【文章內(nèi)容簡介】 —流量系數(shù)（）——復(fù)原閥通流面積（）單位時間內(nèi)，由工作缸上腔流入工作缸下腔的減振油流量為: （44） ——活塞運動速度（） 將式(42). (43), (44)代入式(41)便可以得到復(fù)原行程時復(fù)原閥通流面積的計算公式: （45）現(xiàn)將一種減振裝置的具體參數(shù)代入式((45)就可以得到復(fù)原行程時，在不同的速度點下，達(dá)到要求的復(fù)原阻尼力值所需要的通流面積。表41理論復(fù)原阻尼力值和通流面積Tablet41 The theories original damping dint values and flow area table活塞速度（m/s） 復(fù)原力（N） 通流面積（mm） 196 490 833 1400 根據(jù)表41的計算結(jié)果，可以初步確定活塞閥分總成中各零件的結(jié)構(gòu)參數(shù)，如常通孔的大小及數(shù)量，活塞閥閥片的尺寸及數(shù)量，活塞閥閥體上通流孔的大小及數(shù)量等。表41是復(fù)原閥分總成的理論通流面積，由于內(nèi)泄漏的存在、制造偏差及材質(zhì)的不均勻性等因素，理論流通面積與實際情況有所出入。即實際應(yīng)用中應(yīng)考慮到這些情況的影響，對具體數(shù)據(jù)應(yīng)進(jìn)行修正。圖43所示純閥片結(jié)構(gòu)的底閥分總成由5種零件構(gòu)成。其中，底閥保持架與底閥座一起決定了底閥彈簧、底閥閥體、底閥閥片安裝空間的大小。即可通過改變底閥保持架的長短可以改變其安裝空間的大小，從而調(diào)節(jié)補(bǔ)償閥的開度，以保證貯液筒內(nèi)的減振油順利地通過補(bǔ)償閥?；钊诘退龠\動時，其壓縮阻力的大小通常也采用開設(shè)常通孔的方法來達(dá)到，常通孔的開設(shè)一般也是采用在底閥座上壓制凹坑或用有缺口的常通孔閥片來產(chǎn)生的?；钊谥兴龠\動時，底閥閥片由于受到工作缸下腔高壓油液的作用而產(chǎn)生彈性變形，因此其壓圖43閥片總組成Fig43 Valve Slice mechanism縮阻力的大小主要是由壓縮閥閥片的彈性變形來實現(xiàn)的?；钊诟咚龠\動時，其壓縮阻力的大小受到底閥閥體上通油孔的限制?；钊诘退龠\動時底閥閥片尚未打開，減振油經(jīng)底閥分總成上的常通孔由工作缸下腔流入貯液筒。活塞在中速及高速運動時，底閥閥片因受到工作缸下腔高壓油液的作用而產(chǎn)生彈性變形，使底閥閥片與底閥閥體之間形成環(huán)形縫隙，使壓縮閥打開，這時減振油除少部分流經(jīng)常通孔以外，大部分減振油經(jīng)過因底閥閥片翹曲變形而與底閥閥體之間形成的間隙由工作缸下腔流入貯油筒。由此可以看出底閥分總成的工作原理與活塞閥分總成的工作原理是一樣的。壓縮行程時活塞向下運動移近工作缸，隨著活塞的運動，連桿不斷從工作缸以外向工作缸內(nèi)移動，在工作缸上腔形成環(huán)形空間。工作缸下腔的減振油通過流通閥首先補(bǔ)充到工作缸上腔，使工作缸上腔充滿減振油，由于工作缸下腔的減振油不能完全被工作缸上腔所容納，多余部分的減振油就通過底閥分總成進(jìn)入貯液筒。但如果壓縮行程時，減振油不能首先充滿工作缸上腔，就會在工作缸上腔形成“空穴”，從而在復(fù)原行程時產(chǎn)生外特性空程性畸變。 懸架減振裝置的注油量最下限應(yīng)保證活塞在復(fù)原行程的最大位置時，工作缸內(nèi)充滿減振油。注油量的最上限不能超過活塞在壓縮行程最低位置時，工作缸與貯液筒所能容納的極限油量。當(dāng)然減振裝置注油量的最終確定還要到考慮到散熱、熱衰減率等其它因素的影響。 壓縮行程時，根據(jù)不同速度點下壓縮阻力的設(shè)定值，可以計算出在不同壓縮阻力值下底閥分總成的通流面積，底閥分總成產(chǎn)生的壓縮阻力可由下式確定。 （46）——壓縮阻力（N）——工作缸下腔與儲油腔的壓力差（N/M）——壓縮行程時底閥分總成的受壓面積（）底閥分總成受壓面積為: （47） 根據(jù)流體力學(xué)的公式，流量與壓力差有如下的關(guān)系: （48）——工作缸下腔進(jìn)入貯油腔的流量（）——壓縮閥通流面積（）單位時間內(nèi)，由工作缸下腔流入貯油腔的油液流量為: （49）將式(47) (48) (49)代入式(46)，便可以得到壓縮行程時通流面積的計算公式: （410）將某種減振裝置的具體參數(shù)代入式((410)，就可以得到壓縮行程時在不同速度點下，達(dá)到要求的壓縮阻力值所需要的通流面積。表41是壓縮閥分總成的理論通流面積。 表42壓縮閥分總成理論通流面積Tablet 42 Compress Valve’s Working Area活塞速度（mm） 復(fù)原力（N） 通流面積（mm） 147 254 400 根據(jù)表42的計算結(jié)果，我們同樣可以初步確定底閥分總成中各零件的結(jié)構(gòu)參數(shù)。例如，常通孔的大小及數(shù)量，底閥閥片的尺寸及數(shù)量，底閥閥體上通流孔的大小及數(shù)量等。由于存在與活塞閥分總成同樣的不利因素，使得實際的通流面積比理論計算值小。5 雙筒充氣液壓減振裝置主要零件的制作雙筒液壓減振裝置工作缸下腔所要求的補(bǔ)償液流量是隨著減振裝置工作速度的增大而增大的(單位時間內(nèi))，而補(bǔ)償閥的通流面積由于受到結(jié)構(gòu)上的限制，不能無限增大，因而當(dāng)減振裝置的工作速度大到某一速度時，便會發(fā)生補(bǔ)償閥補(bǔ)油不足的現(xiàn)象，從而使壓縮行程出現(xiàn)空程性畸變，此時的工作速度便是減振裝置的臨界速度。雙筒液壓減振裝置在某一工作速度時，工作缸下腔所需要的補(bǔ)償油量為。 （51）——貯油腔進(jìn)入工作缸下腔的補(bǔ)償流量（）——活塞桿面積（）——減振裝置工作速度（）在貯油腔與工作缸下腔的壓差期作用下，貯油腔通過補(bǔ)償閥流向工作缸下腔的實際補(bǔ)油量為 (52)——貯油腔進(jìn)入工作缸下腔的實際補(bǔ)償流量（）——流量系數(shù)（~）——減振液密度（）——補(bǔ)償閥通流面積（）——貯油腔與工作缸下腔的壓力差（Pa）當(dāng)時，表明補(bǔ)償閥向工作缸下腔的補(bǔ)油能力不足，這時就會發(fā)生減振裝置外特性空程性畸變。當(dāng)時，表明補(bǔ)償閥對工作缸下腔有足夠的補(bǔ)油能力，這時減振裝置外特性不會發(fā)生空程性畸變。而當(dāng)時，補(bǔ)償閥向工作缸下腔的補(bǔ)油能力與工作缸下腔所需要的補(bǔ)償油量正好相等，這是減振裝置外特性不發(fā)生空程性畸變的基本條件，此時的v,就是減振裝置外特性不發(fā)生畸變的臨界速度。 （53）——臨界速度（）由式(53)可以看出，提高貯油腔與工作缸下腔之間的壓力差，可以有效提高減振裝置抗畸變的臨界速度。雙筒充氣液壓減振裝置由于在貯油腔內(nèi)充入低壓氣體，提高了貯油腔與工作缸下腔之間的壓差明，增加了補(bǔ)償閥的補(bǔ)油能力，因而提高了減振裝置抗畸變的臨界速度。壓縮行程時，由于貯油腔中壓縮氣體的存在，更有利于工作缸下腔的油液優(yōu)先充滿工作缸上腔，從而避免復(fù)原行程時，減振裝置外特性發(fā)生空程性畸變。圖51減振裝置壓力差，補(bǔ)油量，臨界速度關(guān)系 The Difference of Shock Absorber,Oil Regain ,Bondary Velocity圖51是減振裝置壓力差、補(bǔ)油量、臨界速度之間的關(guān)系圖，現(xiàn)將SC7080微型車前減振裝置的具體結(jié)構(gòu)參數(shù)代入((51)便可以得到這種減振裝置在充入4bar壓縮氣體的條件下所能達(dá)到的臨界速度為 將SC6350微型車前減振裝置的具體結(jié)構(gòu)參數(shù)代入式(53)也可以得到這種減振裝置在充入4bar壓縮氣體的條件下所能達(dá)到的臨界速度為 從以上計算結(jié)果可以看出只需充入4bar的壓縮氣體便能將這兩種減振裝置的臨界速度提高到3m/s以上:表51是SC7080和SC6350在不同氣體壓力之下的臨界速度。表51 臨界速度Tablet 51 Boundary Velocity壓力型號（bar） SC7080 SC6350 從表51可以看出只需充入較低的壓力便可以有效地提高減振裝置的臨界速度，考慮到壓力損失等因素實際充氣壓力要在表51的理論計算值基礎(chǔ)上進(jìn)行修正，根據(jù)對多種減振裝置進(jìn)行的理論計算與實際充氣壓力之間的分析?，F(xiàn)根據(jù)SC6350微型車主要技術(shù)參數(shù)設(shè)計減振裝置。要求臨界速度不低于3m/s主要技術(shù)參數(shù)如表52：表52 技術(shù)參數(shù) Technical Parameters簧上質(zhì)量 車身尺寸 雙臂懸架的 減振裝置在下橫臂上的連接（kg） (長\寬\高) 下臂長n(mm) 點到下橫臂在車身上的鉸接點之間的距離a(mm) 1300 3495/1475/1895 400 600相對阻尼系數(shù)取=；，1) 減振裝置阻尼系數(shù)的確定減振裝置阻尼系數(shù)，不同懸架因?qū)驒C(jī)構(gòu)杠桿比不同，懸架阻尼系數(shù)應(yīng)具體計算。如圖51所示結(jié)構(gòu)中的阻尼系數(shù)可由下式計算： （54）式中：k杠桿比， ，k=600/400=； ——安裝角，；C——一般懸架系統(tǒng)剛度范圍這里估算為。==確定最大卸荷力：為減小傳到車身上的沖擊力，當(dāng)減振裝置活塞振動速度達(dá)到一定值時，減振裝置打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度。 (55)式中，為卸荷速度，~。A為車身振幅，取為懸架振動固有頻率。=cos10400/600===2) 確定工作缸主要尺寸參數(shù)筒式減振裝置工作缸直徑D由最大卸荷力和缸內(nèi)允許壓力[P]來近似求得： （56）式中：[P]——缸內(nèi)最大允許壓力，取3 ~ 4N/，這里[P]取3。 ——缸筒直徑與連桿直徑比，雙筒式減振裝置=04~；單筒式減振裝置=~。所以，工作缸直徑==。連桿直徑d===—1999《汽車筒式減振裝置 尺寸系列條件》圓整為：D=55mm,d=,貯油筒直徑=75mm.復(fù)原阻力設(shè)定值715士100N下補(bǔ)償閥的通流面積==最終結(jié)構(gòu)參數(shù)為:活塞桿直徑20mm，最大動行程117mm，工作缸內(nèi)徑55mm,工作缸外徑57mm,貯油筒內(nèi)徑75mm, mm，、壓縮阻力為225士50N。將具體參數(shù)代入式(53)得:= bar （57），就可以將6350前減振裝置的臨界速度提高到3m/s，考慮到壓縮氣體的壓力損失、環(huán)境條件的改變及保險系數(shù)等因素的影響我們將充氣壓力確定為6bar。貯油室和貯氣室的總?cè)莘eVo為：Vo===612 （58）考慮到減振裝置在汽車上安裝時有一定的傾角及減振裝置的散熱等因素，貯油室內(nèi)應(yīng)保持不低于50mm的油液高度，則貯氣室的容積為: