重型货车双作用筒式减振器设计【优秀机械毕业设计】【word+CAD图纸全套】
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一、设计题目
重型货车双作用筒式减振器设计
二、设计参数
减振器工作缸直径D=65mm
活塞行程L=140mm
活塞宽度B=42mm
- 内容简介：
-
一、设计题目重型货车双作用筒式减振器设计二、设计参数减振器工作缸直径D=65mm活塞行程L=140mm活塞宽度B=42mm 课 程 设 计题 目：车双作用筒式减震器设计 一、设计题目重型货车双作用筒式减振器设计二、设计参数减振器工作缸直径 D=65mm活塞行程 L=140mm活塞宽度 B=42mm三、设计要求 （1）总装图 1张（2）零件图 2张（3）课程设计说明书（50008000 字） 1份四、进度安排（参考）（1）熟悉相关资料和参考图 2天（2）确定基本参数和主要结构尺寸 2天（3）设计计算 3天（4）绘制总装配草图 4天（5）绘制总装配图 2天（6）绘制零件图 2天（7）编写说明书 3天（8）准备及答辩 3天五、指导教师评语该生设计的过程中表现 ，设计内容反映的基本概念及计算 ，设计方案 ，图纸表达 ，说明书撰写 ，答辩表现 。成 绩： 指导教师日期 I 摘要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，为衰减振动，汽车悬架系统中采用减振器多是液力减振器，其工作原理是当车架(或车身)和车桥间受振动出现相对运动时，减振器内的活塞上下移动，减振器腔内的油液便反复地从一个腔经过不同的孔隙流入另一个腔内。此时孔壁与油液间的摩擦和油液分子间的内摩擦对振动形成阻尼力，使汽车振动能量转化为油液热能，再由减振器吸收散发到大气中。在油液通道截面和等因素不变时，阻尼力随车架与车桥(或车轮)之间的相对运动速度增减，并与油液粘度有关。发展到今天减振器的结构有了很大的改变，性能也有了极大的提高。通过对减振器的发展历史和发展趋势的深入了解，明确了设计该型减振器的重要性和意义，并设计了一种应用于微型汽车悬架的双筒油压减振器。本文的研究成果对减振器的进一步研究有重要的理论和实际应用意义。关键词：油压式； 减振器； 优化；阻尼系数；工作缸II AbstractThe shock absorber is an important constituent of automobile suspension; it has a big change in the structure of the shock absorber until now. The performance also had big enhancement. Through the deep understanding of the history and tendency of the shock absorber, we make clear the importance and significance of the designing of the shock absorber, and design a kind of shock absorber which is applied to the suspension of the compact car. In this paper, the results of research has important theoretical and practical significance on the shock absorbers further study.Key words: Type；Shock Absorber；Optimization；Damping Factor；Work Cylinder11 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，对研究双筒液压减振器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。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3。张三：重型货车双作用筒式减震器设计22 减振器的类型和工作原理2.1 减振器的类型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。2.2 减振器的工作原理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。2.3 双筒式液压减振器的工作原理及优点主要构成有：密封气室、浮动活塞、工作活塞、封圈、压力阀板、活塞、速度阀板、活塞杆等。双筒式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。 33 双筒式液压减振器的设计3.1 双筒式液压减振器的设计参数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8。3.2 双筒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选用麦弗逊式悬架结构特性：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、紧凑乘用车上用得较多。3.2.2 双筒式液压减振器的外特性 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，张三：重型货车双作用筒式减震器设计4其外特性必须保证良好的相对稳定性。 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Fig. 3.1 the shock absorber characteristica) 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。 3.2.3 双筒式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。3.3 双筒式减振器参数和尺寸的确定 3.3.1 双筒式减振器相对阻尼系数的确定 5表3.1东风自卸重型货车民意技术参数Table 3.1 dongfeng dump heavy duty truck opinion technical parameters 车型 EQ3250FZ3GJ长宽高（ mm） 8760*2500*3000前悬/后悬 1145/1815总质量 25000轴数 3整备质量（kg） 11930额定载质量（kg） 12875乘员/座位数 3底盘型号 EQ3250FZ3GJ发动机型号 YC6J220-31 YC6A240-31 YC6J220-33 YC6A240-33轮胎数 6燃料种类 柴油轴距 4200+1300最高车速（ km/h） 8590km/h 等速油耗（ L/100km）11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 WF= （3.1）cfCFW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而汽车部分车身固有频率（偏频）可用下式表示：mcn21C汽车前悬架刚度，N/mm；m 汽车前悬架簧上质量，kg；张三：重型货车双作用筒式减震器设计6n汽车前悬架偏频，Hz而汽车悬架的静挠度可用下式表示：cmgfC由这两式可得出：（3.2）nf25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 2.15f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）scm2式中： 为悬架系统的垂直刚度；c为簧上质量；sm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y的关系(0.25.)ys 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 =0.25 0.35；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 。7取 =0.3 ，则有： 3.025.计算得：伸张 =0.4 压缩 =0.23.3.2 双筒式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2scm /scm。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2sm振动频率的值在 1.001.45 之间，取为 1.2。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10。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0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。张三：重型货车双作用筒式减震器设计8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）2/cossm与公式 n= = mc21n代入数据得： =2得:6.91Hz ；取 =30 度 按满载计算有：簧上质量 m s = (8700-40)=4330kg 21代入数据得减振器的阻尼系数为：= 20.343306.91( ) =20727 NS/m 732.13.3.3 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。xv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：s0sxFv（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.xvc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： c0sx9=20727.50.241.5=7461.9KN3.3.4 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：0F（3.6）024(1)Fp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：024(1)FDp= 25.3.76=65mm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）Table 3.2 shock absorber cylinder diameter ( mm )工作缸直径 D20 30 40 (45) 50 65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=65mm，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7000N 和 1500N。3.3.5 双筒式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 140，l=170张三：重型货车双作用筒式减震器设计10表 3.3 复原阻力和压缩阻力取值Table 3.3 recovery resistance and compression resistance value工作缸直径 D（mm） 复原阻力 压缩阻力20 2001200 不大于 60030 10002800 不大于 100040 16004500 4001800（45） 25005500 600200050 40007000 700280065 500010000 10003600表 3.4 减振器设计尺寸Table 3.4 shock absorber design dimensions基长工作缸直径 D1l(HH 型)3l(CG 型)2l(HG 型)(GH 型)贮液筒最大外径 1D防尘罩最大外径 2压缩到底长度 minL允差最大拉伸长度 ax允差20 90 70 80 34 4030 120 86 103 48 5640 65 75（45）160 120 14070 8050 190 120 155 80 9065 210 130 170 90 102+3负值不限+4负值不限正值不限-3正值不限-4注：1、基长 为设计尺寸，其值为 。123()ll、 、 minLS2、 为行程。S3、压缩到底长度 。minLlS4、最大拉伸长度 。ax23.3.6 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 0.111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）2yPD式中： 实验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍；yP液压缸壁厚；液压缸内径：D缸筒材料的许用应力。其值为：铸铁： =100110MPa 。计算得：= =1.46 2pD61053.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 4，内径 D 为 65。 06.54因为比值小于 0.1，故（3.8）2p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， = 。/bn取设计中的工作压力 3MPa 内径 D 已知为 65mm。查阅 GB69988 取 =376MPa。b= =75.25376=1.292.2p张三：重型货车双作用筒式减震器设计12设计的壁厚为 4，符合强度要求。2、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）20.43yPtD有孔时 （3.14）220.yt d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；yP因为活塞杆的直径为 25mm，所以 ，而储液筒的最大外径mdo2573mm，除去筒壁厚度 4m mD42经计算得 =0.0061m02.4.7513.0.3. 6t4、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 140mm，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 170mm。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 7000N 和1500N。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。13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）80KFDmn式中： 液压缸最大推力；F液压缸的稳定临界力；K稳定性安全系数，一般取 =24nKn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。 8.625170dl当 l/d 的比值小于 10 时不需要进行稳定性校核符合要求。同理对压杆稳定性也不需要进行校核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。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=42mm。导向套滑动面的长度 A，在(0.61)DD80mm 时，取 ，所以取(.)A(0.61)AdA=1.0D，A=65mm 符合要求，活塞的内径取 8mm。2、阀系的计算(1) 阀孔的结构设计(2) 阀孔的尺寸计算首先计算压力阀孔的尺寸压力阀孔取 4 个，均布。进出油口直径 D 应满足下式：（3.24）sqDv张三：重型货车双作用筒式减震器设计14式中： 阀的公称流量；sq进、出油口的许用流速，一般取 =6m/s。sv sv活塞的速度一般为 0.150.3m/s，取 0.3m/s。230.14()./sqRms240.3.1().466sqDvm3.3.9 密封元件和工作油液的确定1、密封元件 自然界泥水随着气候、车辆行驶状态和地理环境特点的变化，不断与减振器密封部发生接触。表 3.5 密封尺寸Table 3.5 the size of the sealing项目 尺 寸 （mm ）d1 8 10 12 18 20 22 25 26d2max 6.6 8.4 10.2 15.8 17.7 19.6 22.5 23.4根据国内、外工艺标准和作者的实践经验，表3.10 结合图3.2 说明了具体要求。需要特别说明的是，减振器油封分总成是减振器的关键部件之一。油封分总成的材料和工艺路线随着技术的新发展和企业的实际情况而多种多样。图3.2和表3.10 说明的仅仅是比较典型的情况。15图 3.2 密封结构Fig. 3.2 sealing structure2、油液的选取 由于大多数减震器是通过油的流动阻尼力来吸收冲击和震动能量，并转化为油的热量散发掉。所以，阻尼力与油的粘度有着密切的关联，而油的粘度是随温度变化的。张三：重型货车双作用筒式减震器设计164 结 论本文设计一种能应用于大部分微型汽车悬架的双筒液压式减振器。双筒液压式减振器的设计主要分为结构设计和尺寸设计两大部分，同时对相关零部件进行强度校核和稳定性验算。对减振器的特性、设计参数和设计原则的了解是非常重要的步骤，尺寸计算的过程主要包括相对阻尼系数以及最大卸荷力的确定，减振器工作缸、活塞、活塞杆、阀系以
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