作用是在振动时会产生一个和振动速度成正比的阻尼力。
在被动隔振中, 良好的隔振设计可使大部分的基座或基础运动都由隔振器来吸收，即隔振的目的就是减少振动的传递率使基座或基础的运动干扰尽量不向被保护的仪器或设备传播，并使仪器或设备的振动响应尽量保持最小。
隔振器最终的设计应该使隔振系统的固有频率低，有可变的阻尼特性，使系统既不会有显著的共振放大，同时又有良好的隔振效率，而且抗冲击性能和稳定性要好，因此, 在设计隔振器的阻尼时应同时考虑隔振系统的隔振效率和共振放大率，而隔振器的设计就是要适当选择系统隔振器的阻尼及刚度橡胶垫由于自身安装比较方便，形状可以根据需求制作，因此，微捷联惯组的隔振器尺寸是根据惯组的实际安装尺寸来设计车栽环境中振动噪声上妾是臬屮在10 Hz -120 Hz以及吏跖的频率驗根据减版原理，墓想隔离詠的抿动噪声，就必须使陌掘系统的固有频率在THz以下，即由隔振传递率曲线nJ甸当就提频率与園有鮒率的比大于时才会有隔振效果.而在实际工程中-股取该频率比为25^4,5・听以系统的固仃频率的范围兄2H2^4H2.同样隔离10Hz以上的推动嗥声时累统的训肓頤举确定的方法同上.即在一定范嵐内.所设计的隔振系统的固角频咿的偵越低，族动噪声被隔离的频段就越竜，因此，庄设计隔振系统时应使隔振丟统的固有频率辱凰偏低，微捷联惯组和其安驶支架的总质呈大约足50倔左彩,因此，耍采用四级对称式的安装方式,每组隔抿褂的平均承重质駄应该足1N以上,即每俎的隔扼器承重的质煨是在125g以上*通过以上分析.结薛微捶联惯组的宴际尺寸展终确定的隔振索统ffi隔撮器的結构歷卖际尺寸如图3.5所示，为r便惯组在各个方向上b耦，逸择r四组硅橡股垫，毎组棟由仿貞结果術报结构的同冇频净来看•隔振糸统的一阶同冇频率为65.204Hz.孙沖如图4.4 (a)所示,惯性組合在垂直方向上却沿Y轴产生了线振动，隔振系统的:阶固有频率为66.796Hz,振型如上图4.4(b)所示,惯性组合沿X轴产生了线振动;隔振系统的二阶固〃频率为66.8671k, fti型如上IW4.4 (c)所示，惯性组合沿乙轴心生了线振动•由丁振动耦合容易给系统引入伪运幼倍号,从而会彩响惯导系统的测量稻度，因此避免或尽吊•减小报动耦介通常是捷联惯导系统術抿设计的V耍耍求，仿真结果农明：在线般动输入的情况下,隔扳系统的前三阶固有频率为66Hz左右即在三轴匕儿乎不存任按动朗介，川以实现对岛频拓动的仃效袁减。
减振器
性能检测设备
示功特性检测 速度特性检测
MTS性能试验台
国产性能试验台
检测项目：
多速度示功图
（P-S图） 速度特性曲线 （V-S图） 摩擦力
4、温度特性
减振器油温升降引起阻力变化的特性 温度特性检测使用高、低温恒温箱 温度特性常用 P-t (阻力-温度）曲线表示
根据试件在20℃、100℃时的阻力计算出实际
4、单筒充气液压减振器 工作原理
● 无流通阀 和补偿阀 ● 对油封要 求较高 复原阀 压缩阀
浮动底座
高压氮气
五、汽车减振器的特性及其检测
汽车减振器本质上是一种阻尼器。通过 将外部输入的振动动能转化为其内部的热能 而实现减振功能。 1、尺寸参数
最大拉伸长度Lmax 、最小压缩长度Lmin、行程S
应用
多用于承载负荷大的客车、卡车及一些特种车辆上。
分类
平行钢板弹簧式悬架
• 用U型螺栓将钢板弹簧固定在装有左
右车轮的车轴的桥壳上。
• 钢板弹簧兼起车轴定位的作用，结
构简单，基本上不需要悬臂。 驶室及车箱底板平坦等优点。 用于卡车及厢式车。
• 具有耐久性好、可降低高度，使驾 • 非独立悬架中最为普通的方式。适
构造较复杂，承载力小。
应用
主要应用于轿车和小型客车。前轮比后轮采用得多
结构分类
分双叉式(烛式)、撑杆式(麦弗逊式)、拖动臂式等几种
双叉式悬架
• 一般的结构上、下两个控制臂支承有车轴的转
向节，在上下控制臂之间安装减振器。
• 采用双叉式悬架，其结构复杂且成本高，若没
有足够的空间则不能使其发挥作用。
2、汽车悬架系统的分类
根据汽车作用及形式，悬架装置的分类很多。 按基本结构分：非独立悬架、独立悬架。
扭转减震器设计说明书
为了降低汽车传动系的振动，通常在传动系中串联一个弹性阻尼装置，它就是装在离合器从动盘上的扭转减振器。
其弹性元件用来降低传动系前端的扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振，其阻尼元件用来消耗扭振能量，从而可有效降低传动系的共振载荷、非共振载荷及噪声。
本文介绍了扭转减振器的原理、工作过程及设计过程。
并对其进行了简单的解释、分析。
关键词：离合器；扭转减振器；扭转弹簧；从动盘AbstractIn order to reduce the vibration of vehicle transmission system, usually in the transmission lines in series a damping device, it is installed in the clutch driven plate on the reverse shock absorber. The elastic element used to reduce the torsional stiffness of the front driveline, thereby reducing the powertrain system, a reverse order (usually third-order) the natural frequency, changing the system's inherent vibration mode, so that the engine torque by as much as possible to avoid the main harmonic resonance caused by the amount of incentives, the torsional vibration damping device is used to consume energy, which can effectively reduce the transmission system of the resonance load, non-resonant load and noise. This article describes the principle of reversing the shock absorber, work process and the design process. And gain a simple explanation and analysis.Key words: Clutch ;Torsional absorber;Torsion spring ; Driven plate1概述 (3)2扭转减振器的结构类型 (4)3扭转减振器的组成及功用 (5)4扭转减振器的基本尺寸选择 (6)5设计计算 (7)T (7)5.1.扭转减振器的极限转矩jk (8)5.2.扭转角刚度ϕT (9)5.3.阻尼摩擦转矩μT (9)5.4.预紧转矩nR (10)5.5.减振弹簧的位置半径Z (10)5.6.减振弹簧个数jF (10)5.7.减振弹簧总压力∑ϕ (11)5.8.极限转角j6.结论 (12)7参考文献 .......................................................................................... 错误!未定义书签。
摩托车减震器结构类型及工作原理
摩托车减震器结构类型及工作原理为了缓和与衰减摩托车在行驶过程中因道路凹凸不平受到的冲击和震动，保证行车的平顺性与舒适性，有利于提高摩托车的使用寿命和操纵的稳定性，摩托车上均设置有减震器装置。
本文拟对常见的减震器结构类型、工作原理，以及减震器油的技术要求和如何调配、更换等进行探讨，供广大摩托车用户和车迷朋友们参考。
一、减震器的分类减震器有许多种类，摩托车中绝大多数采用筒式减震器，只有极少数采用钢板弹簧结构。
筒式减震器的型式和品种很多，大体上有以下几种类型：1、根据安装位置分，有前减震器和后减震器；2、按结构形式分，有（a）伸缩管式前叉液力减震器（这是目前摩托车中使用最多的前减震器）；（b）摇臂式减震器；（c）摇臂杠杆垂直式中心减震器；（d）摇臂杠杆倾斜式中心减震器。
3、按油缸工作位置分，有（a）倒置式减震器（即油缸位置在上方，活塞杆在下方）；（b）正置式减震器（油缸位置在下方，活塞杆在上方）。
4、按工作介质分，有（a）弹簧式减震器；（b）弹簧—空气阻尼式减震器（因空气的阻尼力有限，减震效果也不太理想，一般只用于速度不高的轻便摩托车作后减震器）；（c）液力阻尼式减震器；（d）油—气组合式前叉减震器。
（e）充氮气液压减震器。
5、按衰减力方向分，有（a）单向作用减震器；（b）双向作用减震器。
6、按负载调节式分，有（a）弹簧初始压力调节式；（b）气簧式；（c）安装角度调节式。
世界各国摩托车厂家在相互竞争中，对摩托车的前悬挂装置和后悬挂装置的设计，投入较大且十分考究，采用了更为新颖的变直径和变节距的弹性元件，如油压阻尼器、油—气调节装置、负载调节装置、摇臂杠杆式中心减震装置等先进结构。
这些新技术的普及，能迅速衰减因车速、负载及多种路况变化所带来的冲击和震动，将振抗自动地调节到最佳的技术状态，极大地改善了摩托车的减震性能，不同程度地提高了摩托车乘骑的适应性、舒适性、平稳性和安全性。
二、液压阻尼减震器的工作原理液压式减震器是目前摩托车使用最为普遍的减震器，现简要介绍其工作原理。
风机减震器计算规范
风机减震器计算规范
1. 确定风机的质量参数：包括风机的重量、转动惯量等。
这些参数可以通过测量或者参考风机的技术规格手册获得。
2. 确定风机的振动频率：通过测量或者参考风机的技术规格手册，确定风机的主要振动频率。
通常，风机的振动频率与其转速和结构特性有关。
3. 根据工作环境和要求，确定减震器的设计参数：这包括减震器的刚度、阻尼等。
具体参数的选择需要根据风机的振动频率、工作环境的地震状况等因素来决定。
4. 进行减震器计算：根据所选择的减震器的设计参数，使用减震器的计算公式或者软件进行计算。
减震器的计算应包括静态刚度、动态刚度、阻尼系数等。
5. 检验减震器的合理性：根据计算结果，对减震器的选型进行评估，并进行必要的调整。
检验减震器是否满足减振要求和工作环境的需求。
风机减振器计算公式
风机减振器计算公式
风机减振器的计算公式可以根据不同的设计理念和要求有不同的形式。
以下是一些常见的计算公式：
1.根据风机重量和减振器数量计算：总机器设备净重量× 1.3（安全
系数） / 方案设计的减振器数量 = 每一个减振器的载荷即规格型号。
例如，如果一台风机的总重量为2吨，且方案设计为每个风机使用4个减振器，那么计算公式为：2000 × 1.3 / 4 = 650kg。
这意味着可以选择JB型弹簧减振器，如JB-650-L这一型号
规格来满足震动问题。
2.根据风机重量、安装系数、安装高度和振动系数计算：N = W × K × H × V，其中N表示风机吊式减振器的总数量，W表示风机的重量（单位kg），K为安装系数（取0.8-1.5之间的数值），H为风机安装高度（单位m），V为风机
振动的系数（取振动幅度的平均值）。
3.根据设备重量和减振器数量计算：设备重量/ 减振器个数× 1.5 = 减振器承载重量。
这些公式都是基于一定的假设和理想条件，实际应用中可能需要根据具体情况进行调整和优化。
麦弗逊悬架的毕业设计
-目录1前言 ................................................................... 错误!未定义书签。
2 总体方案论证 (3)2.1 非独立悬架与独立悬架 (3)2.2 独立悬架结构形式分析 (3)2.3 悬架选择的方案确定 (3)3 前后悬架系统的主要参数的确定及对整车性能的影响 (5)3.1 悬架静挠度 (5)3.2 悬架动挠度 (6)3.3悬架弹性特性 (6)3.4前悬架主销侧倾角与后倾角 (7)4弹性元件的设计 (9)4.1螺旋弹簧的设计 (9)4.2钢板弹簧的设计 (9)4.2.1钢板弹簧的布置方案 (9)4.2.2钢板弹簧主要参数的确定 (9)4.2.3钢板弹簧各片长度的确定 (12)4.2.4钢板许用静弯曲应力验算 (13)4.2.5钢板弹簧总成在自由状态下的弧高及曲率半径计算 (14)4.2.6钢板弹簧总成弧高的核算 (15)4.2.7钢板弹簧强度验算 (16)5减震器机构类型及主要参数的选择计算 (18)5.1减震器的分类 (18)5.2相对阻尼系数 (18)5.3减震器阻尼系数的确定 (19)5.4最大卸荷力的确定 (20)5.5筒式减震器工作缸直径的确定 (20)6 结论 (21)参考文献 (22)致 (23)附录 (24)- . - 总结资料-.1前言悬架是保证车轮或车桥与汽车承载系统(车架或承载式车身)之间具有弹性联系并能传递载荷、缓和冲击、衰减振动以及调节汽车行驶中的车身位置等有关装置的总称。
悬架最主要的功能是传递作用在车轮和车架(或车身)之间的一切力和力矩，并缓和汽车驶过不平路面时所产生的冲击，衰减由此引起的承载系统的振动，以保证汽车的行驶平顺性。
为此必须在车轮与车架或车身之间提供弹性联接，依靠弹性元件来传递车轮或车桥与车架或车身之间的垂向载荷，并依靠其变形来吸收能量，达到缓冲的目的。
采用弹性联接后，汽车可以看作是由悬挂质量(即簧载质量)、非悬挂质量(即非簧载质量)和弹簧(弹性元件)组成的振动系统，承受来自不平路面、空气动力及传动系、发动机的激励。
摩托车减震器知识
摩托车减震器知识为了缓和与衰减摩托车在行驶过程中因道路凹凸不平受到的冲击和震动，保证行车的平顺性与舒适性，有利于提高摩托车的使用寿命和操纵的稳定性，摩托车上均设置有减震器装置。
本文拟对常见的减震器结构类型、工作原理，以及减震器油的技术要求和如何调配、更换等进行探讨，供广大摩托车用户和车迷朋友们参考。
一、减震器的分类减震器有许多种类，摩托车中绝大多数采用筒式减震器，只有极少数采用钢板弹簧结构。
筒式减震器的型式和品种很多，大体上有以下几种类型：1、根据安装位置分，有前减震器和后减震器；2、按结构形式分，有（a）伸缩管式前*液力减震器（这是目前摩托车中使用最多的前减震器）；（b）摇臂式减震器；（c）摇臂杠杆垂直式中心减震器；（d）摇臂杠杆倾斜式中心减震器。
3、按油缸工作位置分，有（a）倒置式减震器（即油缸位置在上方，活塞杆在下方）；（b）正置式减震器（油缸位置在下方，活塞杆在上方）。
4、按工作介质分，有（a）弹簧式减震器；（b）弹簧—空气阻尼式减震器（因空气的阻尼力有限，减震效果也不太理想，一般只用于速度不高的轻便摩托车作后减震器）；（c）液力阻尼式减震器；（d）油—气组合式前*减震器。
（e）充氮气液压减震器。
5、按衰减力方向分，有（a）单向作用减震器；（b）双向作用减震器。
6、按负载调节式分，有（a）弹簧初始压力调节式；（b）气簧式；（c）安装角度调节式。
世界各国摩托车厂家在相互竞争中，对摩托车的前悬挂装置和后悬挂装置的设计，投入较大且十分考究，采用了更为新颖的变直径和变节距的弹性元件，如油压阻尼器、油—气调节装置、负载调节装置、摇臂杠杆式中心减震装置等先进结构。
这些新技术的普及，能迅速衰减因车速、负载及多种路况变化所带来的冲击和震动，将振抗自动地调节到最佳的技术状态，极大地改善了摩托车的减震性能，不同程度地提高了摩托车乘骑的适应性、舒适性、平稳性和安全性。
二、液压阻尼减震器的工作原理液压式减震器是目前摩托车使用最为普遍的减震器，现简要介绍其工作原理。
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减振器类型及主要参数的选择计算
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ψ
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v F δ= (4-51
式中,δ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v F /=δ,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Y Y Y v F /=δ与伸张行程的阻尼系数S S S v F /=δ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ψ的大小来评定振动衰减的快慢程度。
ψ的表达式为
s
cm 2δψ= (4-52
式中,c 为悬架系统垂直刚度;s m 为簧上质量。
式(4-52表明,相对阻尼系数ψ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s m 的悬架系统匹配时,会产生不同的阻尼效果。
ψ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;ψ值小则反之。
通常情况下,将压缩行程时的相对阻尼系数Y ψ取得小些,伸张行程时的相对阻尼系数S ψ取得大些。
两者之间保持Y ψ =(0.25~0.50 S ψ的关系。
设计时,先选取Y ψ与S ψ的平均值ψ。
对于无内摩擦的弹性元件悬架,取
ψ=0.25~0.35;对于有内摩擦的弹性元件悬架,ψ值取小些。
对于行驶路面条件较差的汽车,ψ值应取大些,一般取S ψ>0.3;为避免悬架碰撞车架,取Y ψ=0.5S ψ。
4.7.3减振器阻尼系数δ的确定
减振器阻尼系数cm ψδ2=。
因悬架系统固有振动频率s m c /=ω,所以理论上
ωψδs m 2=。
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δ用下式计算
图4—38 减振器安装位置
2
2
2a n m s ωψδ= (4-53 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
α
ωψδ222
cos 2a n m s = (4-54 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δ用下式计算
α
ωψδ2cos 2s m = (4-55 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0F 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x v 。
在减振器安装如图4-38b 所示时
n a A v x /cos αω⋅= (4-56
式中,x v 为卸载速度,一般为0.15~0.30m/s ;A 为车身振幅,取±40mm ,ω为悬架振动固有频率。
如已知伸张行程时的阻尼系数S δ,载伸张行程的最大卸荷力x S v F δ=0。
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0F 计算工作缸直径D []
1(420−=p F D π (4-57 式中,[]p 为工作缸最大允许压力,取3~4Mpa ;λ为连杆直径与缸筒直径之比,双筒式减振器取λ=0.40~0.50,单筒式减振器取λ=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c D =(1.35~1.50D ,壁厚取为2mm ,材料可选20号钢。