減震器的特性分析與仿真畢業(yè)設(shè)計

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1、摘 要 摘 要 減振器特性仿真可以驗證減振器參數(shù)設(shè)計是否合理，及時發(fā)現(xiàn)設(shè)計中存在的問題，減少試驗次數(shù)和費用，加快減振器設(shè)計和開發(fā)，具有很重要的經(jīng)濟效益和社會效益。然而，對減振器特性仿真的研究，目前，國內(nèi)外大都是利用現(xiàn)成的仿真軟件,模型所需要參數(shù)大都需要試驗獲得，難以建立準(zhǔn)確可靠的仿真模型,特性仿真數(shù)值不可靠。 本文對減振器結(jié)構(gòu)和原理、各阻尼構(gòu)件和局部節(jié)流壓力損失進行了分析，對節(jié)流閥片閥口開度進行了探討。利用彎曲變形解析計算式，根據(jù)節(jié)流壓力與流量以及速度之間關(guān)系，建立了減振器兩次開閥速度點。在此基礎(chǔ)上，根據(jù)開閥前、后的油路模型，對減振器開閥前、后的特性進行了深入地分析，建立了減振器特性

2、分段數(shù)學(xué)模型。利用Matlab軟件，對減振器特性模型施加一定頻率和幅值的諧波激勵，對減振器內(nèi)、外特性進行仿真，并且對減振器特性影響因素進行了分析。通過特性試驗值與特性仿真值比較可知：所建立的減振器特性仿真模型是正確，特性仿真值是可靠的，對減振器設(shè)計和特性仿真具有重要的參考應(yīng)用價值。 關(guān)鍵詞：車輛工程，筒式減振器，分段數(shù)學(xué)模型，特性仿真，影響因素 Abstract The characteristic emulation of the shock absorber can validate whether the designed param

3、eter is proper or not, find the problems on time on the way of the designing, so experimentation and the expenditure can be reduced, then the shock absorber’s design, exploiture and yield can be greatly prompted.Therefore it is very import to the benefit of economy and society that the research of t

4、he characteristic emulation .Now the research of the characteristic emulation are mainly base on the ready-made software in homeland and fremdness. Because founding the precise model is rather difficult that the numerical value which is get by the characteristic emulation is uncertainty. For the ch

5、aracteristic emulation existing problems, the thesis analyzed the structure and principle of the shock absorber, the damping component and the lossing of local pressure of throttle and the uncorking of the throttle valves.Using curved distortional resolvable calculate formulate , we can get the two

6、critical velocity of shock absorber.Hereon bases , by analyzing fore-and-aft oil routes’ model and the characteristic emulation of the shock absorber , veracious and effective parted –mathematics’ model of the shock absorber is established . By using the Matlab software to impose some frequency and

7、breadth value on the shock absorber , emulated inside and outside of characteristic of the shock absorber and analysed effectible factors of shock absorber.By comparing the characteristic examinational value and the characteristic emulational value ,we can know the mathematics’ model is precise , .a

8、nd the characteristic emulational value is dependable , It is referential importance for the design of shock absorber and the characteristic emulation. Key words: Vehicle engineering , Cylinder shock absorber , Characteristic modeling , Emulation , Effect factors II 畢業(yè)設(shè)計（論文）原創(chuàng)性聲明和使用授權(quán)說明

9、 原創(chuàng)性聲明 本人鄭重承諾：所呈交的畢業(yè)設(shè)計（論文），是我個人在指導(dǎo)教師的指導(dǎo)下進行的研究工作及取得的成果。盡我所知，除文中特別加以標(biāo)注和致謝的地方外，不包含其他人或組織已經(jīng)發(fā)表或公布過的研究成果，也不包含我為獲得 及其它教育機構(gòu)的學(xué)位或?qū)W歷而使用過的材料。對本研究提供過幫助和做出過貢獻的個人或集體，均已在文中作了明確的說明并表示了謝意。 作 者 簽 名：　　 　 　　日　 期：　　 　 　　  指導(dǎo)教師簽名：　　 　 　　 日　　期：　　 　 　　 使用授權(quán)說明 本人完全了解 大學(xué)關(guān)于收集、保存、使用畢

10、業(yè)設(shè)計（論文）的規(guī)定，即：按照學(xué)校要求提交畢業(yè)設(shè)計（論文）的印刷本和電子版本；學(xué)校有權(quán)保存畢業(yè)設(shè)計（論文）的印刷本和電子版，并提供目錄檢索與閱覽服務(wù)；學(xué)?？梢圆捎糜坝?、縮印、數(shù)字化或其它復(fù)制手段保存論文；在不以贏利為目的前提下，學(xué)?？梢怨颊撐牡牟糠只蛉績?nèi)容。 作者簽名：　　 　 　　 日　 期：　　 　 　　  學(xué)位論文原創(chuàng)性聲明 本人鄭重聲明：所呈交的論文是本人在導(dǎo)師的指導(dǎo)下獨立進行研究所取得的研究成果。除了文中特別加以標(biāo)注引用的內(nèi)容外，本論文不包含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫的成果作品。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以

11、明確方式標(biāo)明。本人完全意識到本聲明的法律后果由本人承擔(dān)。 作者簽名： 日期： 年 月 日 學(xué)位論文版權(quán)使用授權(quán)書 本學(xué)位論文作者完全了解學(xué)校有關(guān)保留、使用學(xué)位論文的規(guī)定，同意學(xué)校保留并向國家有關(guān)部門或機構(gòu)送交論文的復(fù)印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權(quán)　　 　 　大學(xué)可以將本學(xué)位論文的全部或部分內(nèi)容編入有關(guān)數(shù)據(jù)庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復(fù)制手段保存和匯編本學(xué)位論文。 涉密論文按學(xué)校規(guī)定處理。 作者簽名： 日期： 年 月 日 導(dǎo)師簽名： 日期： 年 月 日

12、 指導(dǎo)教師評閱書 指導(dǎo)教師評價： 一、撰寫（設(shè)計）過程 1、學(xué)生在論文（設(shè)計）過程中的治學(xué)態(tài)度、工作精神 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 2、學(xué)生掌握專業(yè)知識、技能的扎實程度 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 3、學(xué)生綜合運用所學(xué)知識和專業(yè)技能分析和解決問題的能力 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 4、研究方法的科學(xué)性；技術(shù)線路的可行性；設(shè)計方案的合理性 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格

13、 5、完成畢業(yè)論文（設(shè)計）期間的出勤情況 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 二、論文（設(shè)計）質(zhì)量 1、論文（設(shè)計）的整體結(jié)構(gòu)是否符合撰寫規(guī)范？ □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 2、是否完成指定的論文（設(shè)計）任務(wù)（包括裝訂及附件）？ □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 三、論文（設(shè)計）水平 1、論文（設(shè)計）的理論意義或?qū)鉀Q實際問題的指導(dǎo)意義 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 2、論文的觀念是否有新意

14、？設(shè)計是否有創(chuàng)意？ □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 3、論文（設(shè)計說明書）所體現(xiàn)的整體水平 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 建議成績：□ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 （在所選等級前的□內(nèi)畫“√”） 指導(dǎo)教師： （簽名） 單位： （蓋章） 年 月 日 評閱教師評閱書 評閱教師評價： 一、論文（設(shè)計）質(zhì)量 1、論文（設(shè)計）的整體結(jié)構(gòu)是否符合撰寫規(guī)范？ □ 優(yōu)

15、 □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 2、是否完成指定的論文（設(shè)計）任務(wù)（包括裝訂及附件）？ □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 二、論文（設(shè)計）水平 1、論文（設(shè)計）的理論意義或?qū)鉀Q實際問題的指導(dǎo)意義 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 2、論文的觀念是否有新意？設(shè)計是否有創(chuàng)意？ □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 3、論文（設(shè)計說明書）所體現(xiàn)的整體水平 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格

16、 □ 不及格 建議成績：□ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 （在所選等級前的□內(nèi)畫“√”） 評閱教師： （簽名） 單位： （蓋章） 年 月 日 目 錄 教研室（或答辯小組）及教學(xué)系意見 教研室（或答辯小組）評價： 一、答辯過程 1、畢業(yè)論文（設(shè)計）的基本要點和見解的敘述情況 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 2、對答辯問題的反應(yīng)、理解、表達情況 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □

17、不及格 3、學(xué)生答辯過程中的精神狀態(tài) □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 二、論文（設(shè)計）質(zhì)量 1、論文（設(shè)計）的整體結(jié)構(gòu)是否符合撰寫規(guī)范？ □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 2、是否完成指定的論文（設(shè)計）任務(wù)（包括裝訂及附件）？ □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 三、論文（設(shè)計）水平 1、論文（設(shè)計）的理論意義或?qū)鉀Q實際問題的指導(dǎo)意義 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 2、論文的觀念是否有新意？設(shè)

18、計是否有創(chuàng)意？ □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 3、論文（設(shè)計說明書）所體現(xiàn)的整體水平 □ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 評定成績：□ 優(yōu) □ 良 □ 中 □ 及格 □ 不及格 （在所選等級前的□內(nèi)畫“√”） 教研室主任（或答辯小組組長）： （簽名） 年 月 日 教學(xué)系意見： 系主任： （簽名） 年 月 日 目 錄 摘 要 I Abstract II 第一章 引 言 1

19、 1.1課題的背景和目的 1 1.1.1 研究背景 1 1.1.2 研究目的 1 1.2 減振器研究現(xiàn)狀 2 1.3 本論文研究內(nèi)容 2 第二章 油液介質(zhì)及其流動特性 3 2.1 油液特性 3 2.2 油液流動 5 2.2.1 油液流動公式 5 2.2.2 油液流動分析 6 2.2.3 局部損失疊加原理 7 2.3本章小結(jié) 8 第三章 汽車筒式減振器阻尼構(gòu)件分析 9 3.1 常通節(jié)流孔 9 3.2 疊加閥片等效厚度與閥口開度 9 3.2.1 疊加閥片等效厚度 9 3.2.2 閥口開度 10 3.3 節(jié)流縫隙 11 3.4 活塞縫隙 11 3.5 活塞孔 1

20、1 3.5.1 活塞孔沿程阻力損失 12 3.5.2 活塞孔局部阻力損失 12 3.5.3 活塞孔等效長度的確定 13 3.6本章小結(jié) 14 第四章 筒式減振器的工作原理及特性分析 15 4.1 筒式減振器的工作原理 15 4.1.1 復(fù)原行程 15 4.1.2 壓縮行程 16 4.2 復(fù)原行程特性分析 16 4.2.1 復(fù)原行程開閥速度點 16 4.2.2 復(fù)原初次開閥前特性分析 19 4.2.3 復(fù)原初次開閥后特性分析 20 4.2.4 復(fù)原二次開閥后特性分析 23 4.3 壓縮行程特性分析 25 4.3.1 壓縮行程開閥速度點 25 4.3.2 壓縮閥初次

21、開閥前特性分析 26 4.3.3 壓縮閥初次開閥后特性分析 27 4.3.4 壓縮閥二次開閥后特性分析 29 4.4 本章小結(jié) 31 第五章 汽車筒式減振器特性仿真 32 5.1 減振器特性仿真的數(shù)學(xué)模型 32 5.2 運動特性仿真 33 5.3 減振器外特性仿真 34 5.3.1 速度特性仿真 35 5.3.2 示功圖仿真 36 5.3.3 特性驗證 36 5.4 減振器內(nèi)特性仿真 37 5.5節(jié)流閥開度仿真 38 5.6本章小結(jié) 39 第六章 減振器特性影響因素分析 40 6.1 閥片厚度對減振器特性的影響 40 6.2 常通節(jié)流孔的大小、對減振器特性的影響

22、 40 6.3 閥片預(yù)變形量對減振器特性的影響 41 6.4 活塞桿直徑對減振器特性的影響 41 6.5 溫度對減振器特性的影響 42 6.6 本章小結(jié) 43 結(jié) 論 44 參考文獻 45 致 謝 47 附 錄 相關(guān)的MATLAB程序 48 第一章 引 言 第一章 引 言 1.1課題的背景和目的 1.1.1 研究背景 對汽車而言，優(yōu)良的乘坐舒適性與操作穩(wěn)定性是至關(guān)重要的。懸架系統(tǒng)性能的好壞直接關(guān)系到這兩點是否理想。而影響懸架系統(tǒng)特性的重要構(gòu)成元件就是減振器，所以理想的減振器特性可以提高汽車行駛平順性和乘坐舒適性。 汽車減振器特性決定和影響車輛的行

23、駛平順性和乘坐舒適性，而減振器特性試驗費用很高，應(yīng)對減振器設(shè)計結(jié)果進行特性仿真，這樣就可以及時發(fā)現(xiàn)減振器設(shè)計所存在的問題，對設(shè)計進行修改，減少試驗費用，加快設(shè)計開發(fā)速度，提高減振器閥系參數(shù)設(shè)計質(zhì)量。因此，減振器特性仿真研究，具有很大的經(jīng)濟效益和社會效益。 雖然有一些研究機構(gòu)對減振器的仿真進行研究，但因無準(zhǔn)確的優(yōu)化設(shè)計方法，難以得到準(zhǔn)確、可靠設(shè)計參數(shù)，只能利用仿真軟件，借助試驗的得到的部分或全部參數(shù)，這樣不能準(zhǔn)確反映減振器特性中起決定作用節(jié)流閥開度、流量和壓力之間的關(guān)系。即使有學(xué)者曾經(jīng)建立數(shù)學(xué)模型對減振器特性進行仿真，也僅僅是采用近似公式，而且，特性仿真結(jié)果與實際結(jié)果數(shù)值相差很大。 因此，目

24、前應(yīng)研究基于減振器具體結(jié)構(gòu)和節(jié)流閥片精確變形計算的基礎(chǔ)上，依據(jù)減振器運動速度建立減振器特性精確仿真的分段數(shù)學(xué)模型，實現(xiàn)不依賴于試驗參數(shù)而對減振器特性進行精確數(shù)字仿真。 1.1.2 研究目的 （1） 通過特性分析、特性仿真等進行分析研究，建立準(zhǔn)確有效的減振器仿真的數(shù)學(xué)模型。研究減振器的速度特性有助于減振器的優(yōu)化設(shè)計，對減振器的改進和發(fā)展有重要作用。 （2） 通過對減振器特性仿真研究，可以驗證或預(yù)測減振器參數(shù)設(shè)計是否合理，及時發(fā)現(xiàn)設(shè)計中存在的問題，這樣就可以減少試驗次數(shù)和費用，提高設(shè)計效率和準(zhǔn)確性，加快減振器設(shè)計、開發(fā)和生產(chǎn)。 （3） 通過建立減振器特性分析和仿真的數(shù)學(xué)模型，對減振器進行數(shù)

25、字特性仿真，為減振器精確特性仿真提出了新的模型和方法。 1.2 減振器研究現(xiàn)狀 國內(nèi)外學(xué)者已對減振器的特性建模方法開展了大量的研究工作, 目前主要應(yīng)用的有兩種方法： 一、對減振器的仿真分析大多是利用現(xiàn)成的仿真分析軟件，建立特性仿真模型，對減振器進行仿真。然而，這種特性仿真方法，在模型建立過程中所需的模型參數(shù)很大程度上依賴于試驗來獲得。所以，很難建立準(zhǔn)確的特性仿真模型，仿真結(jié)果不可靠。 二、目前也有利用分段函數(shù)的方法來建立特性仿真模型，進行仿真分析。但是現(xiàn)在閥片彎曲變形量的計算公式大多是由手冊查得的近似公式，計算結(jié)果不準(zhǔn)確，所以該方法也不可靠。 1.3 本論文研究內(nèi)容 本論文以汽車筒

26、式減振器特性分析和仿真為主要研究內(nèi)容，具體包括以下幾部分： （1） 對減振器工作油液的技術(shù)性能和油樣特性進行了分析研究；并對油液流經(jīng)各節(jié)流處的流量和節(jié)流壓力的關(guān)系、局部和沿程壓力損失系數(shù)進行了分析；為以后對減振器的工作原理和阻尼特性分析打下基礎(chǔ)。 （2） 對減振器的各阻尼構(gòu)件進行深入的研究，確定油液流經(jīng)常通節(jié)流孔、活塞孔、節(jié)流縫隙和活塞縫隙時壓力和流量的關(guān)系；并分析油液在流經(jīng)活塞孔以及復(fù)原閥體內(nèi)腔時的局部阻力損失，利用疊加原理將局部阻力損失進行疊加，并折算成活塞孔長度。 （3） 對減振器進行特性分析。建立減振器兩次開閥速度點，為建立分段數(shù)學(xué)模型創(chuàng)造條件。在此基礎(chǔ)上，根據(jù)開閥前、后的油路模

27、型，對減振器開閥前、后的特性進行了深入地分析，建立減振器特性分段數(shù)學(xué)模型。 （4） 對減振器特性進行綜合仿真。其中包括減振器內(nèi)特性仿真和外特性仿真。創(chuàng)造性地提出了利用分段仿真數(shù)學(xué)模型對減振器內(nèi)、外特性仿真分析的方法，利用該方法可對減振器內(nèi)部各閥的流量、壓力、開度等進行仿真研究分析。 （5） 研究了各種參數(shù)對減振器特性的影響，并且利用相關(guān)程序?qū)Ω鲄?shù)對減振器特性的影響進行了定性和定量的分析。 第二章 油液節(jié)制及其流動 第二章 油液介質(zhì)及其流動特性 減振器是汽車懸架系統(tǒng)的主要阻尼元件。其工作機理是依靠減振器活塞與缸體的相對運動，促使其內(nèi)腔液體不斷流經(jīng)控制閥，利用液體流動的阻力來消耗

28、汽車振動時的能量。阻尼力主要是由油液和各阻尼構(gòu)件互動作用產(chǎn)生的。因此，油液特性和各阻尼構(gòu)件都對減振器特性具有重要影響。 2.1 油液特性 油液介質(zhì)主要是礦物油型液壓油。它是在石油精煉油液基礎(chǔ)上, 加入各種添加劑調(diào)合而成的，具有以下主要物理性質(zhì)。 （1） 可壓縮性 油液壓縮性指液體受壓力作用體積減小的性質(zhì)。 壓力為、體積為的液體，如壓力增大時，體積縮小，則此液體的壓縮性可用體積壓縮系數(shù)，即單位壓力下的體積相對變化量來表示。 液體體積壓縮系數(shù)的倒數(shù)，稱為體積彈性模量K，簡稱體積模量。即。液壓油液的體積模量和溫度、壓力有關(guān)：溫度增大時，K值減小，壓力增大時，K值增大，但這種

29、變化不呈線性關(guān)系，當(dāng)時，K值基本上不再增大。液壓油液中如混有氣體時，K值將大大減小。 油液體積模量很大, 例如礦物油液K=( 114～210) 109 Nm- 2。減振器油液壓力一般不大, 在研究減振器靜態(tài)特性時, 油液壓縮性可忽略不計; 在研究減振器動態(tài)特性時, 油液壓縮性為必須考慮的重要因素；當(dāng)油液中混有氣體時, 油液壓縮性顯著增加, 體積模量則相對減小。 （2） 粘性 液體在外力作用下流動（或有流動趨勢）時，分子間的內(nèi)聚力要阻止分子相對運動而產(chǎn)生一種內(nèi)摩擦力，這種現(xiàn)象叫做液體的粘性。 油液粘性可用運動粘度或動力粘度來表達，它們的關(guān)系為： 其中，為油液動力黏度，為運動黏度，為

30、油液密度 液體的粘度隨液體的壓力和溫度而變化。對液壓油液來說，壓力增大時，粘度增大。但在一般液壓系統(tǒng)使用的壓力范圍內(nèi)，增大的數(shù)值很小，可以忽略不計。液壓油液的粘度對溫度的變化十分敏感，溫度升高，粘度下降。 油液粘度受溫度和壓力影響，且對溫度影響特別敏感。油液粘度隨溫度和壓力的變化特性, 分別稱為油液的粘溫特性和壓粘特性。油液粘度隨溫度和壓力的變化規(guī)律, 可以利用指數(shù)形式表示為 (2-1) 為溫度為，壓力為使得油液黏度；為溫度為，壓力為時的油液黏度；為壓黏系數(shù)，通常情況下油液壓黏系數(shù)；為黏溫系數(shù)，在通

31、常情況下油液溫黏系數(shù)。 可知, 溫度對油液粘度影響很大, 而壓力對油液粘度影響很小。在工程設(shè)計計算中，當(dāng)壓力很小時，常不計壓力對油液黏度的影響。 （3）抗磨性 油液抗磨性與油液粘度無關(guān), 是指油液中加入耐磨添加劑, 在對偶表面成潤滑膜而減小磨損的一種性能。在油液介質(zhì)中加入油性添加劑或耐磨抗磨損添加劑, 可以提高油液的抗磨性。對于具有重載、交變而又高速滑動摩擦副的液壓系統(tǒng), 常常對油液的抗磨性提出要求。 （4）氧化穩(wěn)定性和熱穩(wěn)定性 氧化穩(wěn)定性指油液抵抗與空氣中氧或其它含氧物質(zhì)發(fā)生化學(xué)反應(yīng)能力。油液氧化可能導(dǎo)致油液形成固體沉淀物、膠狀物和酸性物質(zhì), 使元件銹蝕、堵塞和加劇磨損。熱穩(wěn)定性指

32、油液在高溫時抵抗化學(xué)反應(yīng)和分解能力。當(dāng)溫度達到某一溫度時, 油液將會產(chǎn)生一些裂化或聚合作用, 產(chǎn)生一些揮發(fā)性物質(zhì)、樹脂狀物質(zhì)、焦油甚至焦炭。因此, 油液不宜在高于極限溫度條件下工作。 （5）抗乳化和水解穩(wěn)定性 防止油液與水混合形成乳化液的能力稱為抗乳化性。油液抵抗與水起化學(xué)反應(yīng)的能力稱為水解穩(wěn)定性。水解變質(zhì)的油液將會降低油液粘度、增加腐蝕性。油液中存自由狀態(tài)的水往往會形成乳化液, 從而對減振器特性產(chǎn)生影響。因此, 在油液中加入適量的抗乳化劑, 可提高油液抗乳化特性。 （6）防銹蝕性 油液防止與其接觸的金屬材料生銹、受侵蝕的能力稱為防銹蝕性。減振器元件生銹會嚴(yán)重影響減振器特性和壽命。為了

33、提高油液防腐蝕性, 油液中添加 防銹蝕劑, 使油液在金屬表面形成牢固的吸附膜或與金屬表面化合形成鈍化膜, 防止金屬銹蝕。 綜上所述，液壓油液對減振器的影響是很大的，所以對減振器用油的選擇必須根據(jù)減振器的具體要求再聯(lián)合液壓油液的性質(zhì)具體選擇液壓油液，只有這樣才能使減振器工作在最佳狀態(tài)，本文所采有的液壓油液的性質(zhì)如表2.1所示。 表 2.1 減振器選用油樣的物理、化學(xué)特性指標(biāo) 物理特性 化學(xué)特性 特性 密度 動力粘度() 酸性 鹽性 數(shù)值 890 0.09 0.16 2.2 油液流動 2.2.1 油液流動公式 （1）細(xì)長孔管中流動 細(xì)長孔管中流動是液壓系統(tǒng)中

34、最常見流動狀態(tài)，因此，研究它具有重要的實際意義，例如，活塞節(jié)流孔就屬于這種情況。當(dāng)動力黏度為油液，流經(jīng)直徑為，長度為（等效長度）得圓管，由哈根-泊蕭葉（Hagen-poiseiulle）定理，可得流量與節(jié)流壓力之間關(guān)系為： （2-2） 對減振器參數(shù)設(shè)計和仿真時，活塞節(jié)流孔的節(jié)流壓力就是利用該公式分析計算的。 （2）孔口出流 孔口出流是相對于薄壁小孔和厚壁小孔而言的。設(shè)孔的直徑為，長度為，當(dāng)時，則為薄壁小孔；當(dāng)時，否則為厚壁小孔。兩種孔口出流，雖然流量與節(jié)流壓力關(guān)系相同，但是孔口的流

35、量系數(shù)不同，節(jié)流壓力與流量之間關(guān)系為： （2-3） 其中，孔口的面積；為孔口的流量系數(shù)。薄壁小孔的流量系數(shù)為。 （3）縫隙流動 汽車筒式減振器的油液流動可能有三種縫隙流動，分別為平行平面縫隙流動、平行圓盤縫隙流動和偏心圓環(huán)縫隙流動，在減振器參數(shù)設(shè)計和特性分析中非常重要。 1. 平行平面縫隙流動 設(shè)平板為靜止，即，當(dāng)油液流經(jīng)長度為，寬度為，高度為的平行縫隙時，其流量與節(jié)流壓力之間的關(guān)系為

36、 （2-4） 2. 平行圓盤縫隙 假設(shè)油液流境內(nèi)半徑為，外半徑為，高度為的平行圓盤時，其流量與節(jié)流壓力之間關(guān)系為 （2-5） 3. 偏心圓環(huán)縫隙 假設(shè)活塞運動速度為，活塞長度為，直徑為，平均縫隙為，偏心率，則流經(jīng)偏心圓環(huán)縫隙得油液，其流量與節(jié)流壓力之間關(guān)系為 （2-6） 2.2.2 油液流動分析 油液在流動過程中有兩種運動狀態(tài), 分別為層流和紊流。液體流動時究竟是層流還是紊流，須用雷諾數(shù)判別。

37、為油液運動速度，為管道直徑，為運動黏度。 在工程上常用雷諾數(shù)來判斷油液的流動狀態(tài)。當(dāng)雷諾數(shù)時，油液流動狀態(tài)為層流；當(dāng)雷諾數(shù)時，油液流動狀態(tài)即為紊流。對于非圓形油路，管路直徑可以用水力半徑來計算。在工程中所使用油液一般為礦物油，粘度較大且管中油液流速不大（一般小于6m/s），因此多數(shù)為層流。當(dāng)油液流經(jīng)閥口或彎曲較大的節(jié)頭時才會形成紊流。 2.2.3 局部損失疊加原理 （1） 沿程阻力損失 層流狀態(tài)下，沿程阻力系數(shù)為 紊流狀態(tài)下，沿程阻力系數(shù)為 （2）局部阻力損失 下面介紹減振器設(shè)計和仿真中，常見的幾種局部阻力系數(shù) 管道局部擴大，由包達定理得到理論公式為：

38、 （2-7） 突然擴大局部阻力系數(shù)，經(jīng)過阿切爾（Archer）精密儀器測試認(rèn)定，該局部擴大阻力系數(shù)是可靠的。 假設(shè)油液有大管道進入小管道，形成一個過流斷面最小的收縮面，其面積為，令 （2-8） 稱為收縮數(shù)，突然縮小的局部阻力系數(shù)與收縮數(shù)有關(guān)。在不同結(jié)構(gòu)下的和局部阻力系數(shù)的關(guān)系見下表2.2所示。 A2/A1 0.01 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7

39、0.8 0.9 1.0 0.618 0.624 0.632 0.643 0.659 0.681 0.712 0.755 0.831 0.892 1.00 0.490 0.469 0.431 0.387 0.343 0.298 0.257 0.212 0.161 0.07 0.00 表2.2突然縮小的收縮系數(shù)與局部阻力系數(shù) 折管的流動方向十分復(fù)雜。由于流動慣性，在折管的內(nèi)側(cè)，往往流線分離而形成渦流。有關(guān)學(xué)者通過實驗總結(jié)出了折管在角度為的阻力系數(shù) 可以將局部壓力損失換算成直管的等效長度：

40、 （2-9） 2.3本章小結(jié) 本章主要對流體力學(xué)知識進行了匯總，首先掌握了這些知識才能夠為以后計算和分析打下基礎(chǔ)。其中，包括： （1）對減振器的油液介質(zhì)的物理特性和技術(shù)性能指標(biāo)等知識進行了分析，為油液的設(shè)計和選擇提供了參考依據(jù)。 （2）對減振器油液的流動性質(zhì)和局部損失疊加原理進行了介紹。 第三章 汽車筒式減振器阻尼構(gòu)件分析 第三章 汽車筒式減振器阻尼構(gòu)件分析 減振器通常由活塞及活塞桿、流通閥、壓縮室、復(fù)原室、補償室、底閥等組成。在對減振器進行特性分析時，應(yīng)考慮常通節(jié)流孔、活塞孔、活塞縫隙，同時還要考慮局部節(jié)流損失。下面對節(jié)流閥的具體結(jié)

41、構(gòu)及節(jié)流壓力與流量的關(guān)系進行分析。 3.1 常通節(jié)流孔 常通節(jié)流孔是由節(jié)流閥片上的多個小矩形節(jié)流孔構(gòu)成的。常通節(jié)流孔可看作是小孔節(jié)流，因此，式（2-3）可知，其節(jié)流壓力與流量之間的關(guān)系可表示為 （3-1） 式中， 節(jié)流孔流量系數(shù)，由節(jié)流孔的類型所決定；為復(fù)原常通節(jié)流孔壓力；為常通節(jié)流孔總面積，是由帶孔閥片厚度和常通節(jié)流孔寬度和個數(shù)決定的，即 ，其中，為常通節(jié)流孔寬度，為節(jié)流孔的個數(shù)，為帶孔節(jié)流閥片的厚度。 3.2 疊加閥片等效厚度與閥口開度 減振器節(jié)流閥片大都是利用多片節(jié)流閥片疊加，以滿足減振器不同特性要求

42、。為精確、可靠地對減振器進行特性分析，必須對節(jié)流閥片的彎曲變形以及在節(jié)流閥閥口位置的有效開度進行研究，同時必須對疊加節(jié)流閥片以及等效厚度對節(jié)流閥開度的影響進行研究。 3.2.1 疊加閥片等效厚度 減振器環(huán)形彈性節(jié)流閥片中間是固定約束，有效內(nèi)圓半徑為(考慮安裝尺寸)，外圓半徑為 ，閥片的厚度為，所受的壓力為，在半徑處的彎曲變形量為，如圖1 所示。 圖1 減振器節(jié)流閥結(jié)構(gòu)簡圖 (1) 片不同厚度閥片的疊加 對于片不同厚度的節(jié)流閥片疊加，可看作為長度相同，而彈性系數(shù)不同的彈簧并聯(lián)，因此，利用彎曲變形系數(shù)可得 因為，由上式可得不同厚度疊加閥片的等效厚度為 (2) 片相同厚

43、度閥片的疊加 相同厚度疊加閥片可看作上述片不同厚度閥片疊加的特殊，因此，由上式可得疊加閥片等效閥片厚度為 (3) 組不同厚度閥片疊加 設(shè)有組閥片厚度和片數(shù)分別為，；，；……；，。因此，可看作上述兩種情況的組合，所以組不同厚度疊加閥片等效厚度為 通過上述對疊加閥片分析可知，疊加閥片等效厚度與個疊加閥片厚度之間具有如下關(guān)系： (a) 疊加閥片等效厚度為各個疊加閥片厚度3次方之和的3次方根； (b) 疊加閥片等效厚度大于最厚彈性閥片的厚度，即； (c) 等效厚度遠(yuǎn)小于各疊加閥片的厚度之和，即； (d) 兩片疊加閥片厚度相差很大，則可以直接用最厚閥片的厚度代替等效厚度。 3.2

44、.2 閥口開度 汽車減振器正常工作速度比較低，節(jié)流壓力比較低，閥片變形可看作是小撓度彎曲變形。因此，根據(jù)閥片彎曲變形系數(shù)計算方法，閥片在閥口位置半徑處的變形量，可表示為 （3-2） 式中，為節(jié)流閥片在閥口位置半徑處的彎曲變形系數(shù)；為疊加閥片的等效厚度；為閥片所受均布壓力。 節(jié)流閥開度是由閥片在閥口半徑位置的總變形量和預(yù)變形量所決定的，即 3.3 節(jié)流縫隙 當(dāng)減振器開閥后，節(jié)流閥片與閥片座端面之間形成平面環(huán)形節(jié)流縫隙，因此，由式（2-5）可知，閥片節(jié)流縫隙的節(jié)流壓力與流量之間的

45、關(guān)系可表達為 （3-3） 式中，為油液動力粘度。 3.4 活塞縫隙 活塞縫隙大小是根據(jù)活塞和減振器缸筒內(nèi)徑的配合公差所決定的。其中，活塞與缸筒內(nèi)徑之間的最小配合間隙為，最大配合間隙為，則平均活塞間隙。因此，由式（2-6）可知，油液流經(jīng)活塞縫隙的節(jié)流壓力與流量的關(guān)系可表示為 （3-4） 式中，為活塞缸筒內(nèi)徑；為流經(jīng)活塞縫隙的流量；為活塞偏心率，一般；為活塞縫隙長度。 3.5 活塞孔 活塞孔均勻分布在活塞上，活

46、塞孔直徑和個數(shù)是系列化的?；钊讓儆诩?xì)長孔，由式（2-2）可知，活塞孔節(jié)流壓力與流量之間的關(guān)系可表示為 （3-5） 式中，為活塞孔壓力；為活塞孔的等效長度，數(shù)值等于活塞孔物理長度與局部損失的折算長度之和，即；為油液動力粘度。 3.5.1 活塞孔沿程阻力損失 由第二章分析可知，活塞孔油液的雷諾數(shù)為 為活塞孔中油液流動速度，為管道直徑，為油液的運動黏度。 由于，則 （3-6） 式中，為活塞孔的流量，為活塞孔總面積。 （1）層流沿程阻力系數(shù)的確定

47、 當(dāng)Re<2300時， 活塞孔油液流動為層流, 其沿程阻力系數(shù)為 式中，為活塞孔個數(shù)；為活塞孔直徑；為油液的運動粘度；為活塞運動速度。 （2）紊流沿程阻力系數(shù)的確定 當(dāng)Re>2300時，活塞孔中油液流動為紊流，其沿程阻力系數(shù)為 由上可知，活塞孔的沿程阻力系數(shù)與速度有關(guān)。因此，在對減振器進行特性分析時，應(yīng)根據(jù)減振器不同速度，決定活塞孔的油液流動狀態(tài)，采用不同的沿程阻力系數(shù)。 3.5.2 活塞孔局部阻力損失 油液在流經(jīng)活塞孔以及復(fù)原閥體內(nèi)腔時，會產(chǎn)生突然擴大、突然縮小和改變方向三處局部阻力損失，各局部阻力損失系數(shù)分別為、和。 當(dāng)油液由活塞孔流出時，截面會突然擴大，由第二章

48、分析可知， （3-7） 其中為活塞孔總面積；為活塞孔下方環(huán)形的面積。 當(dāng)油液流入活塞孔時，截面面積會突然縮小，它們的面積比 ，由表2-1 可計算出突然縮小時的局部損失系數(shù) 突然改變方向時，查閱相關(guān)資料，可知時， 3.5.3 活塞孔等效長度的確定 利用疊加原理將局部阻力損失進行疊加，并將折算成活塞孔沿程阻力系數(shù)或常通節(jié)流孔流量系數(shù)。因此，復(fù)原閥的局部阻力系數(shù)疊加，并折算成活塞孔長度為： 因此，活塞孔的等效長度應(yīng)該為孔的實際長度與局部阻力系數(shù)折算長度之和，即 可知，活塞孔結(jié)構(gòu)以及活

49、塞運動速度影響活塞孔的等效長度。利用以上公式編寫Matlab程序可繪出活塞等效長度隨速度的變化曲線，如圖3-2 所示。其中，活塞孔實際長度，活塞孔個數(shù)。 圖3-2 活塞孔等效長度隨速度變化曲線 3.6本章小結(jié) 本章在第二章液體流動分析的基礎(chǔ)上針對所研究的汽車筒式減振器進行分析，將其各個結(jié)構(gòu)做細(xì)致的研究，為下一章的建立分段建模仿真模型打下基礎(chǔ)。其中包括： （1）確定常通節(jié)流孔、活塞孔、節(jié)流縫隙和活塞縫隙等阻尼構(gòu)件應(yīng)用的理論公式，即確定各結(jié)構(gòu)流量和壓力之間的關(guān)系。 （2）對液體流經(jīng)活塞孔時的沿程阻力系數(shù)和局部阻力損失系數(shù)進行分析研究，由此確定活塞孔的等效長度。 第四章

50、筒式減振器的工作原理及特性分析 第四章 筒式減振器的工作原理及特性分析 4.1 筒式減振器的工作原理 減振器是汽車懸架系統(tǒng)的主要阻尼元件。其工作機理是依靠減振器活塞桿與缸體的相對運動，促使其內(nèi)腔液體不斷流經(jīng)控制閥，從而使內(nèi)腔孔壁與液體之間產(chǎn)生的摩擦力及流體分子間的內(nèi)摩擦力做功并轉(zhuǎn)化為熱能。 汽車筒式減振器大都采用雙筒式結(jié)構(gòu)，有4個閥，分別是復(fù)原閥、補償閥、壓縮閥和流通閥，其中，復(fù)原閥和壓縮閥對特性起決定性作用，其原理如圖1所示。 圖4-1減振器結(jié)構(gòu)原理簡圖 4.1.1 復(fù)原行程 減振器在復(fù)原行程工作時，活塞相對工作缸向上運動。此時，復(fù)原閥和補償閥工作，活塞缸

51、筒上腔油壓逐漸升高，上腔的油液經(jīng)過復(fù)原閥流向下腔。當(dāng)活塞速度較小時，節(jié)流閥片所受的節(jié)流阻尼力不足以克服閥片的預(yù)緊力，閥片不打開，上腔的油液通過活塞上的常通孔流向下腔。隨著活塞運動速度的不斷增大，上、下腔的壓差也迅速提高，當(dāng)壓差作用在復(fù)原閥片上的力達到復(fù)原閥彈簧的預(yù)緊力時，復(fù)原閥開啟，形成環(huán)狀縫隙節(jié)流，從而形成節(jié)流阻尼力。 但是，由于活塞桿的存在，自上腔流出的油液不足以充滿下腔所增加的體積，于是補償閥打開，油液經(jīng)補償閥從貯油缸流向工作缸下腔。此時這些閥的節(jié)流作用即造成對復(fù)原行程的阻尼力。 4.1.2 壓縮行程 減振器在壓縮行程工作時，活塞相對工作缸向下運動。此時，下腔容積減小，油壓升高，油

52、液經(jīng)流通閥流到上腔。由于上腔被活塞桿占去一部分體積，上腔內(nèi)增加的容積小于下腔減小的容積，故還有一部分油液推開壓縮閥流回貯油缸。壓縮閥和流通閥閥對油液的節(jié)流便造成壓縮行程的阻尼力。 4.2 復(fù)原行程特性分析 4.2.1 復(fù)原行程開閥速度點 （1）初次開閥速度點 減振器初次開閥速度點主要是由減振器節(jié)流閥片厚度、閥片預(yù)變形量和常通節(jié)流孔面積所決定的。減振器復(fù)原閥片初次開閥時的油路圖如圖4-2所示。 圖4-2 復(fù)原閥初次開閥油路圖 設(shè)復(fù)原閥片的預(yù)變形量為，當(dāng)閥片在閥口位置變形量等于閥片預(yù)變形量時，減振器初次開閥。 根據(jù)閥片變形計算公式，閥片所受初次開閥壓力為 初次開閥時，閥

53、片所受壓力等于常通節(jié)流孔節(jié)流壓力差，即 因此，常通節(jié)流孔開閥時的流量可表示為 活塞孔和常通節(jié)流孔是串聯(lián)的，即，因此，活塞孔的節(jié)流壓力差可表示為 其中， 為活塞孔的等效長度。此時，雷諾數(shù)Re可由公式求得，確定液體在各速度下的流動狀態(tài)，確定沿程阻力損失系數(shù)。 常通節(jié)流孔和活塞孔串聯(lián)后與活塞縫隙并聯(lián)，因此活塞縫隙節(jié)流壓力差等于活塞孔節(jié)流壓力差與常通節(jié)流壓力差之和，即 因此活塞縫隙的流量可表示為 常通節(jié)流孔、活塞孔與活塞縫隙應(yīng)滿足油液連續(xù)性定理，即 由此可得出復(fù)原閥初次開閥速度為

54、 （2） 二次開閥速度點 復(fù)原二次開閥時，閥片變形與下限位擋圈接觸達到最大開度，這時 就相當(dāng)于一個常通節(jié)流縫隙，油路圖如圖4-3 所示 圖4-3 復(fù)原閥二次開閥油路圖 節(jié)流閥二次開閥時，閥片總變形量為 因此，根據(jù)節(jié)流閥片彎曲變形的計算公式，二次開閥時節(jié)流閥片上所受壓力為 常通節(jié)流孔與復(fù)原節(jié)流縫隙是并聯(lián)的，即 因此，二次開閥時常通節(jié)流孔流量為 二次開閥時復(fù)原節(jié)流縫隙的流量為 常通節(jié)流孔和復(fù)原節(jié)流縫隙并聯(lián)后與活塞孔串聯(lián)，即 因此，活塞孔節(jié)流壓力為 常通節(jié)流孔和

55、活塞孔串聯(lián)后與活塞縫隙是并聯(lián)，即 所以，流經(jīng)活塞縫隙的流量 根據(jù)油液連續(xù)性定理，可得減振器復(fù)原閥二次開閥速度為 4.2.2 復(fù)原初次開閥前特性分析 初次開閥前，常通節(jié)流孔上的壓力小于閥片的預(yù)變形壓力，油路如圖4-2所示。 常通節(jié)流孔開閥時的壓力可表示為 （4-1） 活塞孔和常通節(jié)流孔是串聯(lián)的，即 ，因此，活塞孔的節(jié)流壓力差可表示為 （4-2） 常通節(jié)流孔和活塞孔串聯(lián)后與活塞

56、縫隙并聯(lián)，因此活塞縫隙節(jié)流壓力差等于活塞孔節(jié)流壓力差與常通節(jié)流壓力差之和，即 （4-3） 因此活塞縫隙的流量可表示為 （4-4） 常通節(jié)流孔、活塞孔與活塞縫隙應(yīng)滿足油液連續(xù)性定理，即 （4-5） 式中，為活塞速度。 由以上五式可得出關(guān)于的二元一次方程式 （4-6） 令 則式（4-6）可表示為

57、 （4-7） 由此可得出的值，與活塞速度有關(guān)。并將的值并分別代入（4-1）、（4-2）式可得出、關(guān)于的值。 于是，可得出活塞所受阻尼力 （4-8） 式（4-8）給出了阻尼力與活塞速度的關(guān)系。其關(guān)系曲線，如圖4-4所示 圖4-4 初次開閥前阻尼力與速度關(guān)系曲線 4.2.3 復(fù)原初次開閥后特性分析 復(fù)原初次開閥后，閥片位于預(yù)變形與下限位擋圈之間，這時就相當(dāng)于形成了一個開度為的常通節(jié)流縫隙，油路如圖 4-3 所示 設(shè)閥

58、片開度為，則閥片變形量為。 因此節(jié)流閥片上所受壓力為 （4-9） 常通節(jié)流孔的壓力可表示為 （4-10） 常通節(jié)流孔與復(fù)原節(jié)流縫隙是并聯(lián)的，所以 （4-11） 常通節(jié)流孔和復(fù)原節(jié)流縫隙并聯(lián)后與活塞孔串聯(lián)，即 活塞孔的壓力可表示為 (4-12)

59、常通節(jié)流孔和活塞孔串聯(lián)后與活塞縫隙是并聯(lián)，即 所以，流經(jīng)活塞縫隙的流量 (4-13) 根據(jù)油液連續(xù)性定理，可得 (4-14) 由（4-9）式可得 (4-15) 將（4-15）式代入（4-11）式得 （4-16） 將（4-10）式代入上式 令

60、 則上式可寫為 （4-17） 式（4-13）可寫為 （4-18） 式（4-12）可寫為 （4-19） 式（4-10）可寫為 （4-20） 將（4-18）、（4-19）、（4-20）式代入（4-14）式，得 將式（4

61、-17）代入上式，得 令 則上式可表示為 令 則八次方程為 （4-21） 式（4-21）給出了常通節(jié)流孔的流量與活塞速度的關(guān)系。由此可得到的解。 將的解代入式（4-10）、（4-12）得出、與的關(guān)系，由此可得出活塞運動的阻尼力 （4-22） 式（4-22）表示了阻尼力與活塞速度的關(guān)系。其關(guān)系曲線，如圖4-5所示。 圖4-5 初次開閥后阻尼力與速度關(guān)系曲線 4.2

62、.4 復(fù)原二次開閥后特性分析 復(fù)原二次開閥后，閥片變形與下限位擋圈接觸達到最大開度，這時 就相當(dāng)于一個常通節(jié)流縫隙，油路圖如圖4-3 所示。 常通節(jié)流孔與復(fù)原節(jié)流縫隙是并聯(lián)的，即，則節(jié)流縫隙的壓力流量關(guān)系為 （4-23） 二次開閥后常通節(jié)流孔壓力與流量的關(guān)系為 （4-24） 常通節(jié)流孔和復(fù)原節(jié)流縫隙并聯(lián)后與活塞孔串聯(lián)，即 則活塞孔的壓力可表示為 （4-25） 常通節(jié)流孔和活塞孔串聯(lián)后與活塞縫隙是并聯(lián)，即 所以，流經(jīng)活塞

63、縫隙的流量 （4-26） 根據(jù)油液連續(xù)性定理，可得 （4-27） 由式（4-23）、（4-24）得 （4-28） 將式（4-24）、（4-25）代入（4-26）可得 將式（4-27）和式（4-28）代入上式，整理得 （4-29） 令 則式（4-29）可寫為 由上式可得出與速度關(guān)系，進

64、而可得出各閥系結(jié)構(gòu)的流量和壓力與活塞速度的關(guān)系。阻尼力可表示為 （4-30） 4.3 壓縮行程特性分析 4.3.1 壓縮行程開閥速度點 （1）初次開閥速度 設(shè)復(fù)原閥片的預(yù)變形量為，當(dāng)閥片在閥口位置變形量等于閥片預(yù)變形量時，減振器初次開閥。此時的油路圖如圖4-6所示 圖4-6 壓縮閥初次開閥油路圖 根據(jù)閥片變形計算公式，閥片所受初次開閥壓力為 因此，常通節(jié)流孔開閥時的流量可表示為 所以，初次開閥速度可表示為 式中，為活塞桿的面積。 （2）壓縮閥二次開閥速度 節(jié)流閥二次

65、開閥時，閥片變形與下限位擋圈接觸達到最大開度，這時就相當(dāng)于一個常通節(jié)流縫隙油路圖如圖4-7所示 圖 4-7 壓縮閥二次開閥油路圖 節(jié)流閥二次開閥時，閥片總變形量為因此，二次開閥時節(jié)流閥片上所受壓力為 二次開閥時常通節(jié)流孔流量為 常通節(jié)流孔與節(jié)流縫隙是并聯(lián)的，即 因此，二次開閥時節(jié)流縫隙的流量為 常通節(jié)流孔和節(jié)流縫隙并聯(lián)后與活塞縫隙是串聯(lián)，即 所以壓縮閥二次開閥速度可表示為 4.3.2 壓縮閥初次開閥前特性分析 初次開閥前，常通節(jié)流孔上的節(jié)流壓力小于閥片的預(yù)變形壓力，油路圖 4-6 所示。 由常通節(jié)流孔的流量公式可得出

66、 （4-31） 常通節(jié)流孔和座孔是串聯(lián)，有 所以座孔的壓力可表示為 （4-32） （4-33） 將式（4-33）分別代入式（4-31）、（4-32）得 由此可得出活塞阻尼力 （4-34） 式（4-34）給出了阻尼力與活塞速度的關(guān)系。其關(guān)系曲線如圖4-8所示 圖4-8 壓縮閥初次開閥前阻尼力與速度關(guān)系曲線 4.3.3 壓縮閥初次開閥后特性分析 初次開閥后，閥片位于預(yù)變形與下限位擋圈之間，這時就相當(dāng)于形成了一個開度為的常通節(jié)流縫隙，油路如圖 4-7所示 設(shè)閥片開度為，則閥片變形量為。因此節(jié)流閥片上所受壓力為 （4-35） 常通節(jié)流孔的壓力可表示為