【正文】 n——安全系數(shù)，一般取 n=5。3) 工作缸筒強(qiáng)度校核：缸筒相當(dāng)于一個(gè)兩端封閉的圓形受壓容器，由材料力學(xué)知，其應(yīng)力狀態(tài)是隨著缸筒內(nèi)徑和壁厚的比值D/的改變而變化的。 275N 壓縮阻力變化量為100N: 100N減振裝置的溫度由20升至100時(shí)，壓縮氣體的最大及最小壓力分別為： （516） （517）在100時(shí)，壓縮氣體的最大及最小作用力分別為: （518） （519）100時(shí)壓縮氣體的作用力變化量是:N 。壓縮氣體的最大及最小作用力分別為:314= （514）= N （515）則壓縮氣體的作用力變化量是:N 。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(xiǎn)系數(shù)等因素的影響我們將充氣壓力確定為6bar。所以，工作缸直徑==。=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。 (55)式中，為卸荷速度，~。==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(dòng)速度達(dá)到一定值時(shí)，減振裝置打開卸荷閥。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(diǎn)到下橫臂在車身上的鉸接點(diǎn)之間的距離a(mm) 1300 3495/1475/1895 400 600相對(duì)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(jì)算。表51 臨界速度Tablet 51 Boundary Velocity壓力型號(hào)（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(shí)際充氣壓力要在表51的理論計(jì)算值基礎(chǔ)上進(jìn)行修正，根據(jù)對(duì)多種減振裝置進(jìn)行的理論計(jì)算與實(shí)際充氣壓力之間的分析。壓縮行程時(shí)，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(shí)，減振裝置外特性發(fā)生空程性畸變。 （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。當(dāng)時(shí)，表明補(bǔ)償閥對(duì)工作缸下腔有足夠的補(bǔ)油能力，這時(shí)減振裝置外特性不會(huì)發(fā)生空程性畸變。雙筒液壓減振裝置在某一工作速度時(shí)，工作缸下腔所需要的補(bǔ)償油量為。由于存在與活塞閥分總成同樣的不利因素，使得實(shí)際的通流面積比理論計(jì)算值小。 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(jì)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)。 （46）——壓縮阻力（N）——工作缸下腔與儲(chǔ)油腔的壓力差（N/M）——壓縮行程時(shí)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(shí)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(shí)通流面積的計(jì)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(shí)在不同速度點(diǎn)下，達(dá)到要求的壓縮阻力值所需要的通流面積。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。 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(shí)，工作缸內(nèi)充滿減振油。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。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?；钊诘退龠\(yùn)動(dòng)時(shí)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?；钊谥兴龠\(yùn)動(dòng)時(shí)，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(shí)現(xiàn)的。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。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。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(shí)際情況有所出入。 （41）——復(fù)原力（N）——工作缸上腔與工作下腔的壓力差（N/m）——復(fù)原行程時(shí)活塞閥分總成的受壓面積（）活塞閥分總成受壓面積為 （42）—— 工作缸筒內(nèi)徑（m）——活塞桿直徑（m）流量與壓力差有如下關(guān)系： （43）——工作缸上腔進(jìn)入工作缸下腔的流量（）——減振油密度（）——流量系數(shù)（）——復(fù)原閥通流面積（）單位時(shí)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(yùn)動(dòng)速度（） 將式(42). (43), (44)代入式(41)便可以得到復(fù)原行程時(shí)復(fù)原閥通流面積的計(jì)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(shí)，在不同的速度點(diǎn)下，達(dá)到要求的復(fù)原阻尼力值所需要的通流面積。復(fù)原行程時(shí)，我們根據(jù)不同速度點(diǎn)下復(fù)原阻力的設(shè)定值，可以計(jì)算出在不同復(fù)原阻尼力值下活塞閥分總成的通流面積，從而為設(shè)計(jì)活塞閥分總成各零件的結(jié)構(gòu)參數(shù)提供依據(jù)，圖42是該種減振裝置的示功圖和速度特性曲線圖。中速及高速運(yùn)動(dòng)時(shí)，活塞閥閥片因受到工作缸上腔高壓油液的作用而產(chǎn)生彈性變形使復(fù)原閥打開，這時(shí)減振油除少部份流經(jīng)常通孔以外，大部份減振油經(jīng)過因活塞閥閥片翹曲變形而與活塞閥閥體之間形成的間隙由工作缸上腔流入工作缸下腔。活塞在高速運(yùn)動(dòng)時(shí)，復(fù)原阻力進(jìn)一步增大，活塞閥閥片在高壓油的作用下，其變形量也進(jìn)一步增加，減振油的通流面積也在不斷加大，但其最大值受到活塞閥閥體上通油孔面積的限制。活塞在低速運(yùn)動(dòng)時(shí)，阻尼力相對(duì)較小，其復(fù)原阻力的大小通常采用開設(shè)常通孔的方法來達(dá)到，常通孔的開設(shè)方法通常有兩種:一種是直接在活塞的油線上壓制一些小的凹坑來產(chǎn)生常通孔，另一種方法是采用有缺口的常通孔閥片來產(chǎn)生常通孔。液壓減振裝置的阻尼力隨著活塞運(yùn)動(dòng)速度(相對(duì)于工作缸)的變化而變化，我們把活塞運(yùn)動(dòng)速度分為低速點(diǎn)( m/s )、中速點(diǎn)(, , )和高速點(diǎn)(, )。圖41活塞閥分總成Fig41 Piston valve subassembly活塞閥保持架，定位套與活塞一起決定了活塞閥彈簧，活塞閥閥體，活塞閥閥片安裝空間的大小，通過改變定位套的長短可以改變其安裝空間的大小，從而調(diào)節(jié)流通閥的開度，以保證減振油順利通過流通閥。以一種純閥片結(jié)構(gòu)的液壓減振裝置為例，這種閥結(jié)構(gòu)型式在許多車型上的減振裝置中被廣泛采用。雙筒液壓減振裝置雖然在具體結(jié)構(gòu)形式上種類很多存在差異，但其基本工作原理大體相同:當(dāng)活塞在工作缸內(nèi)上下運(yùn)動(dòng)時(shí)，隨著減振油在工作缸上下腔之間或工作缸與貯液筒之間的往復(fù)流動(dòng)，復(fù)原閥、壓縮閥分別產(chǎn)生復(fù)原阻力和壓縮阻力，而流通閥、補(bǔ)償閥則保證減振油在工作缸上下腔之間或工作缸與貯液筒之間的來回流動(dòng)，并確保減振油始終充滿工作缸。當(dāng)車輪與車身的相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度過大時(shí)，減振裝置可以自動(dòng)加大通流面積，以便使阻尼力始終保持在一定的限度之內(nèi)，避免車身承受過大的沖擊載荷。即減振裝置在復(fù)原行程時(shí)，須提供比較大的阻尼力，而在壓縮行程需要的阻尼力相對(duì)較弱，這是懸架動(dòng)力學(xué)對(duì)減振裝置阻尼設(shè)計(jì)提出的最基本的要求。一個(gè)匹配良好的減振裝置是車輛懸架系統(tǒng)優(yōu)劣的重要標(biāo)志之一。而臺(tái)架試驗(yàn)和道路試驗(yàn)表明氣囊式液壓減振裝置具有優(yōu)良的外特性，極高的可靠性和足夠的壽命。壓縮行程時(shí)，活塞相對(duì)于工作缸筒向下運(yùn)動(dòng)，工作缸下腔的油液便通過流通閥進(jìn)入工作缸上腔，多余部分的油液則通過壓縮閥進(jìn)入儲(chǔ)油腔，由于壓縮閥的節(jié)流作用而產(chǎn)生了壓縮阻力，在這一過程中，儲(chǔ)油腔內(nèi)壓縮氣體的體積逐漸減小，同樣始終保持對(duì)儲(chǔ)油腔內(nèi)的油液施加壓力。充氣油封在普通油封的唇口部分涂覆了一層耐高溫的減摩材料以延長油封的壽命。設(shè)置底閥的雙筒充氣液壓減振裝置在結(jié)構(gòu)上與普通雙筒液壓減振裝置相似，但在導(dǎo)向座內(nèi)增加了由聚四氟乙烯材料制作的刮油環(huán)以去除活塞桿從工作缸內(nèi)帶出的多余油液，同時(shí)防止壓縮氣體對(duì)工作缸內(nèi)油液形成壓力。 設(shè)置底閥的雙筒充氣液壓減振裝置是在普通雙筒液壓減振裝置的基礎(chǔ)上經(jīng)改進(jìn)而成的，其特點(diǎn)是向儲(chǔ)油腔內(nèi)充入了低壓氣體，其復(fù)原阻力和壓縮阻力仍分別由活塞閥及底閥產(chǎn)生。油氣混合式則是將已裝配好的雙筒液壓減振裝置利用特殊的充氣工藝，達(dá)到增壓的目的，為了控制壓縮氣體的流動(dòng)方向單向閥。第二類是油氣混合式。雙筒充氣液壓減振裝置具有下列優(yōu)點(diǎn)：1）改善了減振裝置的外特性；2）提高了減振裝置的可靠性；3）降低了減振裝置的噪音；4）降低了減振裝置的摩擦力；5）降低了生產(chǎn)成本。但是，由于充有低壓氣體，在減振裝置工作過程中建立了某種形式的背壓，有效地提高了減振裝置外特性抗畸變的臨界速度，改善了減振裝置的工作性能，使行駛安全性和舒適性得到較好地協(xié)調(diào)，它也便于向所有形式的獨(dú)立懸架和非獨(dú)立懸架推廣應(yīng)用。圖32 單筒充氣式減振裝置工作原理圖Fig32 Single barrel gasification shock absorber mechanism在七十年代后期，研制出了雙筒充氣液壓減振裝置，這種減振裝置集單筒充氣液壓減振裝置和普通雙筒液壓減振裝置的優(yōu)點(diǎn)于一體，并同時(shí)克服了它們的缺點(diǎn)。當(dāng)液壓油流經(jīng)壓縮閥和伸張閥時(shí),由于液壓油的粘度導(dǎo)致壓力損失,起到消耗能量的作用。減振裝置的工作過程為:當(dāng)活塞桿從缸體伸出時(shí),缸體伸張腔A 和壓縮腔B 之間產(chǎn)生壓差,缸體伸張