减震器设计

△Pc= —————·r1∕4·Qc7∕4（6）
R3∕4·A7∕4
式（6）可用于初始设计阶段，主要是依据所选择油液的特性，在已经确定的D和d基础上初选节流阀的L和A，预算出△P，使其满足悬架系统阻尼特性曲线的要求；而式（5）可用于调整设计参数，与式（1）一起调整D和d的大致范围，以及节流阀的有关参数。
图中圆板周边的变形量wmax与压力△P之间的关系表现为非线性特性。从图可见，在a不变时，增大b（相当于底阀销钉上d2值增大），b∕a值增大，对同一wmax值△P增大。这说明了d2值对减震器特性的影响。这种用有限元分析计算的方法，可以用于底阀的设计过程中。
依据底阀构造，阀片弯曲变形之后所形成的节流面积A2可近似表达为
A2= （wmax-w0）
Wmax减小，节流面积A2减小。在由缸筒与连杆间相对速度确定的流量Qt不变的情况，A2的减小必然带来压力差△Pc2的增加。△Pc2的增加，是减震器压缩行程的阻尼值提高。
从图中给曲线可以看出阀片的初始变形量w0与销钉圆台半径之间的关系。
图w0值与板厚h相等，当b∕a从0.65增加0.7时（增加大约7.1%），则阀的开启压力△P20将提高约21%。随着初始形量的增加，销钉圆台尺寸d2的变化对减震器阻尼特性的影响越大。以上分析说明在一定的参数范围内，哪些因素对压缩过程中阻尼有较大的影响，这对于新型减震器设计时的参数选择也有一定的帮助。
根据简化及相关文献，得到Q2与△P2的关系为：
Q2=G(△P2-△Pcmax) （10）
总流量Qt为： Qt=Qc+Q2得到Qt
式中△Pcmax是阀的开启压力。即（0.3m/s）时的压力值，该值与阀片组的综合刚度、组装阀时的预紧力（即阀组的初始预压变形）有关。常数G为阀导通系数，取决与阀的结构参数。△P2≤△Pcmax时G=0，阀关闭。因此，阀开启状态下，有以下关系：
2、阀体参数的选择分析
对双作用筒式减震器而言，提供阻尼力的大小取决于工作时相对速度V，当减震器工作在低速工作段时，阻尼力主要由单个阀的节流产生；当V值处在中高速段时，同时有两组(或以上)的阀起节流作用。
当有多个阀参与工作时，△P不是由一个阀确定的，而要根据参与工作的阀的数量和流通关系，确定油液流经阀时所产生的总压降△Pt。
②阀开启状态
中高速段，总阻尼力由两个或者两个以上的阀确定。在中速段，二级阀和一级阀同时起作用，但影响阻尼力变化的仅为二级阀。一般而言，二级阀工作时阀片的弹性变形产生的缝隙起节流作用，节流面积A2被认为是一半径为R2的环形面，与节流孔固定不变不同，其节流面积随压力的变化而变化，即流量Q2、压力差△P2是相互作用、同时变化的。
假设在预紧力作用下阀片周边的最大弯曲变形量为w0=δ，w0值越大，阀的预紧力就越大，使用阀片产生节流所需的△P2值越高。因此，w0的大小不但影响阀开启的临界压力△Pcmax，也影响中速、高速工作段的压力系数。它是减震器设计中的一个重要设计参数。
设计初期，可先通过对比分析初步确定δ和d2的值。针对不同数量的阀片与预等力组装成试验用减震器后，在专用试验设备上进行正交试验分析，从中找出影响其性能的重要因素。在反复试验与分析基础上，获得满意的外阻尼力特性曲线。
1阀未开启状态
0.0279L· þ 0.0279L· þ Ar
△Pt=△Pc=——————r1∕4·Qc4∕7=——————（——）7∕4r1∕4V7∕4
R5∕4A7∕4R5∕4A
△Pc取△Pcmax即规范速度Vk对应的压力值（如桑塔纳减震器的Vk值约为0.262m∕s，一般取0.3 m∕s）依据规范速度Vk值，在初选定D与d基础上，可初步选定底阀1的主要参数Aa及L值。
△Pt=△P2=△Pcmax+△P，2
Qt=Qc2+Q2=V2·Ar+Q2=V2·Ar+G（△P2-△Pcmax）
由此可得到△P，2和△Pt
由以上表达式选取二级阀的设计参数还比较困难，因为二级阀的流量、压力之间的关系与阀体的许多参数有关，下面通过对阀参数的分析并结合FEA计算结果，为这类阀设计过程中的参数确定提供一条可行路径。
试验对于减震器最后参数的确定非常重要。依据初步选定的设计参数制作试件，在专用的减震器试验台架上进行试验等。依据正交试验方法，对不同的阀体参数以及阀片参数的试件，安排正交试验，最终选出满足设计要求的设计方案。
紊流状态下，沿程压力损失系数Kc与雷诺数N，水力半径R和流通管道长度L之间的关系为;
0.316 L
Kc=———· —— (4)
N0.254R
式中N=4RV∕r，r为油液的运动粘度。由此得到：
0.0279L· þ Ar
△Pc=——————（ —— ）7∕4·r1∕4·V7∕4(5)
R5∕4A
或：
0.0279L· þ
实际应用中可以先选用不同组合的D和d，对每个D和d值按照选用油液的特性，确定满足不同工作区段阻尼特性的阀参数值；对不同组合的D和d值，画出相应的阀参数曲线供设计选用。阀片的设计也是针对不同厚度的阀片，依据不同尺寸的d2阀片外径a及厚度δ，计算画出有关的曲线图。在综合分析基础上，选出合理的阀参数与阀片参数。
1、设计参数分析
若由减震器上、下部的输入导致缸筒与连杆间的相对运动速度为V=X1-X2，则通过节流阀的流量为Qc=V·Ar依据流体力学理论，油液流过小圆孔时所产生的压降△P为
△P=（Kiu+Kou+Kc）þV2∕2 （3）
式中K△为流体流过节流孔时的沿程损失系数；Kout、Kiu分别为节流孔出、入口的压力损失系数，紊流状态下Kout、Kin的影响很小，可忽略不计；þ为油液密度,Q为流速，与流量Qc和节流断面积A之间的关系为V=Qc∕A。
设计这类减震器时，压缩、复原行程的阻尼力Fc、Fr应依据悬架系统所需的阻尼特性曲线确定。因此，设计工作变为基于以上表达式的逆次求解。因此，可以将设计研发重点分为两个方面，其一是确定D和d；其二为确定阀的参数以获得合适的压力差△P。
设计阶段，可参阅现有的产品初步ห้องสมุดไป่ตู้定D和d，在设计过程中再作一定调整相对比较容易一些。然而节流阀的设计较为繁琐，因为它对油液特性、温度的变化等较为敏感，需要在初步设计基础上进行一定量的试验来确定。
3、活塞阀阀片刚度对减震器性能的影响
压缩
如图所示，内孔为2b的圆形薄钢板，由穿过中央小孔的销钉沿阀座轴线方向的拉力使之与阀体端面Ⅱ、Ⅰ（圆中D1、D2的端面）相接触，阀片产生弹性弯曲变形。阀片数量确定（相对于厚度确定）时，弯曲变形量由端面Ⅰ、Ⅱ之间距离与确定。该值确定节流阀片与阀座之间预紧压力。销钉上直径为d2的环形端面沿阀片小孔周边给阀片施加约束。因此，对△Pcmax有影响的因素主要是δ和d2.
为了说明δ、d2、阀片内外径2b与2a等对减震器外阻尼特性的影响，列出以下的有限元计算结果。
在图是用有限单元法将阀片视为大变形薄板，计算得到板两个面间的压力差△P与最大弯曲变形量wmax间的关系曲线。图中b、a分别为阀片的内外半径，h为板厚。环形薄板垂直与板面的均布压力，这相当于阀片单面受液体压力的工况。