在于：1.为保证气体密封，要求制造精度高；2.成本高；3.轴向尺寸相对较大；4.由于气体压力作用，活塞杆上大约承受190N～250N的推出力，当工作温度为100℃时，这一值会高达450N，因此若与双筒式减振器换装，则最好同时换装不同高度的弹簧。
从技术上看，单筒充气式液力减振器的理由较充分，但是经过试算，在活塞有效行程为190mm时，活塞最大压缩时的全长超过310mm，其轴向尺寸不满足设计要求。所以只能采用双筒式液力减振器。现在市场上比较流行双向作用的减振器，所以本设计方案也采用双向作用式减振器。
第三章 设计计算
3.1载荷的确定
此减振器设计以满载情况为标准。由于减振器为后轴设计，根据质心和后轴对前轴力矩平衡有：（1500＋500）31100＝23003m
得：m＝957.5kg≈960kg
由簧下质量mx＝150kg，有：ms＝m－mx 得簧上质量：ms＝（960-150）/2＝405kg
3.2减振器阻力与各腔压力的关系
在减振器拉伸与压缩时，根据活塞上的作用力平衡得：
Fl??P1-P2?Sh-PS1g?Flf Fy??P2-P1?Sh-PS1g?Fyf
式中：Fl、Fy―――减振器的拉、压阻力；
p1、p2―――工作缸内活塞上下腔液压（相对压力）； Sh―――活塞面积； Sg―――活塞杆截面积；
Flf、Fyf―――减振器拉压时的摩擦阻力。
3.3主要性能参数的确定
3.3.1减振器的性能
减振器在卸荷阀打开前，减振器的性能用阻力和工作速度的关系来表示，具体表达式如下：
F=δV （1）
式中：F――－减振器阻力； δ―――减振器阻尼系数； V―――减振器工作速度。
3.3.2相对阻尼系数Ψ
汽车悬架有阻尼以后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数Ψ的大小来评定振动衰减的快慢程度。Ψ的表达式为：
???/2cms （2）
??式中：c―――悬架系统垂直刚度。
式（2）表明，相对阻尼系数Ψ的物理意义是：减振器的阻尼作用在与不同刚度c和不同簧上质量ms的悬架匹配时会产生不同的阻尼效果。Ψ值大，振动能迅速衰减，同时又能将较大的路面冲击力传到车身；Ψ值较小则反之。通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数Ψy取得小些，伸张行程时的相对阻尼系数ΨS取得大些。两者之间保持这样的关系：Ψy＝（0.25～0.50）Ψs，Ψ为Ψy与Ψs的平均值。由于悬架采用有内摩擦的弹性元件，取Ψ＝0.5。
3.3.3减振器阻尼系数δ的确定
减振器阻尼系数??2?cms。因悬架系统固有振动频率??c/ms，所以理论上??2?ms?。实际上应根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。当减振器如图3安装时，减振器阻尼系数δ用下式计算：
图3 悬架结构简图
???2?ms?n2?/?a2cos2?? （3）
式中：n―――双横臂悬架的下臂长；
a―――减振器在下横臂上的连接点到下横臂在车身上的铰接点之间的距离； α―――减振器轴线与铅垂线之间的夹角。
3.3.4最大卸荷力Fs的确定
为减小传到车身上的冲击力，当减振器活塞振动速度达到一定值时，减振器打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度vx。在减振器安装如图3所示时
vx?A?acos?/n （4）
式中：vx――－卸荷速度；
A―――车身振幅；
ω―――悬架振动固有频率。 在伸张行程的最大卸荷力
Fs??svx （5）
3.3.5筒式减振器工作缸直径D的确定
根据伸张行程的最大卸荷力Fs计算工作缸的直径D
D?式中：[p]―――工作缸最大允许压力；
4Fs （6） 2?[p](1??)λ―――连杆直径与缸筒直径之比。
再根据QC/T 491-1999《汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件》，选取工作缸直径D30mm，贮液筒最大外径45mm,防尘罩最大外径56mm,活塞有效行程为190mm，活塞最大压缩时全长为310mm。
第四章 阀体选用
减振器阀的结构和特性对其工作特性有决定性的影响，筒式液阻减振器技术的发展很大程度上取决于阀结构的改进。图4所示是三种典型的阀结构，前两种多用于早期的轿车悬架减振器，其特性通过改变弹簧刚度和预加载荷来调节，有关文献已对其节流特性进行了理论分析和实验研究。这两种阀的优点是结构简单，工作可靠，但图4a所示的结构由于板阀较小的升程就会形成较大的流通面积，因此导致减振器阻尼力一活塞速度特性呈软非线性特性;在图4b所示的结构中滑阀与导向座之间存在摩擦，导致阀运动响应滞后或不连续。图4c所示弹性阀片结构的突出优点是易于通过增减阀片数量和垫片等措施改变阀
的节流特性;缺点是流量系数对圆角及毛刺等较为敏感，因此加工精度要求较高;使用过程中当阀片与阀座间存在杂质颗粒导致阀片关闭不严时，会造成减振器阻尼力的显著下降。
图4 筒式液阻减振器的几种典型阀结构
这种节流阀最初多用于赛车减振器，随着制造技术的提高，现代轿车悬架和转向系减振器也广泛采用，但对此类阀的节流特性的理论和实验研究尚不充分。
因此，综合以上各项因素，通液阀、复原阀采用图4a所示的结构，补偿阀、压缩阀采用图4b所示的结构。
第五章 减振器的数学模型
5.1拉伸（复原行程）工况下的数学模型
5.1.1开阀前
当减振器的活塞相对工作缸向上运动时（见图5），油液自活塞上部，经过常通孔流向下部。设活塞与缸筒间的摩擦力及泄漏量不计，并略去油缸下腔的压力p1(接近大气压)，则有：
Q0?(Sh-Sg)V （7）
式中：Q0―――上腔排入下腔的流量；
Sh―――活塞的端面积； Sg―――活塞连杆的横截面积； V―――活塞相对工作缸的运动速度。 其中：
22Sg?1Sh?14?dg 4?dh
式中：dh―――活塞的外径；
图5 拉伸行程示意图
dg―――连杆的直径。
在此状态的行程中，减振液只能从常通孔流入下腔，节流形式属于薄壁小孔节流，其流量为：
Q1??S12g?p2??S12p2? （8）
式中：Q1―――从活塞常通孔流入下腔的流量；
ε―――常通孔流量系数； S1―――活塞常通孔面积； p2―――活塞常通孔上部油压； γ―――油液的重度； g―――重力加速度； ρ―――油液的密度。
在开阀前，通过活塞液入下腔的流量与上腔减少的容积应相等，即Q0=Q1。由式⑺和（8）可得：
??(Sh-Sg)V?p2??? （9）
2??S1?因此，减振器的复原阻尼力为：
Ff?p2?Sh-Sg??2?422(dh-dg)p2 （10）
式中：Ff―――复原阻尼力
由式（9）和（10）可得：
Ff???Sh-Sg?2?2S123V2 （11）
5.1.2开阀后
开阀时，阀片受油压产生弹性变形，形成环形间隙。此时，通过活塞的流量除了常通孔那部分流量外，还有通过复原阀的流量。这部分流量与压差的关系式为：
Q2??S2式中：Q2―――油液通过复原阀的流量：
2p2? （12）
S2―――复原阀开阀后的节流面积； S2=2πbω, b―――阀片的内环半径，ω―――