摩托车设计说明书

1 绪论

世界上第一个有记载、比较简单的减震器是1897年由两个姓吉明的人发明的。他们把橡胶块与叶片弹簧的端部相连，当悬架被完全压缩时，橡胶减震块就碰到连接在汽车大梁上的一个螺栓，产生止动。这种减震器在很多现代汽车悬架上仍有使用，但其减震效果很小。

机动脚踏两用车实际上是内燃机技术与自行车技术相结合的产物，它开辟了摩托车的实用时代。随着摩托车的快速和适应野外行驶的需要，必须提高车辆对路面的缓冲能力。早在1899年，贝劳摩托车上开始用了弹性后悬挂装置，后来比利时H型摩托车采用了前轮弹性悬挂，以及英吉安C3摩托车采用的前、后轮弹性悬挂均可算作早期摩托车悬挂装置的杰出代表。

特别是二轮摩托车在操作性、稳定性、舒适性方面，与悬挂装置有着重要的关系。1990年就开始在前轮采用金属弹簧张力的双向、平行连接装置，30年代便发明了利用管内粘性机油的液压减震器。1995年后前轮悬挂装置就采用了伸缩管式和底部杠杆式两类前叉。在伸缩筒式前叉、望远镜式的二个筒内由于有螺旋弹簧和油缸，加工精度要求高，生产效率很低，阻碍了发展和应用。1960年二轮摩托车的大批量生产，底部杠杆式前叉处于全盛时期，该系统具有结构简单、价格低廉等优点。后来伸缩筒式前叉又重新上市，用于当时盛行一时的两轮赛车上，伸缩筒式前叉优秀的行驶性能方被充分证明。因此，大批量生产的摩托车也竞相采用伸缩筒式前叉，而且由于加工技术的提高，伸缩筒式生产精度也得到了保证。所以，至今为止，各种型式的两轮摩托车都采用伸缩筒式前叉。

1910年开始对后轮悬挂装置的要求也迫切了，由于全链条传递驱动力，后轮必须采用长距离的固定方式。所以车体的缓冲仅只在坐垫下面安装有一金属弹簧。1950年才开始有正式的后悬挂装置。最初称为滑栓式，并尝试采用摇臂式。50年代后半期才确立了摇臂式后悬挂装置，即是现代两轮摩托车的后悬挂装置的基础。

同样，为了提高行驶稳定性、乘坐舒适性，后轮行程逐年增大，减震器组件行程在结构上受到了限制。因此前倾后减震器、后减震器组件安装位置前移等，用以增大杠杆比的方法增大后抡幸臣。进入70年代又开发了装有单减震器的单减震系统，特别是1973年开始用与越野车之后，公路赛车，大型运动车均很快地采用了这种单减震器后悬挂系统。

两轮摩托车，其发动机排量从50cm3的家用车到1500cm3的大型旅游车。对悬挂

装置，根据不同排量、不同用途的车辆的要求，其设计的方法各有不同，但又存在有

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共同之处，即最近的悬挂装置将行驶稳定性、操终性、舒适性都放在主要位置上。

大部分两轮车还是采用液压式伸缩式前叉，除了要求完全吸收较大的冲击，提高结构刚度外，最后采用经四氟乙烯（teflon）处理的金属套筒用作滑动表面，大大的减小了伸缩筒运动时产生的摩擦。

两轮车增大车轮行程就具有良好的舒适性，最近前叉行程增大为140～180mm，越野车可达300mm左右，且具有降低弹簧刚度、阻尼力的倾向，向提高稳定性的方向发展。当然在不断增大车轮运动行程，两轮车在一人或二人乘坐的不同载荷条件下，车体下沉量是不同的。特别是制动时由于重心前移，车体姿势变化更大。采用空气调节式的油气悬挂装置或抗“点头”装置的悬挂装置，可以有效地防止紧急制动时的车体前倾变化。

自从20世纪60年代开始，几乎每年都有几十项减震器专利出现，表1是《汽车文摘》摘录的汽车悬架减震器专利技术的统计，其中在美国申请的专利技术尤为多，且专利申请人大多是日本的公司和个人。国内外减震器产品在许多方面存在着较大的差距：（1）产品的结构与性能方面（减震器的可拆性与速度特性间的差距）；（2）制造技术与工艺设备方面（原材料、减震油、橡胶制品、连杆制造工艺、冲压工艺、粉末冶金制造工艺、贮油筒制造工艺等方面的差距）；（3）测试手段方面；（4）总成装配方面，此外，由于轿车减震器是作为一个不可拆元件整体出厂销售的，一旦其中某个小零件发生失效，整个减震器也就报废了，因而减震器技术的发展和研究应该成为我国汽车行业发展和水平提高的一个重要课题。

我国自1957年7月洪都机械厂成功地仿制M72型边三轮摩托车，揭开了我 国生产摩托车的历史以来，到1978年摩托车生产量为1.2万辆。改革开放以来， 我国摩托车生产量得到了飞速增长，品种不断增多。目前在我国已形成了自己摩 托车工业生产体系，到1995年的生产量超过700万辆，已成为世界上第一摩托车生产国。与摩托车生产相适应的减震器产量已达1500万支，能生产9大系列50余种型号，基本满足了我国摩托车生产的发展需要，部分产品已达到了国际同类产品水平，为我国摩托车工业的技术水平提高和发展打下了基础。

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2 总体方案设计

2.1研究内容及实验方案

研究内容：

（1）减震器整体方案分析与设计 （2) 摩托车减震器系统的弹簧特性

①摩托车悬挂装置的挠度 ②摩托车悬挂装置的理想弹簧特性 ③摩托车悬挂装特性置的实际弹簧 （3) 弹簧的材料及工艺

①弹簧材料的选用 ②弹簧的制造工艺 （4) 减震器的速度特性及阻尼力

①节流阀的压力特性 ②减震器的速度特性 ③减震器阻尼力产生原理 实验方案：

前减震器有很多种，常见的有弹簧空气阻尼式前叉、弹簧液力阻尼式减震器、油—气伸缩式减震器等。

其中弹簧空气阻尼式前叉虽然结构简单、造价低，但是它是以活塞管之间的间隙为空气阻尼的双向用途减震器，所以起减震效果不及其他结构的理想。然而油—气伸缩式减震器的减震效果都很佳，甚至达到理想的减震效果，增加了舒适性和安全性。但其结构复杂，造价昂贵，大都用在大型或高级二轮车上，如雅马哈XJ750型、XJ750EⅡ，铃木GS750型赛车等。

而弹簧液力阻尼式减震器不但结构简单，造价低，而且减震效果好，所以我将采用弹簧液力阻尼式前减震器作为我的实验方案。

2.2工作原理

弹簧液力阻尼式减震器是摩托车目前使用最为普遍的减震器。其工作原理简要介绍如下。

液压阻尼式减震器的结构与吸入式泵基本相似，不同之处只是液压减震器的缸体上端是封闭的，且在阀门上留有小孔(如图2-1所示)

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图2-1液力阻尼式减震器工作原理 当摩托车前轮遇到凸起的路面而受到冲击时，贮油筒被压缩，减震弹簧也被压缩，固定在贮油筒内部的减震杆组合也随之上移，而工作缸不动，于是工作缸下方的容积缩小，油压升高，油液便进入缓冲弹簧所在的空腔，同时油液也从减震杆下端的两个小孔进入减震杆内部，这时油液流动阻力较小，减震弹簧起主要减震作用。如果当前轮受到较严重冲击时，减震弹簧被迅速压缩，为了增加弹簧的刚度，我采用了变节距的设计方案，其弹簧是由两断不同节距的圆柱弹簧组合而成，所以其弹簧特性为两段直线组成，随着小节距弹簧依次被压并圈，使弹簧的刚度迅速增大，这样不仅减小了悬挂装置在动绕度终点的冲击，而且减小摩托车高度随载荷的变化。

当前轮遇到凹下的路面时，由于减震弹簧和车轮等重量作用，贮油筒向下移动，工作缸下方的容积增大，压力减小，缓冲弹簧所在的空腔容积缩小，压力升高，油液从减震杆中部的小孔进入减震杆内部，同时油液从减震杆下端的两个小孔进入工作缸下方的空腔这时油液流动受到很大的阻力，这样对减震弹簧回弹起了阻尼作用，从而起了减震作用。

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3 摩托车减震器的功能和结构形式

3.1减震器的功能

减震器又称缓冲器。它的功能是缓和由于路面不平引起的冲击，衰减摩托车的振动；提高乘坐舒适性，保护货载；减低车体各部分的动应力，增加零件的寿命；加强轮胎的附着性，有助于摩托车的操纵性、稳定性。

减震器的机能是利用流体通过孔、隙产生的粘性阻力。采用的工作流体有气体、液体，由于气体粘度太小故很少采用。通常用液体，其粘度虽随温度变化较大，但如果使液体在紊流下工作，作为运动速度的函数的阻尼力可以保持稳定。

和固体摩擦减震器相比，利用液体紊流阻力的减震器，在一定阻尼力和吸收能量的条件下，质量小，尺寸小，并在相当的范围内具有能任意规定阻尼力对工作速度的关系等优点。现在液力式减震器是摩托车唯一的实用型的减震器。

3.2摩托车前减震器的结构形式

3.2.1.弹簧空气式

上部外筒和下联板焊接或直接弯成叉形与转向立柱焊接（图3-1），其内部安装有弹簧及前叉筒。前叉筒通常采用树脂衬套（封有润滑脂）在外部内部滑动，筒壁间的摩擦产生阻尼力。当弹簧压缩到极限时，其中间的限位橡胶块也被压缩，减缓了弹

簧进一步被压缩时的冲击。该结构简单，轻、价廉、被轻便车广泛采用。

图3-1弹簧空气式前减震器

1-前叉筒；2-弹簧；3-限位块；4-转向立柱；5-外筒

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3.2.2.单筒伸缩式

如图3-2所示：无缝钢管的外筒用以固定前轴；内筒被上、下联板所夹紧，在其下端设计有铸造或烧结合金的活塞，活塞上部设计有阀片。当活塞在外筒内滑动时，油液通过活塞及内管上的阻尼孔产生阻尼力。弹簧安装在内筒外侧。当内筒向下运动接近外筒底部时，其底部的内孔被油孔挡销插入，对减震油产生很大的节流作用。正是这个节流阻尼力相当于组合式弹簧特性曲线中上升段，吸收了最后的冲击，防止了内筒与外筒底部的刚性碰撞。由于价格比较便宜，一般为二轮车所用。

图3-2单筒伸缩式前减震器

1-弹簧；2-内筒；3-外筒； 图3-3双筒伸缩式前减震器 4-活塞；5-档销 1-活塞杆（芯管）；2-衬套；

3-外筒；4-活塞；5-内管

3.2.3. 双筒伸缩式

如图3-3所示： 刚制内筒在外筒中滑动，内筒下端的内侧装有衬套，在衬套内侧装有固定于外筒底部的活塞杆和活塞，在活塞杆管壁上设计有阻尼孔和活塞一起产生的阻尼力。一般外筒采用铝合金。由于弹簧安装在内侧（下端以活塞为支承），外观就显得轻便，因此大多用于大型二轮车。

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3.2.4. 油—汽伸缩式

其结构（图3-4）与双筒伸缩式前减震器相同，在内部上部设计有密封的气室，采用了具有不同耐压形式的油封。由非常柔软的金属弹簧和空气压力形成的组合弹簧，使减震器具有非常优良的弹簧特性。左、右前叉内筒的气室是连通的，使左右空气压力相等，以达到调节左、右叉阻尼力的目的。转动外筒下侧的手柄油缸内设计有旋转阀杆转动，即改变油缸的阻尼孔径，以达到调整阻尼力。另外在内筒上端设有弹簧调节装置，即可根据弹簧的初期负荷进行调整其预压缩量。因此，此前减震器具有多种调节功能，可得到更完美的性能。但由于价格昂贵，常用于大型或高级二轮车。

图3-4 油—汽伸缩式前减震器

1- 气室；2-内筒；3-外筒；4-制动器；5-旋转阀杆；6-释放阀

3.2.5. 防下沉伸缩式前减震器

最近采用柔软弹簧的二轮车，随着制动能力的提高，在紧急制动或转弯制动时，车体前部会严重下降产生前减震器下沉现象。防下沉式前减震器即在外筒下部装有师释放阀，在机械或电磁操纵下，释放阀可改变回油路径，按照制动力的增大比例来增大前减震器压缩时的阻尼力，即能有效的防止下沉现象。图3-4是防下沉伸缩式前减震器的一例。

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4 摩托车减震器的主要特性

4.1摩托车减震器的弹簧特性

4.1.1摩托车悬挂装置的挠度 （1）静挠度:

G2 (mm) (4-1) c2

fc 图4-1悬挂及减震系统

fc称为在质量G2（簧上载荷）作用下弹性元件的静挠度，如图4-1各种不同用

途的摩托车，对其静挠度要求也各不相同（表4-1），其中越野车要求最大。公路车次之，通用车较小。

表4-1

前、后悬挂装置的静挠度匹配，对摩托车行驶舒适性关系极大，一般要求前悬挂静挠度大于后悬挂静挠度，以减少纵向角振动。 （2）动挠度：

悬挂装置的动挠度是指摩托车在不平路面上行驶时，悬挂装置在其动载荷作用下的变形量。

动挠度通常按其响应的静挠度值的一定比例来选取：

通用车：fd=（0.5～0.7）fc (4-2a) 公路车：fd=（0.5～0.7）fc (4-2b) 越野车：fd=（0.5～0.7）fc (4-2c)

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4.1.2摩托车悬挂装置的理想弹簧特性

摩托车的弹性元件几乎只采用刚质螺旋弹簧最简单的螺旋弹簧是截面圆柱形的具有“线形”（刚度不变）的螺旋弹簧，如图4-2所示。 P（N）

图4-2弹性元件的特性 f（mm）

然而，摩托车在行驶过程中则要求弹性元件是变刚度的，而且刚度随负荷增加是递增的，以便在不同的负荷下，使摩托车的车身的固有频率接近恒定。

因此，为了获得摩托车的最佳舒适性，摩托车减震器缓冲弹簧应具有的理想弹性特性是（如图4-3所示）：

（1）弹簧刚度不应是常数，弹性元件应是变刚度的。在压缩时刚度逐渐增大，复原时刚度也应逐渐增大，具有渐进式弹性特性。这样不仅可减少在动挠度终点时的冲击，而且还可减少摩托车车身高度随载荷的变化；

（2）从设计位置（静挠度）起，在相当于60%的动挠度的压缩和伸张的变形范围内，其刚度应为常数，或者变化不大于20%，以保证摩托车在平坦路面上行驶的舒适性；

（3）当超过60%的动挠度范围后，由于弹簧刚度是递增的，即当载荷增加时，弹簧的附加静态压缩是尽量小，以适应摩托车载荷变化较大的特点，一般最大动挠度处的容许载荷可达静载荷的3～4倍；

（4）在静载荷为半载的情况下，要求静挠度fc保持不变。因此，应合理地选择好静挠度附近的悬挂刚度，以保证摩托车经常在静挠度附近工作时的小幅度振动。

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图4-3理想的弹簧特性

各种车辆根据其使用目的则要求的弹性特性各有不同。

以乘坐舒适性为目的的车辆，弹簧应调节得柔软一些，以满足反映快，即使是在不平路面上也应具有良好的舒适性。

以行驶安全性为目的的车辆（公路赛车）弹簧刚度大，其刚度应随载荷而递增，以至于在受到很大冲击时，可避免因弹簧伸缩量过大，导致车轮离地，影响其加速性和附着性能（特别是倾向附着性能），以保证行驶的安全性和稳定性。即使是高级赛车，一般将弹簧刚度调得很“硬“，当其在不平路面上行驶时，甚至在制动力缓慢增加的情况下，前轮也会出现短时间的抱死现象，必须装备“防抱”装置。

4.2摩托车减震弹簧的材料及工艺

4.2.1弹簧材料的种类

（1）碳素弹簧钢：碳素弹簧钢是制造弹簧的主要钢种。根据GB4357-84标准碳

素弹簧钢有65、70、75和85等，其优点是价格便宜。钢的纯度和热扎表面质量不比合金弹簧钢差，由于淬透性差所以适用于中小型摩托车。本次设计也将采用此类钢种。

（2）合金弹簧钢：在合金弹簧钢中常加入合金元素锰、硅、铬、钒等，主要用于提高淬透性，强化固溶体，细化晶体，改善其机械性能，提高屈强比（s0.750.9050cr）。 b 按GB5218-85标准，合金弹簧钢有50CrVA、65Mn、55Si2Mn、60Si2MnA等。硅锰弹簧钢，将硅、锰同时加入钢中，不仅能明显地提高钢的淬透性，而且经调质处理后，屈强比可提高85%以上，弹性极限也大大提高。同时，硅能增加弹簧钢的低温回

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火稳定性，还提高钢的抗氧化性。 4.2.2弹簧制造工艺

（1）冷卷成形工艺：

有芯轴卷簧工艺，在弹簧的卷制过程中，若卷制力越大，卷绕后反向转动的速度越高，转数越多，则回弹量就越大。在实际生产中，确定回弹量的实质就是确定卷簧芯轴的直径。

（2）自动卷簧工艺：

图（4-4）是自动卷簧机工作原理示意图。金属丝从材料架上引出后，首先经校直机构1、辊轮2，再经导向板3进入卷绕机构。卷绕机构由卷绕杆4、芯轴5和节距爪6组成。金属丝进入卷绕机构后，被卷绕杆4顶住，然后沿两个一般互成60°角的卷绕杆围绕芯轴5做螺旋圆周运转，弯曲卷绕成螺旋形弹簧圈。弹簧节距的大小是由节距爪6控制的，它可以沿轴向运动，按照所设计的弹簧节距的尺寸调整位置。

控制凸轮轴，每转动一圈卷制一跟弹簧，卷制后的弹簧端部须磨平，磨平部分不少于圆周长的3/4，端头厚度不小于簧丝直径的1/4，并保证两端面有良好的平面度和与轴线的垂直度。

图4-4 自动卷簧机工作原理

1- 校直机构；2-送料辊轮；3-导向板；4-卷绕杆； 5-芯轴；6-节距爪；7-切刀

4.3摩托车减震器的阻尼特性

摩托车减震器的阻尼特性包括摩托车减震器的阻力—速度特性和阻力—位移特

性。

4.3.1阻力——速度特性

减震器阻尼力随活塞速度的变化规律称为减震器的阻力—速度特性，用下式表示：

 （N） (4-3)

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式中：——阻尼系数；

——减震活塞的速度，m/s； ——活塞上阻尼空的特性指数。

值的大小是随阻尼孔的大小、形状及单向阀的形状、刚度不同而变化的。当阻

尼孔足够大时，可取=2；要使减震器的阻力随所受外力成正比例的变化，则取

=0.6～1.0。

摩托车减震器的阻力——速度特性常见的有三种形式（图4-5），分别为二次方型（=2）、比例型（=1）、饱和型（=2/3）。其中二次方型，在活塞速度低时的阻力小，速度高时的阻力大，而且结构简单，广泛用于后减震器，舒适性比较好。对于高速高性能车辆常采用的比例型和饱和型，在较宽的振动频率范围内，减震器都具有足够的阻力来抑制车轮产生的大的跳动，能保持轮胎和地面见的良好接触，因而有利于摩托车行驶稳定性。

图4-5三种阻尼特性

一般设计中常用比例型进行计算。为了使摩托车获得较好的稳定性，行程中基本相等，或复原行程略大于压缩行程；后减震器的阻力复原行程却比压缩行程大得多，见表4-2。而且不同用途的车辆也互相不相同，一般越野车、赛车要求大，通用车要求小。

表4-2

前减震器 后减震器 通用车 公路车 越野车 通用车 公路车 越野车 复原 50～100 120～300 10～160 300～600 400～800 500～1000 100～150  （N） 压缩 35～70 85～230 70～120 20～50 60～120 12

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表中为=0.3m/s时的阻力。

单向作用式液力减震器在受压缩时，活塞上的单向阀完全打开，其优夜流动通道很大，因此没有压缩阻力。

4.3.2阻力——位移特性

减震器作正弦相对运动时，阻力随其活塞位移的变化规律，称为减震器的阻力—位移特性。

图4-6表示速度特性饱和型的活塞，其阻力在压缩行程和复原行程中的变化曲线。封闭曲线所围成的面积表示减震器吸收外来振动所做的功，所以此图形也称为减震器的示功图。

当减震器行程一定时，其振动频率增大，最大的阻力随之增大，则示功图面积也增大，说明减震器衰减振动的能力增大。图4-4所示的示功图中，频率为85Hz的示功图面积较大，即说明衰减振动的能力较大；频率为60Hz示功图面积较小，则衰减振动的能力也相对较小。

图4-6示功图和速度特性

具有不同速度特性减震器的示功图的形状也各不相同，如图4-7所示。若在减震器行程、振动频率相同的情况下，饱和型十公土面积最大，比例型次之，二次方型最小。

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图4-7不同速度特性的示功图 a)二次方型 b)比例型 c)饱和型

当振动频率一定时，减震器行程增大，其最大衰减力也随之增大如图4-8所示 ，同时示功图面积也增大。

图4-8定频率变行程示功图

4.4 摩托车减震器的阻尼力

4.4.1复原行程阻尼力计算

（1）活塞杆上小孔d2的流量

Qd222p331.f.4m/s(m/s)

(m3/s)

式中：——减震器油密度，N/m3；

——流量系数，0.60～0.75（常取0.7） p——A、B油腔压力差，ppApB

（2）活塞与缸壁之间缝隙h的流量 Qd1h311.52p2.f12ld1h2vm3/s (m3/s)

式中：d1——活塞公称尺寸，m； l——活塞长度，m ;

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(4-4)

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h ——活塞与缸壁之间平均间隙，m； v——活塞与缸壁之间相对速度，m/s；

——动力黏度，25#变压器油μ=0.082N/（m·s）

eh相对偏心度（设=0） e ——活塞与缸壁之间的偏心量。

（3）流入B腔的油与A腔的容积减少相等，则

阻尼力计算简图

Q1fQ2f24d1d23•vm3/s (m3/s)

将上式整理得：

A2•p222DAB222v•pDv0 3式中：Ad1h11.5212l

2Bd24

2Dd2d23d1h42

解方程(4-5)得：

p12B222B22A22ADvB4ADv

作用在活塞上的阻尼力

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(4-6)

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pd21fd241d23•pA4pB

d21d234pApB4pA

在复原行程中，pApB，所以

ppApBpA 则：p22f4d1d3•pA

224d1d3•p （N）4.4.2压缩行程阻尼力计算

（1）活塞阻尼孔d4和缝隙h1的流量

Qnh31•p1y6l2Rm3/s (m3/s)00d4式中：n—活塞阻尼孔数；

h1—阀片与活塞端面间隙，m。 l0—阻尼孔d4的长度，m。

R0—阻尼孔d4中心到阀片边缘的距离，m。

（2）活塞杆小孔d2的流量

Q2yQ1f (4-10)

（3）活塞与缸壁缝隙h的流量

Q3yQ2f (4-11) （4）B腔流入A腔的流量等于A腔内增加的容积，所以

Q1yQ2yQ3y4d21d23v (4-12)

将上式代入（4-10）式，得压缩阻力

22py(d1d3)2B28A2[2A'DvB2(4A'Dv2B2) (4-13)

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4-8）(4-9) （

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d1h3式中： A'11.5212lnh13 2R06l04d 其它符号同前。 4.4.3减震器额定阻力

额定阻力系指减震器在规定的试验速度时所产生的阻力值，通常规定试验速度为0.3m/s和0.5m/s。

减震器的额定阻力分为复原阻力和压缩阻力，它是减震器最重要的性能指标，其大小范围见下表

压缩阻力可取复原阻力的0.1～0.4倍，其最大值不超过表4-3中的值。

表4-3 减震器额定阻力（N） 工作缸径D 工作行程s 复原阻力pf 压缩阻力py 16 20 22 25 4.4.4示功图

QC/T63—93摩托车减震器试验方法规定采用正弦（或余弦）激振方式，进行减震器示功试验，则活塞与缸筒之间的相对位移也按正弦规律变化：

ss0sintm (4-14) 式中：s0——活塞最大位移，m；

85～480 364～590 480～680 700～1200 25～100 80～120 100～150 130～250 43～70 64～85 72～93 90～100 ——活塞振动的角频率，rad/s, 2n r——试验台激振频率，r/min。 活塞与缸壁之间的相对速度为： vs0cost s01sin2t s02s02sint 所以：vs02s2 2n•s02s2 （m/s） (4-15)

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ss2sint0联立：p2ns2s2 (4-16) 00

取不同的t值，得出一系列的s和p值，在位移——阻力坐标系中即可绘出理论示功图，图4-9所示为CY80前减震器示功图

图4-9 CY80前减震器示功图

1—理论示功图；2—实测示功图

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5 摩托车减震器结构设计

5.1摩托车减震器的主要零件结构参数

航空航天工业标准HBm82-89（简称航标，后同）《摩托车筒式液压减震器》对摩

托车减震器的主要参数，技术要求作了明确的规定。 5.1.1工作缸径D的确定

根据减震器的最大卸荷力和缸筒内最大压力强度来计算工作缸筒的直径：

D=

(1~2)pt (mm) (5-1)

[p][12]式中：pt—复原行程最大阻力，N；

[p]—工作缸筒内最大允许压力，Mpa，一般取[p]=（0.3～0.6）Mpa； —活塞杆直径与工作缸筒内径之比； 双筒式，=0.4～0.5; 单筒式, =0.30～0.35.

在根据工作缸筒直径系列（表5-1）进行圆整。

标准规定了摩托车减震器工作缸筒直径系列为16、20、22、25mm，一般根据摩托车的排量大小来选定（表5-1）。

表5-1 摩托车减震器的主要结构参数（mm）

公称尺寸 16 20 22 25 工作缸直径D 16 20 22 25 贮油筒外径D1 24 32 36 40 基准长度L 160 170 180 195

5.1.2贮油筒直径Dc的确定

贮油筒直径Dc=（1.38～1.45）D，壁厚4.0～7.0mm，贮油筒最大外径D1=（1.5～

1.6）D，贮油筒外径系列为24、32、36、40mm，当然也有可能小于或大于系列值。贮油筒作用主要是贮存介质油，除补偿由于缸内容积变化产生的外渗漏油外，还容纳因温升而保证产品主要指标的前提下，贮油筒外径应稍大一些，对减震器贮油、散热、改善吸震能力都是有益的。

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5.1.3减震器基长L的确定

减震器的基长较长，给摩托车设计总布置带来一定程度的不便，但是基长太短，必然会使部件过分简化而影响减震器的性能。减震器基长为设计尺寸，它是减震器在压缩到底时，二端吊环的中心距Lmin与行程s的差值，即：

L = Lmin - S (mm) (5-2)

则减震器拉伸到最大长度为：

Lmax = Lmin + s (mm) (5-3)

还规定压缩到底长度Lmin的允差为+3 mm，最大拉伸长度Lmax允差也为正值。

5.1.4工作行程S

摩托车减震器和弹簧组合为一体，行程为40～110mm，由于还有悬挂装置杠杆比的因素，减震器行程甚至更小些。

表5-2 工作缸筒径系及行程选定（mm） 发动机排量（cm） 50～90 100～125 3前减震器 通用车 越野车 工作行程 缸 径 工作缸径 缸 径 70～90 90～100 22 200～230 Φ26 230～250 26 30 250～500 600～750 800～1000 100～120 100～120 120～140 30 39 250～280 Φ43 270～290 280～300 根据给定的已知条件工作行程S=50±1mm和发动机排量为125cm3，以及上面所描述的选择方法，在通过对照以上表5-1和表5-2确定：取工作缸径D=22mm，则取贮油筒外径D1=40mm，取壁厚7mm，则Dc=26 mm，基长L=195mm。

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5.2摩托车减震器主要零件的结构设计

5.2.1弹簧的结构尺寸设计计算

在根据普通圆柱螺旋弹簧尺寸系列（摘自GB/T1385—1993）（部分）

表5-3 第一系列 弹簧丝直径d/mm 第二系列 0.45 0.6 0.7 0.8 0.9 1 1.2 1.6 2 2.5 3 3.5 4 4.5 0.32 0.55 0.65 1.4 1.8 2.2 2.8 3.2 5.5 6.5 7 9 8 8.5 9 9.5 10 12 14 16 弹簧中径D/mm 18 20 22 25 28 30 32 35 38 40 42 45 48 50 52 55 58 6 6.5 7 7.5 8 8.5 9 10 有效圈数n/圈 压缩弹簧 10.5 11.5 12.5 13.5 14.5 15 16 18 20 22 25 28 30 150 160 170 180 190 200 220 自由高度H0/mm 压缩弹簧 240 260 280 300 320 340 360 380 400 420 450 480 500 520 550 580 600 由于弹簧内径D1=弹簧中径D-簧丝直径d，通过参考同类摩托车型和实地考察 ，及参照上表5-1和表5-5，确定了以下弹簧结构参数，如表5-4所示

表5-4

弹簧直径d(mm) 有效圈数n 弹簧中径（密圈）D(mm) 3.5 76 18 其中有效圈数76圈包括：密圈nm=40圈、节距tm=5mm； 稀圈nx=36圈、节距tx=8mm。

（1）弹簧自由长度的计算：

参照摩托车技术第2004/05期中弹簧的计算及根据机械设计手册·单行本·弹簧（简称手册，后同）的第19页表7-2-14中介绍的计算公式：当压缩弹簧两端圈磨平并紧，且支承圈为1圈时：

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总圈数n1= n+2=76+2=78

自由高度 H0= nm tm+ nx tx+1.5d (5-4) =40×5+36×8+1.5×3.5≈493mm 压并高度Hb=（n+1.5）d=（76+1.5）×3.5≈271mm （2）螺旋伸角：=arctan(t/D) （5-5）

mx=arctan(5/3.14×18)=5.06° =arctan(8/3.14×18)=8.06°

（3）簧丝长度L： 圆柱螺旋弹簧L=Dn/(cos) (5-6) L=Lm+Lx

Lm=3.14×18×40/（cos5.05）≈2521.8mm Lx=3.14×20×36/ (cos8.06)≈2283.4mm 所以L= Lm+ Lx≈4805.2mm

（4）计算弹簧刚度：k=Gd4/(8nD3) (5-7) 式中：k为锥圈刚度（N/mm）、d为簧丝直径(mm)、n为工作圈数、D为弹簧中径(mm)、G为弹簧材料的剪切弹性模数，取78400MPa。

km=78400×3.54/(8×40×183)=6.3040N/mm 1/ km=0.1586

kx=78400×3.54/(8×36×203)=7.0045N/mm 1/ kx=0.1428

弹簧的总刚度（合成刚度）1/k1 = 1/ km+1/ kx=0.3014 (5-8) k1 ≈3.3 N/mm 密圈压并后，余下的刚度就是稀圈的刚度 K2= kx≈7 N/mm 密圈压并时的最大变形量

f m。max=（tm-d）nm=(5-3.5)×40=60mm (5-9)

按照弹簧受力变形公式: F=kf (5-10) 则： F3= km f m。max=6.3040×60=378.24 N

此力使稀圈被压缩长度= F3/ kx≈54 mm (5-11) 拐点变形长度： f3 = 密圈最大变形量+稀圈在该力的变形量 = 60+54=114mm 工作图见图5-1，其绘制过程如下：

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1.预压长度H1≈460 mm，如果没有实物参照，通常取某一规定范围值或由自己设计的预压长来决定。

F1=k1 (H0-H1)=3.3×(493-460)≈109 N (5-12)

2.弹簧在拐点处的压缩高度：

H3= H0- f3=493-114=379mm，F3≈378 N (5-13) 3.弹簧压缩到极限的长度 H5=340mm；

F5=378+7×（379-340）=651N

弹簧的极限长度是弹簧的预压长度减去活塞杆最大行程值，根据活塞长度、阻尼筒长度及减震垫计算得出。

4.F2、F4的力值及弹簧压缩长度分别取F1～F3和F～F3及其相应长度的中间值。

F5=F3+ K2（H3- H5） (5-14)

图 5-1弹簧工作特性图

5.校核压并长

减震弹簧全压并长度：Hb=dn+1.5d≈271 mm；它距离弹簧压缩极限长度(340mm)还有69mm，应该没问题。

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6．校核扭应力（ζ）

ζ=8 F5KC/（d2） MPa (5-15) 式中： C为旋绕比，C=D／d=18／3.5 =5.1； (5-16)

K为曲度因子，K=(4C一1)／(4C一4)+0．615／C (5-17)

=1.16+0.11≈1.2968

ζ=8×651×1.2968×5.1／(3．14×3.52 )=890 MPa

许用扭应力ζ通常在800 MPa左右（ζ=0.5σb），它随材料、簧丝直径和弹簧中径的不同而异。此处虽然超出，但因减震器不常在极限状态下工作，故可以使用。

5.2.2减震弹簧按实际工作状态绘图的优点

1)可对该支弹簧工作状态一目了然。如预压力多大、行程多长、最大压缩力膨大(影响扭应力和永久变形)、刚度k，、 多大及离拐点位置和离压并长还有多远等。

2)可对配套厂的信息(如弹簧硬了、软了、承载力不足等)迅速改进，以满足用户要求。

3)绘图多了，可对踏板、弯梁或骑式车的上述各值有一个由小到大变动的概念，各系列车有一定范围，不管是测绘还是设计都能做到心中有数。

5.2.3减震器减震杆（活塞+活塞杆）

前减震器减震杆一般将活塞和杆分成两个零件加工然后在经铆接成为一个整体，

目前要求活塞和杆制成整体。如图5-2所示：

图5-2 前减震器减震杆

其中活塞杆主要承受来至活塞和接头的压缩和拉伸载荷，必须具有足够的强度。 减震器活塞杆直径d=（0.40～0.55）D，常用6～12mm。直径过小抗压（拉）强度较低，则影响减震器的横向刚度。

活塞杆采用35#、40#、45#、40Cr等冷拉圆钢制成，硬度为HRC18～35表面镀铬，镀铬层硬度为HRC30～55。前叉可用45#钢，调质及表面处理。

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图中，前减震器活塞杆设计成空心管，在管壁上在接近底部处开用两个补偿孔，在活塞附近处开有两阻尼小孔。两阻尼小孔离活塞越远，在复原行程中上腔形成的被压区愈大，减震器的行程则愈短。两阻尼小孔之间设计有一定的距离，是为了使油液和排出与补偿量能随载荷的变化而变化，使减震器性能趋于平缓、柔和。两阻尼小孔位置应设计在活塞经常工作的附近。在压缩到底时，底部补偿孔被活塞关闭，阻尼力突增。

活塞杆采用双重流程加工工序，即为落料、车端面倒角、校直、磨外圆、高频淬火、回火、校直、多道磨外分别车削两端面（活塞端、吊环端或螺杆端）、切入磨、精密镀铬超精密等。

活塞杆国外推荐采用精拔、辊轧、无导精磨削及震动锤加工，镀铬后抛光或超精磨；国内则多采用无心磨，电镀后抛光或超精磨，也有少数采用无心磨、辊轧、电镀后抛光或超精磨等工艺。

活塞杆表面粗糙度应为Ra0.05～Ra0.10，目前国产件为Ra0.2。活塞杆表面粗糙度对减震器漏油影响很大，表面尖锐的波峰越深，运动时，活塞杆穿过油封向外带出的油量也越多，漏油越严重。如从横断面看，油封在工作中其刃口紧紧地抱住活塞杆外表面，其作用面积为：

S=(Ra22RRa) (mm2) (5-18)

式中：R—活塞杆公称尺寸，mm；

Ra—活塞表面粗糙度，mm。

若将两种不同的粗糙度活塞杆的作用面积进行比较可知，若活塞杆表面粗糙度增大一级，则与油封的有交叉磨损面积增大4倍还要多。试验表明，活塞杆表面粗糙度增加一级，减震器耐久试验次数减少30万次。

活塞杆的直度一般为0.02mm，且对于减震器漏油也影响很大，从坯料校直到淬火，回火后校直都是磨前不可缺少的工序。校直点一般为2～4点，可采用意大利GALDABINICA5型系列多点（6～8点）12t校直机，其校直公差控制在0.02mm以内（具有0.03mm的TIR报警公差系统），无论工件呈“S”形或扭曲状都能达到校直要求，前叉的芯管活塞杆磨前的校直公差应在0.05mm左右。

活塞应具有良好的导向性能，其高度为10～12mm，过小导向性能边差，过大又增大减震器的总长度。活塞的外径D常用16～40mm，其外圆柱面应具有良好的密封性，而活塞的高度过小会影响其密封性，外圆柱面与中心孔的同轴度也会影响密封性能，活塞外圆柱面的粗糙度是密封性能的保证，一般要求不低于Ra0.2m。

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一方面要求活塞在缸筒内能自由运动，另一方面要求油液不能在其间隙之间流动，可靠的密封才有一定的阻尼力，因此其配合间隙则是影响减震器工作性能地重要因素，一般其配合间隙应在0.05～0.10mm，国产减震器配合间隙为0.18～0.30mm。以前叉为例，其活塞杆上两阻尼小孔面积为2.815，若在上述间隙时，其活塞边隙泄漏面积为2.785～4.63，后者远远超过了阻尼孔的面积，导致大量的油液直接泄漏，通过阻尼孔的油液明显减少，使减震器衰减震动的能力大大减弱。

减震器活塞一般采用粉末冶金，如粉末冶金FZ1365(GB2688-81)。 5.2.4活塞环

活塞环主要起密封作用，防止油液从高压腔泄漏到低压腔（内泄），保证活塞的阻尼效果。由于活塞环靠自身弹力贴紧缸壁密封，所以可使工作缸筒和活塞的加工及配合精度适当降低，有利于实现大批量生产，降低成本；塑料活塞环线膨胀系数较大，可微量补偿阻尼的温度衰减率。

活塞环密封原理是：首先靠自身弹力贴紧在缸筒壁内形成第一密封面，密封建立后，油压增大将环压向环岸形成第二密封面，如图5-3所示，完全形成高压腔与低压腔。此时高压油经过环的侧隙进入活塞环的背间隙向外挤压活塞环，背压则使活塞环与缸壁贴合更紧，形成更加可靠的密封。

图5-3 活塞环密封原理图

活塞环的结构参数设计： 1.活塞环径向厚度b

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b=(0.25～0.4)D （mm） (5-19)

式中：D——工作缸筒内直径，mm 公差一般取0.1～0.2mm。

因为工作缸筒内直径D=22mm，所以b=(0.25～0.4)22=1.17～1.88mm 取b为1.17 mm 2.活塞环的轴向高度h

h=(1.5～2.5)b =1.755～2.925 (mm) (5-20) 则取h为2.0 mm

公差一般取0.10～0.15mm。 3.活塞环开口设计

活塞环开口形式一般采用斜开口（图5-4a），其斜角一般为45°；对于轴向高度较小的活塞环开口形式采用直开口（图5-4b），而对于轴向高度较大的活塞环开口形式采用阶梯切口（图5-4c）

a)斜切口； b)直切口； c)阶梯切口

图5-4 活塞环开口形式

环开口宽度为：

c=(a1+)sinr (mm) (5-21)

式中：a1——环圆周长线胀量，mm；

a1=(t-t0)s， (℃) (5-22)

t为连接工作最高使用温度，取80℃；

t0为常温，取20℃； 为线胀系数，1/℃； S为环中径处的周长，mm；

s=（D-b）， (mm) (5-23)

——环在开口前的外径比缸径的增大量，缸径为16mm，一般取0.2 mm为基础，缸径每增大1 mm，增加0.05～0.06mm。此设计缸内径为22mm，所以取0.5～0.56mm。

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表5-5 聚四氟乙烯性能 名称 单位 指标 20~60 ℃ 10.3×10-5 线膨胀系数** （垂直于压力方向） 1/℃ 20~100℃ 10.5×10-5 20~150℃ 11.4×10-5 20~200℃ 12.8×10-5 注：为HG2-234-76聚四氟乙烯树脂技术标准所规定的指标值。 ※※按“塑料试验”（国标）测定所得的实测值

来源于网址：http://www.sh-ssas.com/trait.htm中的部分表格。。

通过上表5-5可知，这里我们取为10.5105/℃ 根据上面公式计算：（取斜角为45°时计算）

s=（D-b）=3.14×（26-1.17）=77.97mm；

a1=(t-t0)s=(80-20) ×10.5105×77.97≈0.491mm；

c=(a1+)sinr=（0.491+0.5）×sin45°=0.70mm

4.活塞环侧间隙1

1=H-h>a2 (mm) (5-24) 式中：H——活塞上环槽高度，mm； a2——活塞环轴向高度的线胀量，mm

a2=(t-t0)h =(80-20)×10.5105×2.0=0.0126mm

5.活塞患背间隙2

12[(D2b)d]

2≈0.007D （mm） (5-26)

112[(D2b)d]=[(2221.17)20]=-0.17<0

22式中：d——活塞上环槽底直径，mm。

a2=(t-t0)h (mm) (5-25)

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，否则装配后迫使开口间隙加大，增2应设计成大于0（内径上下倒角为R0.3）

大泄漏；同时增大了与缸壁的贴紧压力，加快了环的磨损，干扰阻尼，也丧失了背压作用。

所以此处的设计计算不符合规定要求，必须对活塞尺寸进行改进，对其原来的活塞上环槽底直径d=20mm进行修正，将其尺寸缩小到19.65mm, 其修改后的活塞图如图5-5 ，再进行核算。

112[(D2b)d]=[(2221.17)19.65]=0.005>0 符合

22

图5-5 修改后的活塞

活塞环常用的材料有：尼龙1010，聚四氟乙烯（F4）等，这里选用了聚四氟乙烯作为设计材料。

塑料活塞环其填充料应混合均匀，工艺应保证两端面应与中心线垂直，两端面平面度小于或等于0.03mm，表面粗糙毒外圆柱面为Ra0.8m、两端面Ra1.6m，其余Ra3..2m。外观不应有裂纹、缩孔、毛刺、严重折角（外径上下倒角R0.2）。

5.2.5 贮 油 筒

正立式前减震器的贮油筒（或前叉筒）如图5-6，主要用于安装前轴和前挡泥板，制动器盖等，内腔固定活塞杆，为工作油缸上下运动导向，并兼作储油室。摩托车行驶过程中，前叉筒除了传递驱动力和转向力矩之外，还承受有行驶阻力（横向力）和来至路面的冲击力。因此，前叉筒应具有较高的迁都和刚度，为了减轻质量，前叉筒常采用铝合金压铸，内孔镀铬以提高耐磨性。

前叉筒内孔为了给工作油缸导向，其轴线和尺寸、圆柱度、粗糙度等要求都很高，为了提高装配精度和耐磨性，在内孔装有导向套。其内孔与活塞杆、工作缸筒导向套等相关零件的同轴度、圆柱度的良好配合、将对减震器的工作性能、漏油产生重要的影响。

为了密封液压油，在前叉筒孔口安装有油封，油封一般与孔口有过盈配合，过盈

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量一般为0.3～0.5mm，油封安装孔及止口的形位公差，对油封与前叉套管之间的密封性影响很大。

前叉筒底部、活塞杆固定螺栓孔中心线与内孔中心线同轴度、与筒底面垂直度要求也很高，它直接影响到活塞的运动精度和底部漏油。

前叉筒常采用ZL104铝合金低压铸造，经热处理后机械性能达到b≥250MPa、

=2％～4％、HB=100～120。表5-8为NF125、WY125前叉筒ZL104的化学成分及机

械性能。

表5-6 Si Mg Mn Cu Fe Al 机 械 性 能 b (％) HB (MPa) 化学成8～0.3～0.2～1.3～<0.8 余量 ≥245 ≥2.0 ≥分（％） 10.5 0.5 0.6 1.6 100 状态 T5 提高镁的含量，假如少量的钢，将硅的含量控制在下限，在合金中形成Mg2Si，CuAl2，可以提高合金的热处理的强化效果，同时也提高了机械性能和加工性能。采用低压铸造其粗糙度可达到

。

图5-6 贮 油 筒

5.2.6导向套（或衬套）

减震器导向套（图5-7）与活塞杆配合的内孔表面，主要起导向作用，由于减震器工作是活塞杆相对于导向套频繁而高速地往复运动，需要具有较高的耐磨性能。导向套与活塞杆之间的配合间隙一般为 0.05～0.10mm,若此间隙大到0.2mm，其工作性能降低一半。

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图5-7 导向套

导向套常采用减磨性能好的粉末冶金（如FZ1365 GB2688-81）材料，近来日本以及我国已开始采用“DU”合金即塑料-青铜-钢背复合材料（国内代号为FQ-1），就是在多孔青铜-钢背结构上轧上聚四氟乙烯，再经过适当的加工处理而成的三层复合自润滑材料。这种材料综合了青铜-钢背具有较高的承载能力和良好的导热性能、塑料良好的耐磨性能和较高的抗腐蚀能力的优点。由于“DU”合金摩擦系数小（为0.04），减磨性好，对活塞杆表面的磨损相当小，从而使减震器的密封寿命大大提高；表面层氟塑料有一定的韧性和弹性，在一定程度上克服了由于活塞、活塞杆和其它相关零件行位误差所造成的对活塞运动的机械干涉，同时对于活塞杆的间隙还有一定的补偿作用，可减少此间隙造成的内泄漏，使减震性能稳定。

5.2.7 油封

1.油封的工作条件

国际标准ISO6194/1-1982和日本NOK公司都明确了用户对油封提出的工作条件，对于往复油封为：

（1）工作速度（表5-7）

表5-7 单位：（m/s） 一般 0.52 （2）工作温度

油封工作中，由于由于运动摩擦引起的卡夫焦耳效应而形成其工作温度，焦耳效应与摩擦条件有关。因此，油封的径向力（正压力）管口与杆的接触宽度（摩擦面积）和摩擦系数（材料、表面粗糙度、润滑条件）、相对速度、导热性等决定了其工作温

max ≤1 连续长期 ≤1 耐久试验 0.52 31

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度的高低（表5-8）。

表5-8 减震器油温（℃）

工作 70左右 耐久试验 60±10 热衰减试验 +20～+100 由于橡胶导热性差（导热系数为0.14kcal(m· h·℃）,而钢为41.7 kcal(m·h·℃）)，一般唇口温度比温高10～40℃，考虑到摩托车使用气候差别较大，油封的工作温度应在-40～+120℃范围内。

（3）工作压力

油封的工作压力应为活塞单位面积上的阻尼力，一般前减震器p<1.00MPa。后减震器p=2.00～4.00 MPa。工作压力随活塞速度而变化，pfmax只是间断、短时出现。根据资料介绍：液压往复油封与工作速度、工作连续时间等有关，在决定耐压水平时还应兼顾其使用寿命。

（4）工作介质和环境

油封工作时，其唇口长期浸泡在油液里，有必要按GB7039-86标准采用1号和3号标准油浸泡检查体胀率，并检查耐久性能指标（硬度，拉断强度，拉断伸长率）的变化率。 2.材料

一般油封材料应具备如下要求：

（1）在工作中复原性大，永久变形小，有较好的稳定性。 （2）耐热、耐寒，吸振性好。

（3）有适当的机械强度，受介质影响后机械强度变化小，耐油。 （4）材质细密、漏损小。耐磨性好，摩擦系数小。 （5）与金属接触不相互粘着、腐蚀等。

（6）易制造、尺寸精度高、价格便宜。硫化工艺性好。

丁腈类橡胶是丁二烯和丙烯腈两种单体的共聚物，其耐油、耐热性、耐磨性均优于其它橡胶类。而且丙烯腈两种单体的共聚物，其耐油、耐热、耐磨性能越好；天然橡胶具有很好的高弹性和非常好的机械强度，综合性能最好。因此可以选用丁腈类橡胶（NBR）为主，适当加入丁苯胶（SBR），配方时，在添加一些耐磨性较好的生胶和配合剂。

根据GB7039-86《往复运动密封圈胶料》。设计其配方如下：

（1）生胶选用具有优异的耐油热性、工艺性、物理性能的低门尼黏度、中丙烯

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腈含量的丁腈橡胶。

（2）选用热老化性能好，压缩永久变形小的低硫，高促硫化系统。

（3）选用对热氧老化，疲劳有极好防护效能的RD、MB、4010等防老化剂系统。 （4）补强系统选用耐磨与喷雾炭黑并用系统。

（5）合理选用焦剂、增粘剂、加工助剂、改善胶料操作安全性和工艺性。 3.油封骨架

金属骨架外漏的外骨架油封有较高的内外圆同轴度要求，否则会引起油封唇口的早期磨损，影响油封的密封性能和寿命。（图5-8-1）金属骨架可采用多件无心浮动磨削加工，装夹是使工件的内孔和端面在其径向、轴向都和芯轴保留一定的间隙0.05mm左右，处于全浮动状态，进行通过式无心磨削中，自动定心，工件的内外同轴度精度完全达到图纸要求

4.油封工作图

图5-7油封组合件橡胶与骨架结合部不得有脱胶或贴合不牢，唇口不得有划伤、缺料、凹坑等缺陷，表面平整光滑。

图5-8 油封工作图

1- 油封骨架；2-橡胶件；3-弹簧圈

物理机械性能按HG—692—67的规定。

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6 摩托车减震器主要零部件的组装工艺

6.1 装配工艺原则

装配工艺将单个零件装配成减震器组件和总成件，最后达到成品，实现的符合产品图纸及技术要求。因此，装配工艺应符合下列原则：

（1）对参加装配的零件，在装配前应进行入库检验，以保证零件的互换性的可装配性；

（2）进入装配线的零件必须清洗干净；

（3）装配时必须满足减震器组件和总成图纸的结构和尺寸要求；

（4）装配必须牢固，符合可靠性要求，不允许有裂纹、掉铬、划伤、开焊、掉件、错装、装配不到位等现象；

（5）装配过程中不允许用榔头敲击，压装油封、收口等工序必须采用静压力设备进行装配；

（6）对减震器油必须先用5um滤网过滤后才能使用，以保证减震器清洁度的要求；

（7）装配过程中应安排有检验工序，对每件减震器都必须进行示功测试； （8）装配后必须满足减震器总成图纸技术性能和技术条件的要求。

6.2 装配工艺流程

摩托车减震器的结构和装配要求各有不同，其装配流程各有差异，以下是摩托车减震器的一般装配工艺流程及装配要求。 6.2.1活塞、活塞杆的装配

装配工艺流程：

活塞杆——装入活塞、阀片组件——流量试验——碾铆或冲点。 装配要求：

(1) 在活塞体槽内装入活塞环后，应保证活塞环在槽内涨缩自如、无卡滞现象； (2) 阀片在阀座内运动应畅快，不得有卡滞现象； (3) 可根据阻力的要求增、减阀片1片；

(4) 活塞对活塞杆的跳动不大于0.05~0.08mm，拧紧螺母；

(5) 在活塞杆两侧面对称铆两点，冲铆后的活塞杆安装部件应在25kN的拉力下不

得破坏。

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6.2.2前减震器总成装配

装配工艺流程：

前叉筒（贮油筒）压入油封—活塞杆组件装入工作缸筒—工作缸筒组件装入前叉筒内—前叉筒底外端装入螺钉、垫片，拧入活塞杆内—工作缸筒内装入弹簧、衬套—定量注油—装坐圈、卡簧、堵盖—测示功—装防尘套组件—贴标牌——总检验—装袋、装箱—打包 装配要求：

(1) 压装油封时应采用引装套、静压力，不得拉伤外圆面、唇口等； (2) 收口封装后，活塞杆轴向运动时应无卡滞等移动不畅快现象；

(3) 100%作示功图，图形应圆滑、无空程、无异常等现象，若示功图不合格，允许重新组装；在规定的活塞速度时，阻尼力应符合图纸要求； (4) 阻尼力合格后，装防尘罩，应保证不偏斜，运动无阻碍现象。

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7 摩托车减震器的检验和质量评定

7.1出厂检验

（1）每支减震器都必须做示功试验，绘制示功图，阻力应符合图纸要求。前液压式减震器阻力极限偏差为±30%，压缩阻力极限偏差为±30%者为合格。

（2）减震器示功图应符合产品技术文件要求，不得有异常现象。

（3）示功试验过程中，减震器不得有渗油、开焊和明显的噪声等异常现象。抽样检查，不合格分类为B类。

（4）减震器工作灵活，缓冲弹簧与减震器本体之间不得有异常摩擦。抽样检查，不合格分类为C类。

（5）减震器外观检验，按QC/T29117.3《摩托车整车外观质量评定方法》中规定进行抽样检查，不合格分类为C类。

（6）检验项目全部合格，由质量检验部门开出厂合格证，方可出厂。

7.2减震器型式检验

（1）有下列情况之一者，减震器应进行型式检验。 ①新产品试制或老产品转厂生产的定型鉴定；

②每种型号规格的减震器产品，累计产量达五万支或没生产一年时；

③减震器已正式生产，但结构、材料或工艺有较大的改变，可能会影响到产品的性能；

④凡停产一年以后又恢复生产者。

（1） 从出厂检验合格的产品中，随机抽取3～5支减震器作为型式检验的试件。 （2） 减震器型式检验项目：

① 减震器的示功特性，同时出厂检验；

② 减震器温度特性试验，温度100℃时的复原、压缩阻力对温度为20℃时的复 原、压缩阻力的衰减率，合格品为40%；

③ 缓冲弹簧静特性试验，弹簧负荷极限偏差合格为±0.1p(p为弹簧指定高度下 的负荷)；

④ 外观质量检验，按OC/T29117.3标准中有关规定进行检验； ⑤ 减震器加工、装配质量检验，按产品图纸技术要求进行检验；

⑥ 耐久性试验，试验循环次数为1106次，不得有漏油、零件损坏，示功图正 常。前减震器阻力极限变化率为原阻力值的30%；缓冲弹簧的永久变形量不得超过工作极限负荷下变形量的5%；

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⑦ 强度试验，减震器在图纸或技术文件规定的拉伸载荷下不得损坏，不得出现 影响正常使用的变形、拉脱、断裂等现象。

7.3 减震器质量等级评定方法

按照QC/T29117.12-93《摩托车减震器质量平定方法》中所规定的检验方法和内 容、质量指标，评定方法：

（1） 对于前减震器抽三支完成各项检测；

（2） 前减震器试验项目有示功特性、液压缓冲特性、弹簧静特性、加工装配质

量、外观质量、耐久试验后的性能稳定性、渗漏油等；

（3） 检测项目中逐项按标准所规定的质量指标判定等级和记分，其记分和为该 子样的总积分，然后计算三子样积分的算术平均值，按其算术平均值的高低，分为优等、一等、合格、不合格共四个等级。

被评为优等的产品只能有一子样是一等品，其余子样必须全为优等品；被评为 一等的产品只能有一子样是合格品，其余子样必须全为一等品或优等品；被评为合格的产品也只能有一子样积分为不合格品，其余子样都必须是合格品或合格品以上的等级。

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8 总结

几个月的毕业设计即将要结束了，现在回想以下，在这过程中我感慨颇多，从一开始的迷茫到现在的坦然，这其中有焦急、郁闷、无奈、平静、苦思、快乐诸多过程。

在这次的毕业设计过程中，我真正体会到基础知识的重要性，像这样一个综合性的设计，要求我们能够较好地掌握各方面的知识，本次设计几乎包含了我们四年来学习的所有知识，是对我们一个整体、综合的考验，我从最初的收集资料、借阅资料；把各种资料和所学知识结合起来，不仅使我了解书本上所讲述的知识，同时也让我了解了很多本专业需要在生产实际中才能了解的实际操作知识和加工注意事项。

总的来说，这次毕业设计（论文）中设计的摩托车前减震器基本达到了任务书中所给定的要求，并顺利的完成任务。但由于本人的不足在设计过程中难免出现种种错误，望各位老师和同学能指正。

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参考文献

[1]. 庄志等编著. 摩托车理论与机构设计. 武汉：武汉测绘科技大学出版社，1991.1 [2]. 成大先主编. 机械设计手册. 单行本.弹簧. 北京：化工工业出版社，2004.1 [3]. 张龙全. 摩托车减震器弹簧的设计计算及工作图的绘制. 摩托车技术2004年第5期 [4]. 刘爱红. 后减震器阻尼阀的研究与分析. 摩托车技术2004年第1期

[5]. 刘爱红. 纯阀片阻尼结构在摩托车后减震器的研究及应用. 摩托车技术2006年第7期 [6]. 天之. 浅谈摩托车用减震器. 摩托车2003年第5期

[7]. Soon Kil Hong. Advancement of Aerospace Education and Collaborative Research in

the 21th Century. Hankuk: Hankuk Aviation University. [8]. 廖念钊等. 互换性与技术测量. 北京：中国计量出版社，2011.2·第5版

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致 谢

毕业设计是对我们知识运用能力的一次全面的考核，也是对我们进行科学研究基本功的训练，培养我们综合运用所学知识独立地分析问题和解决问题的能力，为以后撰写专业学术论文和工作打下良好的基础。

本次设计能够顺利完成，首先我要感谢我的母校——南昌航空大学科技学院，是她为我们提供了学习知识的土壤，使我们在这里茁壮成长；其次我要感谢教我们课程的所有老师们，他们不仅教会我们专业方面的知识，而且教会我们做人做事的道理；尤其要感谢在本次设计中给与我大力支持和帮助的罗海泉老师，每有问题，老师总是耐心的解答，使我能够充满热情的投入到毕业设计中去；在一个学期以来的努力之下，我终于完成了我的毕业设计，这其中少不了个人的努力与拼搏，但更少不了老师和同学的帮助。特别是我的指导老师罗海泉老师，他以其渊博的知识、严谨的治学态度、高度的责任心和丰富的实践工作经验，帮助我在设计过程中遇到的许多问题，甚至有些很基础的问题，无论什么时候，他总是能够耐心地给我指导、详细而清楚地给我讲解，让问题都迎刃而解，让我在摩托车减震器的设计过程中，少走了许多的弯路，在这里，谨代表我个人和本次毕业设计同组的同学向罗海泉老师以最诚挚的敬意。同时，本次毕业设计也得到了本班及本专业许多同学的帮助，尤其是陪我一路走来的同学们，大家生活一起讨论，一起学习，这对我是个极大的帮助。

再次感谢在完成此次毕业设计当中给予过我各方面帮助的老师和同学们，没有你们的帮助，我是不可能顺利完成此次毕业设计的。当然，由于水平所限，设计中必然存在一些问题，还请大家谅解和不吝赐教！

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