ｌ。 、； 团圆 摩托车减震器摩擦力构成分析（２） 贺 阳 （常州Ｉ豪爵铃木摩托车有限公司） Ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｎ ｔｈｅ Ｆｏｒｍａｔｉｏｎ ｏｆ Ｆｒｉｃｔｉｏｎ ｏｆ Ｍｏｔｏｒｃｙｃｌｅ Ｓｈｏｃｋ Ａｂｓｏｒｂｅｒ（２） Ｈｅ Ｙａｎｇ（Ｃｈａｎｇｚｈｏｕ Ｈａｏｊｕｅ－Ｓｕｚｕｋｉ Ｍｏｔｏｒｃｙｃｌｅ Ｃｏ．，Ｌｔｄ．） （上接２０１２年第１２期） Ｆ ／ＣＯＳａ １．２摩擦力对静负荷特性的影响 ａ）如图５静负荷特性曲线图 上也清楚表达了摩擦 ［２．（ｆ．ｔａｎｎ＋ ＿（ｃ ｔａｒｌｎ］ 力的真实状况，由于摩擦力的存在，压缩与复原行程循 环曲线永远不可能重合，２条曲线之问垂直距离即为摩擦 一 ： （１ Ｙ） （４） 力，距离越短，表明静摩擦力越小。 ｂ）在起始段，静摩擦力大于之后行程的滑动摩擦力 同理，也可以推导出式（５）： １／２以上，而起始段的静摩擦力往往得不到重视被忽略， Ｆ ／ＣＯＳａ 致使起动初始“爬行、颤抖、发涩、振动、发硬”传递到 卜 ［２（，￣ｔａｎａ＋ ＿（ｃ ．【ａｎａ］ 手制动上，不舒适感增强。 ２静摩擦力计算 ／ｃＯｓ （１＋．ｙ） 确认分析的是静摩擦力，测试采用标准规定的速度不 大于０．００１ ５ ｍ／ｓ（极低速度），所以与运动件的轴径尺寸 设： 一斋 ２。（ ‘ ａｎａ＋ａ３一（ｃ＋ ）伽ａ］ 无关。 式中：ａ——实车前伸角， （。） ２．１ 模拟实车状态的受力分析 主弹簧力与空气弹簧力合成，Ｎ 图３是前减震器模拟实车状态时的受力分析图，当压 、 两支点横向力，Ｎ 缩时，受到外垂向力 。 。 。 、 两支点有 的轴向力，Ｎ 使 。 。 平衡的力有：内力（主弹簧力与空气弹簧力） ——摩擦系数 ；前叉管与底筒接触两支点横向力 、 ；两支点轴向 ，、Ｃ、 各相关尺寸，ｎｑ／ｎ 力／ｍａ、 （由于摩擦系数的介入）。 ——工作行程，ｍｍ 由图３得到力的平衡式： … 压缩侧力，Ｎ 。 。 。ＣＯＳａ＝ ＋ ＋ ） 、 复原侧力，Ｎ （ｃ＋ ）＝Ｆ（，・ｓｉｎａ＋ｄｃｏｓａ）ｔ２ Ｊ ——静摩擦力，Ｎ ・ｓｉｎａ＝ ＋ ｔ３ 。 。 ２．２摩擦力与静负荷特性的关系 由（１）、（２）、（３）导出式（４）： 图４ ｌ２ 所示为设计图面给出的静负荷特性图，图５是 ２０１３ ０１摩托车技术６３ 图３模拟实车状态 ≠０） ｈ Ｚ 行程，ｍｍ 图４静负荷特 １￣ｌｌ３ａ／０（垂向） 实测后的静负荷特性图，可以看出，公式（４）、（５）求 的外力是压缩侧 … 和复原侧 ，由于摩擦力的存在， 摩擦系数的介入，可得出下式（６）： Ｆｍ＝ 。 。 Ｆｅ （６） 设定： ≠０时，取行程ｓ／２处为静摩擦力，公差带为 ±１５％。 根据公式（４）、（５）、（６），利用ｅｘｌ编制了计算程序 ６４摩托车技术２０１３ ０１ 见表２，按照图３前减震器静态下的受力分析，将各设计参 数输入表２，可获得摩擦力 。 ａ）用上述公式计算的摩擦力经过几十款前减震器的 验证，测试数据与计算数据完全相符，表２中计算静摩擦 力可以作为控制标准在图面上给出。 表２摩擦力计算 ，（。） ２６．５ Ｏ．１ 输入参数 Ｃ，ｍｍ ９０ ａｔ，ｍｍ ０ １．ｎ１ｍ ２８３ 行程，ｍｍ Ｆ．Ｎ ，Ｎ ６５ ３７２．２５ ｌ２８．７３ ｂ）由公式（４）、（５）可以看出，对摩擦力影响最大 的是摩擦系数 ，也就是说，摩擦副的摩擦系数越小，就 会获得极低的摩擦力。而摩擦系数与选用的材料摩擦系数 及制造精度有关。 ｃ）公式（４）、（５）没有涉及到制造、装配精度，但 是工艺技术与水平的提高应围绕设计指标展开，以满足设 计所需要的静摩擦力。 ｄ）后减震器静摩擦力大多在试验文件中给定，一般 在３０～４０ Ｎ。 ｅ）也有根据长期试骑评价的经验数据作为参考，如 图５，行程中点压缩负荷Ｆ ”（或者Ｆ ’）的２０％～２５％为 摩擦力Ｆ ，如果超过此值，就应该考虑改善制造和装配 精度。 ３摩擦力测试 ３．１测试条件 １）ＱＣ／Ｔ ６２—２ｏ０７规定测试行程为“自由长度到最小 长度前１／２的距离”显然有些短，测试行程最好在设计行 程的８０％，或者从自由长度到最小长度的距离一１５ ｍｍ。 ２）ＱＣ／Ｔ ６２ ２００７规定测试行程为轴向，标准曲线 图见图２，不携带弹簧。携带主弹簧测试曲线见图５（ａ） （垂向）、图５（ｂ）（轴向） ｌ。所以，测试中一定注意垂 向、轴向行程ｓ转换。如果有条件，轴向测试最好增加侧 向力。测试条件应根据当事双方协议确定。 ３）由于测试曲线不规则性，ＱＣ／Ｔ ６２ ２００７规定轴 向不携带主弹簧测试，静摩擦力取值在中轴线上见图２， 其实，此处应为滑动摩擦力（或者摩擦力）。轴向或者 垂向携带主弹簧测试，静摩擦力取值在行程ｓ／２处见图５ （ａ）、图５（ｂ） Ｊ。
