汽车悬架减振系统优化设计1.doc

.第1章 绪论1.1 选题的目的和意义随着我国经济的迅速发展，人民生活水平日渐提高，汽车已经成为人们的生活中必不可少的交通工具，并且对乘车的安全性和舒适性也有了更高的要求，本文对双筒液压减振器的优化就是为了满足这一目的。车辆是一个由许多子系统组合而成的复杂系统，其总体性能与零部件的性能关系密切。因此，零部件的研发，不但涉及零部件本身的分析计算与试验等，而且涉及许多与整车有关的参数，是一个较为复杂的研发过程。减振器是车辆悬架系统中的重要部件，其性能的好坏对车辆的舒适性以及车辆及悬架系统的使用寿命等有较大影响。1.2 减振器的发展历史世界上第一个有记载、比较简单的减振器是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，橡胶减振块就碰到连接在汽车大梁上的一个螺栓，产生止动。这种减振器在很多现代汽车悬架上仍有使用，但其减振效果很小。1898年，第一个实用的减振器由一法国人特鲁芬特研制成功并被安装到摩托赛车上。该车的前叉悬置于弹簧上，同时与一个摩擦阻尼件相连，以防止摩托车的振颤。减振器的结构发展主要经历了以下几种发展形式：加布里埃尔减振器，它是由固定在汽车大梁上的罩壳和装在其里面的涡旋形钢带组成，钢带通过一个弹簧保持其张力，钢带的外端与车桥轴端连接，以限制由振动引起的弹跳量。平衡弹簧式减振器，这是加到叶片弹簧上的一种辅助螺旋弹簧。由于每一个弹簧都有不同的谐振频率，它们趋向于抵消各自的振颤，但同时也增大了悬架的刚性，所以很快就停止了使用。空气弹簧减振器，空气弹簧不仅兼有弹簧和吸振的作用，而且常常可省去金属弹簧。第一个空气弹簧减振器是1909年由英国考温汽车工厂研制成功的。它是一个圆柱形的空气筒，利用打气筒可以把空气经外壳上部的气阀注满空气筒，空气筒的下半部分容纳一个由橡胶和帘布制成的膜片。因为它被空气所包围，所以其工作原理与充气轮胎相似，它的主要缺点是常常泄漏空气。液压减振器，第一个实用的液压减振器是1908年由法国人霍迪立设计的。液压减振器的原理是迫使液流通过小孔产生阻尼作用。通常的筒式减振器是由一个与汽车底盘固定的带有节流小孔的活塞和一个与悬架或车桥固定的圆柱形贮液筒组成。门罗在1933年为赫德森制造的汽车装用了第一个采用原始液压减振器的汽车。到了二十世纪三十年代末，双向作用筒式液力减振器在美国生产的汽车上被普遍采用。到了二十世纪六十年代，欧洲采用的杠杆式液压减振器占了优势，这种减振器与哈德福特的摩擦式减振原理相似，但使用的是液流而不是摩擦缓冲衬垫。麦弗逊支柱式减振器，随着前轮驱动汽车的出现，二十世纪七十年代以来，制造商开始采用麦弗逊式减振器。这种减振器是二十世纪六十年代通用公司麦弗逊工程师研制成功的。他把螺旋弹簧、液压减振器和上悬架臂杆组成一个紧凑的部件。其主要优点是体积小，适合前轮驱动汽车，可在与变速器组成一体的驱动桥上应用。另外，有一种电子控制减振器，能根据道路状况、车速和驱动形式自动调节悬架软、中、硬三种刚度。该减振器通过在汽车保险杠下方装有一个带声纳的测量部件监测路面状况，把测得的数据输入处理单元，然后调节减振器中的按键，以改变液流通道的尺寸。充气式减振器是二十世纪六七十年代以来发展起来的一种新型减振器。充气式减振器的特殊结构和充气参数，可以大大地降低噪音，并有利于保证活塞高速运动时的阻尼特征，同时减振器上的减振支柱实质上属于双筒结构，它除了阻尼减振还有如下附加功能：他和控制臂一起对车轮进行导向。1.3双筒式减振器国内外发展状况和发展趋势目前国内汽车减振器大部分是筒式液阻减振器，其阻尼力主要通过油液流经空隙的节流作用产生。减振器的设计开发也由基于经验设计加实验修整的传统方法向基于cad/cae技术的现代优化设计方法转变。20世纪50年代发展起来了液压减振器技术，在双筒式减振器内充入油液（0.30.5mpa）减振器的临界工作速度相应提高，后来又发展了双筒式减振器，它采用活塞阀体与底阀相配合的结构，在浮动活塞在缸筒间的一端形成的补偿室内充入一定量的高压气体（2.02.5mpa）氮气。与双筒式减振器比，单筒充气式减振器质量显著减轻，安装角度不受限制，但其制造精度要求和成本较高。据调查，目前国内双筒液阻减振器配套产能有过剩趋势，生产高档次减振器的不多。单筒充气式减振器国内生产厂家正在消化吸收设计技术和提高制造工艺技术阶段，产品质量还没很过关。对于充气式减振器的研究也主要集中在单缸充气式汽车减振器方面。在郭孔辉院士的领导下，长春汽车研究所作了大量的试验工作，积累了一些经验。但由于橡胶的寿命不过关及设计、制造等多方面因素的影响，一直没有形成比较成熟的技术。近几年，由于高速公路的迅速发展，对舒适性的要求也越来越高，国内对充气式减振器研究及产品开发工作又重新重视起来。哈尔滨铁路局减速预调速研究中心和哈尔滨工业大学的高起波、曾祥荣两位老师对充气式减振器性能进行了理论分析和试验；天津大学的马国清、王树新、卞学良等对充气式减振器建立数学模型，建立计算机仿真程序，利用该程序可以得到参数变化对减振器性能的影响趋势，取得一些较好的研究成果。后勤工程学院的晏华等设计的充气式电流变减振器设计比较先进。有些厂家也投入人力物力对充气式减振器关键部件进行开发，如浙江瑞安东欧汽车零部件厂、贵州前进橡胶有限公司、宁波美亚达金属塑料有限公司等，并具有了一定的生产规模。国外工程机械主要配套件大多数都生产历史悠久，技术成熟、供应充足、生产集中度高、品牌效应突出。目前世界上生产减振器最大的企业，美国天纳克（ta）汽车工业公司是世界最著名的减振器生产商，也是目前全球最大的专业生产减振器的厂家，其生产的充气式减振器符合美国军用标准。同时还不断推出新的减振器，推动减振器技术不断向更高技术水平发展。另外还有几家较为先进的公司如：ford(福特)和general motors（通用）这两家。这两家公司生产的减振器能很好的解决汽车的安全性和舒适性这两方面的要求，例如德国大众公司的gti、甲壳虫，奔驰-戴姆勒克莱斯勒汽车有限公司生产的c200均采用了双筒油压式减振器，在保证安全性的前提下充分提升了汽车的稳定和操控性。由于汽车在不同的行驶工况下对减振器的特性有不同的要求，可调阻尼减振器是筒式减振器技术发展的目标。目前国外已经开发有机械控制式的充气式减振器，电子控制式的充气式减振器，在个别高档车还试用电流变液减振器，但电流变液减振器的工作温度范围窄-25125，其强度和化学稳定性较差，影响其工作的可靠性。充气式减振器相比电流变液减振器，不需要特殊的高压供电装置，成本低、使用安全、稳定性强9。目前最先进的充气式减振器的响应时间约10ms，需进一步提高。充气式减振器有很好的运用前景，是半主动或主动悬架较好的配置，但是尚需在缩短响应时间上改进。德国奥迪推出的2.7t越野车，使用了双充气式减振器，奔驰-戴姆勒克莱斯勒汽车有限公司生产的300c和jeep4700均采用了充气式减振器。充气式减振器是一个较为新兴的技术，可同时提高车辆的舒适程度、驾驶性能和安全性能。由于车轮控制得到改善，车辆的安全性和可靠性得到提升；通过控制车身运动，提高驾驶平顺性，并使操作更精确、反应更迅速；在刹车和加速过程中减少乘员“前冲”和“后仰”；改善负荷转移特性，在车辆高速行驶中突然变向时，可提供更好的防侧翻控制；由于减小了路面反冲力，使驾驶更为安静、精确。正是由于这些特点，充气式减振器首先在中高级轿车上得到了应用。充气式减振器的发展前景，国外对充气式减振器的研究已经发展到电子控制式减振器。我国对减振器的研究主要集中在单筒充气式减振器方面，而且发展比较缓慢。我们应当在前人对充气式减振器研究的基础上更加深入地对其进行分析和研究，努力缩短和发达国家的差距。对充气式减振器的研究能有效的提高我国汽车工业的制造水平，降低汽车的制造成本，对中国经济的快速发展大有益处。1.4 研究的主要内容及方法通过对减振器的参数和结构上的优化，设计一种用于微型汽车并且符合技术要求，具有良好经济性与实用性的减振器。通过大量的查阅资料，设计计算以及老师的指导下，按照任务书的要求最终完成设计工作。在设计的过程中参考国内外相关的文献资料以及借鉴相关的产品的信息，使预期的设计产品能够符合理论设计要求，各项技术指标符合要求。第2章 减振器的类型和工作原理2.1 减振器的类型悬架中用的最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。汽车车身和车轮振动时减振器内的液体在流经阻尼孔时的摩擦和粘性液体的摩擦形成了振动阻尼，将振动能量转化为热能，并散发到周围的空气中去，达到迅速衰减振动的目的。如果能量的消耗仅仅只是在压缩行程或者是在伸张行程进行，则把这种减振器称为单向作用减振器；反之称为双向作用减振器。后者因为减振作用比前者好而得到广泛应用。减振器大体上分为两大类，即摩擦式减振器和液力减振器。摩擦式减振器利用两个紧压在一起的盘片之间相对运动时的摩擦力提供阻尼。但是由于库仑摩擦力随相对运动速度的提高而减小，并且很容易受到油、水等的影响，无法正常工作，无法满足平顺性的要求，因此虽然具有质量小、造价低、容易调整等优点，但现在汽车上已经不再采用这类减振器。液力减振器最早出现于1901年，有两种主要的结构形式分别是摇臂式和筒式。悬架中用的最多的减振器是内部充有液体的液力式减振器。而在筒式减振器中，常用的三种形式是：双筒式、单筒充气式和双筒充气式。我这里选择双筒式液力减振器作为自己设计的素材。2.2 减振器的工作原理悬架系统中由于弹性元件受冲击产生振动，为改善汽车行驶平顺性，悬架中与弹性元件并联安装减振器用来衰减振动。液力减振器在汽车悬架系统中广泛应用，其作用原理是利用液体流动的阻力来消耗振动的能量。当车架与车桥相对运动时，活塞在缸筒内上下移动，减振器壳体内的油压便反复地从一个内腔通过一些窄小的孔隙流入另一个内腔。此时，孔壁与油液间的摩擦及液体分子内摩擦便形成对振动的阻尼，使车身和车架的振动能量转化为热能而被油液和减振器壳体所吸收，最后散到大气中去。减振器的阻尼力大小随车架与车桥的相对运动速度的增减而增减，并且与油液的粘度有关。减振器与弹性元件承担着减振和缓冲击的任务，阻尼力过大，将使悬架弹性变坏，甚至使减振器连接件损坏，因面要调节弹性元件和减振器这一矛盾。1、压缩行程车桥和车架相互靠近，减振器阻尼力较小，以便充分发挥弹性元件的弹性作用，缓和冲击。这时，弹性元件起主要作用。2、悬架伸张行程车桥和车架相互远离，减振器阻尼力应大，迅速减振。3、相对速度当车桥或车轮与车桥间的相对速度过大时，要求减振器能自动加大液流量，使阻尼力始终保持在一定限度之内，以避免承受过大的冲击载荷。在汽车悬架系统中广泛采用的是筒式减振器，且在压缩和伸张行程中均能起减振作用叫双向作用式减振器又称双筒式减振器。还有采用新式减振器，它包括充气式减振器和阻力可调式减振器.2.3 双向作用筒式液力减振器的工作原理及优点主要构成有如图2-1： (2-1)1-活塞杆;2-工作缸筒;3-活塞；4-伸张阀；5-储油缸筒；6-压缩阀；7-补偿阀；8-流通阀；9-导向座；10-防尘罩;11-油封；双向作用筒式液力减振器工作原理说明。在压缩行程时，指汽车车轮移近车身减振器受压缩，此时减振器内活塞3向下移动。活塞下腔室的容积减少，油压升高，油液流经流通阀8流到活塞上面的腔室(上腔)。上腔被活塞杆1占去了一部分空间，因而上腔增加的容积小于下腔减小的容积，一部分油液于是就推开压缩阀6流回贮油缸5。这些阀对油的节约形成悬架受压缩运动的阻尼力。减振器在伸张行程时，车轮相当于远离车身，减振器受拉伸。这时减振器的活塞向上移动。活塞上腔油压升高，流通阀8关闭，上腔内的油液推开伸张阀4流入下腔。由于活塞杆的存在，自上腔流来的油液不足以充满下腔增加的容积，主使下腔产生一真空度，这时储油缸中的油液推开补偿阀7流进下腔进行补充。由于这些阀的节流作用对悬架在伸张运动时起到阻尼作用。由于伸张阀弹簧的刚度和预紧力设计的大于压缩阀，在同样压力作用下，伸张阀及相应的常通缝隙的通道载面积总和小于压缩阀及相应常通缝隙通道截面积总和。这使得减振器的伸张行程产生的阻尼力大于压缩行程的阻尼力，达到迅速减振的要求。双向作用筒式液力减振器具有如下的优点：使用广泛、制造成本低，使结构简化，重量减轻、性能也较为稳定，而且是双向作用，在压缩与伸张的状态下都有设计好的阻尼力，所以在各个工况下都具有良好的减振效果。 2.4 本章小结主要介绍减振器种类、分类方法和具体的工作原理以及在现代汽车中的应用。在阐明双筒式液压结构特点和应用，得出双向作用筒式液力减震器功能上的优点，为后文的设计计算做好基础。 第3章双向作用筒式液力减振器的设计3.1 双向作用筒式液力减振器的设计总体要求筒式减振器设计中涉及的参数较多，大致可以分为如下几类：（1）整车参数包括车辆全重、悬置质量、车辆纵向的转动惯量、车辆悬架刚度、车辆振动固有频率（圆频率）、减振器个数等。（2）几何布置参数包括减振器的位置、弹性元件位置、安装杠杆角度等。（3）减振器结构参数包括减振器长度、减振器活塞直径、活塞杆直径、阀孔位置、阀孔个数、阀孔直径、减振器筒径、工作缸直径与长度、储液筒直径与长度等。（4）减振器工作参数包括减振器的工作长度、限压阀阀门弹簧的刚度、弹簧预紧压缩量、阀门附加最大行程、活塞行程、活塞最大线速度、活塞正反最大阻力、开阀压力、减振器阻尼系数等。在设计的过程中除了要考虑以上各个参数之间相互的匹配之外，由于减振器的阻尼力越大，振动消除得越快，但使得与之并联的弹性元件的作用不能充分发挥，同时过大的阻尼力还可能导致减振器的连接件及车架的损坏，为解决减振器和弹性元件之间的矛盾对减振器的设计还做一下要求：（1）在悬架压缩行程内，减振器的阻尼力应较小，以便能充分利用弹性元件的弹性，以缓和冲击。（2）在悬架伸张行程内，减振器的阻尼力应较大，以求迅速减振。（3）当车轮与车架的相对速度过大时，减振器应当能自动加大液流通道的截面积，使阻尼力始终保持在一定的范围，以避免承受过大的冲击载荷。3.2双向作用筒式液力减振器的外特性与设计的原则 3.2.1 汽车悬架与减震器的匹配与减震器的放置在这里我们选用汽车的前悬架作为设计的平台。悬架的类型选用麦弗逊式悬架这是是当今世界用的最广泛的轿车前悬挂之一。麦弗逊式悬架由螺旋弹簧、减震器、三角形下摆臂组成。主要结构简单的来说就是螺旋弹簧套在减震器上组成，减震器可以避免螺旋弹簧受力时向前、后、左、右偏移的现象，限制弹簧只能作上下方向的振动，并可以用减震器的行程长短及松紧，来设定悬挂的软硬及性能。结构如图： 特性：侧倾中心高度较高；车轮外倾角与主销内倾角变化小；轮距变化很小，故轮胎磨损速度慢；悬架侧倾角刚度较大可不装横向稳定器；横向刚度大；占用空间尺寸小；结构简单、重量轻响应速度快。3.2.2 双向作用筒式液力减振器的外特性 悬架减振器的外特性，是指减振器伴随（相对）运动的位移或（相对）运动的速度，与相应产生的工作阻力之间的关系，通常我们分别称之为示功特性和速度特性。外特性能良好的匹配悬架的性能需要，就能获得良好的振动特性。设计的减振器在实际使用中，其外特性必须保证良好的相对稳定性。 （3-2）减振器外特性的畸变往往会使预期设计的外特性出现某些缺陷，因此，减振器的设计有两个基本质量要求：一是外特性必须满足车辆悬架的性能需求；二是无畸变，即这种外特性要有稳定而持久的工作质量。减振器的外特性即为其速度特性，如图3.1所示。 a) b)图3.1 减振器特性a) 阻力一位移特性 b)阻力一速度特性 减振器的特性可以用下图所示的示功图和阻尼力-速度曲线描述。减振器特性曲线的形状取决于阀系的具体结构和各阀开启力的选择。一般而言，当油液流经某一给定的通道时，其压力损失由两部分构成。其一为粘性阻力损失，对一般的湍流而言，其数值近似地正比于流速。其二为进入和离开通道时的动能损失，其 数值也与流速近似成正比，但主要受油液密度而不是粘性的影响。由于油液粘性随温度的变化远比密度随温度的变化显著， 因而在设计阀系时若能尽量利用前述的第二种压力损失，则其特性将不易受油液粘性变化的影响，也即不受油液温度变化的影响。不论是哪种情形，其阻力都大致与速度的平方成正比。图中曲线a 所示为在某一给定的a 通道下阻尼力f 与液流速度v 的关系，若遇通道a 并联一个直径更大的通道b，则总的特性将如图中曲线a+b 所示。如果b 为一个阀门，则当其逐渐打开时，可获得曲线a 与曲线a+b 间的过渡特性。恰但选择a、b 的孔径和阀的逐渐开启量，可以获得任何给定特性曲线。阀打开的过程可用三个阶段来描述，第一阶段为阀完全关闭，第二阶段为阀部分开启，第三阶段为阀完全打开。通常情况下，当减振器活塞相对于缸筒的运动速度达到0.1m/s 时阀就开始打开，完全打开则需要运动速度达到数米每秒。 3.2.3 双向作用筒式液力减振器的外特性设计原则 对外特性的基本设计依据，需要研究车身的振动。车身的振动又取决与轮轴的振动。轮轴的振动同时受上、下两端的影响，与车轮的阻尼有关。车轮的激振力等于悬架质量的惯性力和轮轴质量的惯性力之和。同时车轮的激振力又决定了车轮的接地性能，是行驶安全性的重要尺度，在悬架系统中配置适当的减振器，能有效的阻尼车身振动，保证良好的平顺性。通过查阅资料可以知道，增大相对阻尼系数将有效的抑制车身加速度和车轮动栽增大，但是增大相对阻尼系数虽然有利于降低车身动载，但车身的加速度会相对于阻尼系数的增大而增大。因此在高的激振情况下，减振器的作用加剧了车身的振动，降低了舒适性，但减振器此时由于对车轮动载有抑制作用，却能提高行驶的安全性。因此外特性的设计应该有两个基本方面的意义：一是使减振器的外特性与车辆悬架振动特性相匹配；二是在复杂的运行工况下，能较稳定的保持这种相适应的外特性。车辆在复杂的运行工况下，减振器的相对稳定地保持其外特性的预期设计能力，是评价悬架减振器减振效能和等级质量的决定性标志。3.3 双向作用筒式液力减振器参数和尺寸的确定 3.3.1 双向作用筒式液力减振器相对阻尼系数的确定 首先确定其簧上质量，本文设计对象是设计适用于小型车辆的减振器，比如说五菱之光、东风小康、长安之星等系列微型汽车。所以这里的簧上质量参照这些车满载时计算。悬架静挠度c f 的计算悬架静挠度是指汽车在满载静止时悬架上的载荷与此时悬架刚度才c 之比，即 = （3.1）汽车悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率，是影响汽车平顺性的主要参数之一，而汽车部分车身固有频率（偏频）可用下式表示： c汽车前悬架刚度，n/mm； m 汽车前悬架簧上质量，kg； n汽车前悬架偏频，hz 而汽车悬架的静挠度可用下式表示： 由这两式可得出： （3.2） 由这两式可得出： 根据上面公式可以计算出前悬架的静挠度为： =188.6mm 相对阻尼系数通常根据汽车的平顺性、操纵性和稳定性的要求确定减振器阻力特性。减振器阻力值能满足汽车操纵性稳定性要求，但不一定能满足汽车平顺性要求；反之亦然。因此减振器的阻力特性的选择应按所设计车型对汽车平顺性、操纵性、稳定性进行综合考虑。根据减振器的阻力速度特性，可以知道减振器有四个阻尼系数。在没有特别指明时，减振器的阻尼系数是指卸荷阀开启其前的阻尼系数。通常压缩行程的阻尼系数与伸张行程的阻尼系数不相等。汽车悬架有阻尼后，簧上质量的振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数的大小来评定衰减的快慢速度。的表达式为： （3.3）式中：为悬架系统的垂直刚度；为簧上质量；为阻尼系数。上式表明，相对系数的物理意义是：减振器的阻尼作用在与不同刚度c和不同簧上质量ms的悬架系统匹配时，会产生不同的阻尼效果。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；值小则反之。通常情况下，将压缩行程时的相对阻尼系数取的小些，伸张行程的相对阻尼系数s取得大些。两者之间保持的关系设计时，先选取y 与s 的平均值 。相对无摩擦的弹性元件悬架，取 =0.250.35；对有内摩擦的弹性元件悬架， 值取的小些。为避免悬架碰撞车驾，取 y =0.5 s 。取 =0.3，则有： 计算得：伸张=0.4 压缩=0.23.3.2 双向作用筒式液力减振器阻尼系数的确定 减振器阻尼系数。因悬架系统固有振动频率，所以理论上。实际上，应该根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。悬架系统固有振动频率的值在1.001.45之间，取为1.2。确定减振器的安装角度。由于减振器轴与道路负载传入轴即轮胎触地点与减振器上端安装点连线存在一定角度，在悬架系统受到路面激励后，减振器会受到一个垂直于滑柱的侧向力矩。该侧向力矩和其他传统的悬架形式相比较大，是悬架与减振器的设计和制造过程中所不容忽视的。在减振器的轴线相对地面水平安装时，减振器的刚度最小；在减振器的轴线相对地面垂直安装时，减振器的刚度最大。经过大量实验得出减振器的安装角度在30度的时候较为合适。从上面的分析中可以看出，在减振器的轴心线水平安装时，其在垂直方向的刚度最小，同时对垂直方向负荷的承受能力也比较小。在减振器的轴心线垂直安装时，其在垂直方向的刚度最大；同时对垂直方向负荷的承受能力也最大。从隔振的角度来讲，需要较小的刚度；而从提高减振器的使用寿命的角度来讲，需要减振器有较大的承载能力。尽管本文仅讨论了垂直方向激振力对减振器的影响，实际在水平方向上也存在类似的问题。由此可以得出确定减振器安装角度的大致要符合以下几点原则：（1）由于平激振力大多在前后方向和上下方向振动，如果要使减振器在这两个方向都有着良好的隔振性能，在减振器强度足够的条件下，同时使。这样，激振力使减振器在前后、上下都作剪切变形，处于良好的隔振状态。（2）在减振器强度较差的时候，这样，激振力使减振器在前后、上下方向的作用效果相同。对水平和垂直方向的激振力不相同的平板夯，要根据实际情况按优先保证强度的原则确定。（3）对大多数形状系数f明显小于1的圆柱型减振器来说，形状系数对系统刚度的影响可以忽略不计，但形状系数对正应力安装角度系数和相当应力系数影响较大，不可忽略，这实际上是弯曲变形对减振器性能的影响。也就是说，在设计减振器时，其强度计算不仅要计算剪切变形和拉压变形，而且要计算其弯曲变形。由上述可以选取减振器的安装角度在30度的时候较为合适。根据下式： （3.4）与公式n= 代入数据得： =得:6.91hz ；取 =30度 按满载计算有：簧上质量m s =(790-50)=370kg 代入数据得减振器的阻尼系数为： = 20.33706.91() =2042.5ns/m 3.3.3 最大卸荷力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，一般为0.150.30m/s,取0.2m/s11。 如已知伸张行程时的阻尼系数，在伸张行程的最大卸荷力是： （3.5） 式中， x v 为卸荷速度，一般为0.150.3m/s；a 为车身振幅，取 40 mm； 为悬架震动固有频率。代入数据计算得卸荷速度为： v =0.046.90.8cos30=0.24m/s符合x v 在0.150.30 之间范围要求。根据伸张行程最大卸荷力公式： f o =可以计算最大卸荷力.式中，c 是冲击载荷系数，取c=1.5；代入数据可得最大卸荷力f0 为： c =2042.50.241.5 =765.3kn3.3.4 减振器工作缸直径d的确定根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径d为： （3.6）式中：p为工作缸最大允许压力，取34mpa，为连杆直径与缸筒直径之比，单筒式减振器取=0.300.35，取为0.3。根据式（3.4）计算得： = =20.05mm 由上式计算得出工作缸直径的理论值，再依据qc/t491-1999汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件，如表3.2。将工作缸直径d圆整为标准系列直径为30mm；初选壁厚取为2mm，材料选用20钢。表3.2 筒式减振器工作缸直径 （mm）工作缸直径d203040(45)5065注：表中有括号者，不推荐使用。由于已经知道了减振器的工作缸直径d=30mm，根据表3.3确定减振器的复原阻力在10002800之间和压缩阻力不大于1000，可以确定其大概的复原阻力和压缩阻力分别是1800n和700n。3.3.5 双向作用筒式液力减振器活塞行程的确定减振器活塞行程即液压缸的工作行程。液压缸的工作行程长度，可以根据执行机构实际工作的最大行程来确定，并参照表3.4和表3.5设计要求来选取标准值，故选取活塞行程为180。 表3.3 复原阻力和压缩阻力取值 （n）工作缸直径d（mm）复原阻力压缩阻力202001200不大于6003010002800不大于100040160045004001800（45）250055006002000504000700070028006550001000010003600表3.4 减振器设计尺寸 （）工作缸直径d基长贮液筒最大外径防尘罩最大外径压缩到底长度允差最大拉伸长度允差(hh型)(cg型)(hg型)(gh型)209070803440+3负值不限+4负值不限正值不限-3正值不限-430120861034856401601201406575（45）70805019012015580906521013017090102注：1、基长为设计尺寸，其值为。 2、为行程。 3、压缩到底长度。 4、最大拉伸长度。3.3.6 液压缸壁厚、缸盖、活塞杆和最小导向长度的计算1、液压缸的壁厚的计算 液压缸的壁厚一般指缸筒结构中最薄处的厚度。当缸筒壁厚与内径d的比值小于0.1时，称为薄壁缸筒。壁厚按照材料力学薄壁圆筒公式计算。 计算公式如下式： （3.7）式中：实验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍；液压缸壁厚；液压缸内径：缸筒材料的许用应力。其值为：铸铁：=100110mpa。计算得：=0.675 表3.5 减振器活塞行程 （）工作缸直径d活 塞 行 程 s100110120130140150160170180190200210220230240203040（45）5065在中低压液压系统中，按上式计算所得的液压缸壁厚往往很小，是刚体的刚度不够，如在切削过程中的变形、安装变形等引起液压缸工作过程卡死或漏油。因此一般不做计算，按经验取值，然后进行校核。 缸筒内径确定后，由强度条件确定壁厚；然后求出缸筒外径d1。当缸筒壁后厚与内径d的比值小于0.1时，称为薄壁缸筒壁厚的校核按照材料力学薄壁圆筒公式计算。在设计中选定的缸筒壁厚为2，内径d为30。因为比值小于0.1，故 （3.8）式中：p液压缸的最大工作压力；缸筒材料的抗拉强度极限；n安全系数，一般取n=5；活塞杆材料的许用应力，=。取设计中的工作压力3mpa内径d已知为30mm。查阅gb69988取=376mpa。=75.2=0.6设计的壁厚为2，符合强度要求。2、液压缸的稳定性验算 按照材料力学的理论，一根受压的直杆，在其轴向负载超过稳定临界力时，即失去原有状态下的平衡，称为失稳。对液压缸其稳定条件为 （3.9）式中：液压缸最大推力； 液压缸的稳定临界力； 稳定性安全系数，一般取=24。液压缸的稳定临界力值与活塞杆和缸体的材料、长度、刚度、及其两端的支撑状况等因素有关。因为当时要进行稳定性校核，依据长度折算系数知故需要对液压缸进行稳定性验算，由式（3.8）与式（3.9）可知： （3.10）0.25 （3.11）得 表3.6 稳定校核相关系数材 料ab12钢（q235）310011.4010561钢（q275）460036.1710060硅 钢589038.1710060铸 铁770012080由下式计算： （3.12） = =2.2n经过校核，液压缸稳定性符合要求。3、缸盖厚度的计算 一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度t按强度要求可以用下面两式进行近似计算。无孔时 （3.13）有孔时 （3.14）式中：t缸盖有效厚度（m）； d2缸盖止口内径（m）； d0缸盖孔的直径（m）； 材料许用应力； -实验压力； 因为活塞杆的直径为20mm，所以，而储液筒的最大外径48mm，除去筒壁厚度3m 经计算得 =0.0061m4、活塞杆的计算 减振器活塞杆（或前叉管） 承受来自活塞和连接部件拉伸和压缩载荷以及或大或小的侧向力。因其表面粗糙度对减振器渗漏油影响较大，在减振器所有零部件中被列为a 类件。其要求必须有足够的强度、刚度和较低的表面粗糙度。活塞杆（或前叉管）材料一般采用35、40、45、40cr 等冷拉圆钢. 其硬度为hrc18hrc32。取活塞杆的材料为45#钢，硬度为hrc18。由于活塞的行程s为200mm，活塞杆的长度应该大于活塞的行程，初步确定活塞杆的长为220mm。5、对杆强度进行校核活塞杆的强度校合，前面已经得知活塞的复原阻力和压缩阻力分别是1800n和700n。在确定活塞杆直径后，还需要满足液压缸的稳定性及其强度要求。液压缸的稳定性验算 按照材料力学的理论，其稳定条件为 （3.15）式中：液压缸最大推力； 液压缸的稳定临界力； 稳定性安全系数，一般取=24液压缸的稳定临界力值与活塞杆和缸体的材料、长度、刚度、及其两端的支撑状况等因素有关。 当l/d的比值大于10时要进行稳定性校核，依据长度折算系数知=0.7260/r （3.16） （3.17） 由欧拉公式计算 符合要求。 （3.18）d1空心活塞杆内径，对实心杆，d1=0。活塞杆材料的许用应力，为材料的屈服强度，安全系数n=1.42，系数越高，安全性越好，取n为2。故，符合要求。6、对压杆稳定性进行校核当活塞杆的长径比，且活塞杆承受压力时，需要对压杆稳定性进行校核。由上式可知：杆属于中长压杆，只有细长杆才能应用欧拉公式来计算临界力，因此采用直线公式计算临界力。 （3.19） 在工程中为了简便计算，对压杆的稳定计算常采用折减系数法。引入，则用稳定安全系数表示的稳定条件，可以表示为 （3.20）式中：工作应力； 稳定许用应力。在工程中常将稳定需用应力表示为强度许用应力与一个小于1的系数的乘积来表示，即 （3.21）式中：折减系数。查机械设计手册知，根据表可以知道杆的折减系数为。表3.7 压杆的折减系数柔度值q235钢16锰钢铸铁木材01.0001.0001.001.00100.9950.9930.970.99200.9810.9730.910.97300.9580.9400.810.93400.9270.8950.690.87得出 （3.22）压杆的稳定条件为 由式（3.17）和式（3.20）知压杆符合稳定条件。7、最小导向长度的确定 当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度增大，影响减振器工作的稳定性，因此必须要保证有一定的导向长度。对于一般液压缸，最小导向长度h应满足式（3.21）的要求： （3.23）式中：l液压缸的最大行程； d缸筒内径。3.3.7 液压缸的结构设计1、缸体与缸盖的连接形式 缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关。主要的几种连接形式有：法兰连接、螺纹连接、外半环连接和内半环连接。选择使用螺纹连接。原因主要有几点：（1）结构简单、成本低；（2）容易加工、便于拆装；(3）强度较大、能承受高压。2、活塞杆与活塞的连接形式 活塞在径向由活塞杆和压力阀底座进行定位，轴向由活塞杆进行定位即可，不需要特殊的连接结构。3、活塞杆导向部分的结构 活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘和锁紧装置等。在本设计中采用上密封盖进行直接导向。4、活塞及活塞杆处密封圈的选用 活塞及活塞杆处密封圈的选用，应根据密封的部位、使用的压力、温度、运动速度的范围不同而选取不同类型的密封圈。在本设计中主要选用o型密封圈，具体尺寸根据相关行业标准进行选用。5、液压缸的安装连接结构 液压缸的安装连接结构包括液压缸的安装结构、液压缸进出油口的连接等。液压缸的安装形式，头部法兰和按压连接。6、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，减小内泄漏，以保证阻尼效果。活塞环靠自身的弹力贴紧工作缸的内腔，可使工作缸和活塞的加工及配合精度适当降低，有利于大批量生产。活塞环材料常用：尼龙1010、聚四氟乙烯、酚醛树脂、填充聚四氟乙烯及三层复合材料其工艺应保证两端面与中心线垂直。两端面平行度不大于0. 03、表面粗糙度ra0.8。外观不应有裂纹、毛刺、缩孔及折皱。根据活塞环的密封原理，在设计上应考虑活塞环径向厚度、开口形状、侧间隙、背间隙以及因材料不同时的活塞环圆周线涨量。活塞环装入工作缸要求进行透光检验，其贴合面不小于85%。7、液压缸主要零件的材料和技术要求 （1）缸体采用45号钢；调质hrc2833；表面法兰处理；缸体和端盖采用螺纹连接。 （2）活塞采用40cr；调质hrc2835；上下面高频淬火hrc4045；活塞外径用橡胶密封圈密封时取f7f9配合。 （3）活塞杆采用40cr；调质hrc2833；表面整体氮化，深度0.40.75；使用磁力探伤避免有裂纹；活塞杆和活塞采用h7/t6配合。（4）缸盖采用45号钢；表面阳极氧化处理。（5）浮动活塞采用45号钢；热处理后硬度为hrc2833；法兰。3.3.8 活塞及阀系的尺寸计算1、活塞尺寸的计算活塞的宽度b由公式得，取b=19mm。导向套滑动面的长度a，在d80mm时，取，所以取a=1.0d，a=30mm符合要求，活塞的内径取6mm。2、阀系的计算在液压系统中，用于控制系统中液流的压力、流量和液流方向的元件称为液压控制阀。在减振器工作的时候，阀的作用是只允许液流沿一个方向通过，而反向液流被截止。故活塞上的阀系均为单向阀，对单向阀的主要性能要求是液流正向通过时压力损失要小；反向截止时密封性要好，动作灵敏，工作时无冲击噪声小。考虑到减振器的内部尺寸较小，工作压力较低，同时活塞的尺寸本身较小，如采用钢球式或锥阀式单向阀就会使阀心的尺寸过小，从而不能保证其强度。故设计时采用直通式单向阀。单向阀所用的弹簧，主要用来克服摩擦力，阀板的重力和惯性力，使阀板在反向流动时能迅速关闭，单向阀开启压力一般为0.030.05mpa。(1) 阀孔的结构设计当进、出油口前后压力差较大，阀口流速过高时，出油口流场中的局部压力可能低于油液中所溶空气的分离压，使溶解于油液中的空气分离出来或者局部的压力低于油液的饱和蒸汽压，使油液汽化。两种情况都会使油液中产生气泡，使油液的质量变差，同时这些气泡随液流到压力较高处会瞬时压破，产生噪声，这种噪声称为气穴噪声，为了改善这一状况，在过程上主要是对阀孔的结构进行改进，将液压油的压力分级降低，逐步衰减。故在设计的时候，进、出油口的尺寸比阀孔的内径稍大，油孔直径与内径相差一定的数量形成阶梯状以降低每一级的工作压差17。(2) 阀孔的尺寸计算首先计算压力阀孔的尺寸压力阀孔取6个，均布。进出油口直径d应满足下式： （3.24）式中：阀的公称流量； 进、出油口的许用流速，一般取=6m/s。活塞的速度一般为0.150.3m/s，取0.3m/s。由于在活塞上孔是均布的8个小孔，每个孔的直径为d，小孔的总面积应等于进、出油孔的面积。由于 故将d圆整为2。孔的长度一般根据经验公式（3.23）来确定 （3.25）取。单向阀孔的尺寸比压力阀略大，计算方法类似。得出单向阀孔径为3mm，孔长为。阀片在减振器中起截流的作用，保证活塞或底阀两端面的油腔建立高压及疏通油液，产生节流压差，形成阻尼力。由于阀片与阀在长期高频振动和弯曲变形中要保持密封可靠，不允许出现残余变形。要求阀片平面度为0.02，两端面平行度0.010.02，维氏硬度hv486hv600及较高的弹性极限。阀片材料一般采用65mn、60si2mn、5crmnmo等钢带材料，用精