双作用筒式液力减振器结构设计111

常州工学院机械与车辆工程学院毕业设计说明书SJ005-1 CHANGZHOU INSTITUTE OF TECHNOLOGY毕 业 设 计 说 明 书题目： 双向液力筒式减振器结构设计 二级学院： 机械与车辆工程学院 专 业： 车辆工程 班级： 14车辆 学生姓名： 胡婧瑶 学号： 14011012 指导教师： 桑楠 职称： 副教授 评阅教师： 职称： 2018年 6月II摘要为了提高车辆的乘坐舒适性，减振器与悬架中的弹性元件平行安装。为了减振，减振器主要应用于车辆悬架系统中。减振器的性能直接关系到车辆的安全性和舒适性和乘坐舒适性。液压减振器是车辆悬架系统中应用最广泛的减振器。其原理是当框架和桥架做往复相对运动，活塞在减震器的气缸中移动时，减震器壳中的油反复地从内腔中流过一些狭窄的孔进入另一个空腔。此时，液体和内壁之间的摩擦力和液体分子的内耗形成了振动的阻尼力。汽车液压设计的必要性根据汽车的主要参数进行计算和分析。本次设计是以普通轿车的参数为依据进行设计。关键词：汽车液压 减振器 设计 轿车ABSTRACTIn order to improve the riding comfort of the vehicle, the shock absorber is installed in parallel with the elastic elements in the suspension. In order to reduce vibration, shock absorber is mainly used in vehicle suspension system. The performance of shock absorbers is directly related to vehicle safety and comfort and ride comfort. Hydraulic shock absorber is the most widely used damper in vehicle suspension system. The principle is that when the frame and the bridge are reciprocating, the piston moves in the cylinder of the shock absorber, and the oil in the shock absorber shell passes through some narrow holes in the inner cavity and enters the other cavity. At this point, the frictional force between the liquid and the inner wall and the internal friction of the liquid molecules form the damping force of vibration. The necessity of automobile hydraulic design is calculated and analyzed according to the main parameters of the vehicle. This design is based on the parameters of the ordinary car.Key words: automobile; hydraulic shock absorber; equipment control目录第1章绪论11.1减振器的作用及性能11.2减振器发展及研究现状1第2章液压筒式减振器的类型分析与选择42.1液压筒式减振器的类型42.1.1贯通式活塞杆减振器42.1.2双筒减振器42.1.3 单筒减振器52.2双向液力筒式减振器工作原理52.3双向液力筒式减振器优点6第3章 减振器零部件的的设计73.1基本参数的确定73.1.1悬架静挠度的计算73.1.2相对阻尼系数的确定83.1.3减振器的安装角度及位置83.1.4减振器阻尼系数的确定93.1.4最大卸荷力103.2工作缸的设计103.2.1工作缸直径D的计算103.2.2工作缸壁厚计算及校核113.2.3 液压缸稳定性验算123.3 活塞总成的设计133.3.1活塞体结构设计133.3.2 活塞孔的设计133.3.3 复原阀结构设计143.3.4流通阀结构设计143.3 减振器底阀总成的设计153.3.1 底阀结构的设计193.3.2 压缩孔和补偿孔的设计193.3.3 压缩阀结构设计193.4活塞杆设计203.4.1活塞杆直径的设计203.4.2 活塞杆长度的确定203.4.2 对活塞杆稳定性进行校核213.4.3 最小导向长度的确定223.5 导向器和活塞宽度的计算23第4章液压缸的技术要求244.1 缸体与缸盖的连接形式244.2 活塞杆与活塞的连接形式244.3 活塞杆导向部分的结构244.4 活塞及活塞杆处密封圈的选用244.5 液压缸的安装连接结构244.6 活塞环244.7 液压缸主要零件的材料和技术要求254.8 弹簧片的选择254.9 密封元件和工作油液的确定254.9.1 油封设计254.9.2密封元件254.9.3油液的选取26第5章 基于Proe的减振器建模设计275.1 Proe软件的介绍275.2 零件图的三维建模275.2.1工作缸的建模275.2.2 活塞总成的绘制275.2.3 活塞杆的建模295.3 减振器三维装配29结论31致谢32参考文献3333第1章 绪论1.1 减振器的作用及性能车辆悬架是指车架与桥或车轮之间的所有连接装置的总称。它由减震器、弹簧和导向系统组成。它的作用是车轮与车架之间的力和力矩。在行驶过程中，路面不平整对车架或车体产生的影响，减弱了产生的振动，从而保证了汽车的平稳行驶，保证了货物的舒适性和良好性。悬架系统决定着车辆的操纵稳定性、乘坐舒适性和行驶安全性，其中减振器是悬架系统的重要组成部分之一。减震器的作用是吸收悬架的竖向振动能量，并将其转化为热能消散，使振动迅速衰减。液压减振器广泛应用于车辆悬架系统中。它的作用原理是当框架和桥往复相对运动时，阻尼器中的活塞在气缸中往复运动，因此阻尼器和油液的摩擦力和液体分子的内耗阻尼振动，从而使振动衰减。物体和框架的振动能量转化为热能，热能被油吸收，然后散布到大气中。1.2减振器发展及研究现状对减振器的需求来自机动行驶时汽车的侧仰与俯仰，也源自路面的振动。在19世纪中叶，道路一般是很差的。因此那个时期最好的马车采用柔软的悬架，悬架使用的是半椭圆形的长弯曲钢板，甚至在车的每一侧采用一对背靠背的曲线状钢板以完成一个完整的椭圆形钢板弹簧。当时，没有安装特殊装置来提供阻尼；阻尼来自内耗，主要来自梁和弹簧之间的摩擦。这样的装置非常适合那个时期,，易于制造，且在中等速度下工作可靠；在高速时至少很刺激，但由于缺乏阻尼控制，这是非常危险的。随着内燃机在十九世纪下旬的发明，悬架的发展提供了新的动力，这一发展一直持续到今天。内燃机不断提升的动力，随着车辆速度的不断提高和设计师和车辆的技术能力的不断发展和改革，创造和创造的环境已经创造出来。把阻尼装置装到车辆悬架上以后，紧随而来的是汽车本身的快速发展。从那时起，减振器经过了一个世纪的变革，大致可以分为以下几个阶段：(1)干式摩擦减振器；(2)排放式液压减振器；(3)渐进式液压减振器；(4)可调节(手动切换)减振器；(5)慢自适应(自动切换)减振器(6)快自适应(“半主动”)减振器；(7)电控流体型减振器，例如磁流变减振器。其发展历史经历如下几个阶段：(1)1910年以前减振器很少使用。1913年劳斯莱斯实际上在SilverGhost车上停止安装后减振器这个事例恰恰证明了早期趋势是如此的不同；（2）干式摩擦阻尼器主要应用于19101925; (3)从1925年到1980年在这个漫长阶段主要是简单的液压减振器占主角。最初发展的是简单的恒力排放式液压减振器，随后逐渐发展到更加先进的减振器，再随后发展的是可调节减振器，最后是成熟的现代产品；（4）主动悬架可在19801985之间进行，主动悬架可以取代传统的减震器，但由于当时的成本原因,，主动悬架实际上几乎没有投入到商业应用上；(5)从1985年起，由于使用了越来越便宜的快速自适应减振器，因而主动悬架取得了愈加可观的效益，主动悬架也再一次成为一个有意义的有前途的汽车零部件；(6)从2000年起，至少在豪华汽车上引入了可控的磁流变减振器。现代液压减振器取代干式摩擦减振器，主要是因为液压式减振器采取了更好的密封，承摩表面的加工精度更高，因而液压减振器的寿命得到提高。从生产成本来看，减震器的价格不再是关键因素,，且由于采用现代化机床和大规模的生产可以控制成本。1920年以前，液压减振器是单向作用，使得仅在回弹时起作用，但从1921年开始一种更复杂的阀系统开始使用在悬架上跳时也能提供一些阻尼。基于这点，液压的工作特性已达到先进水平，减振器构造已取得很大进展，因此摇臂式减振器让路给了制造花费更经济的筒式减振器，密封线路问题也不再是难以攻克的难题，而且它的空气冷却效果更好。虽然他失去了安装在车身上的杠杠一臂式减振器所固有的传导冷却效果，也许更重要的是，从布置和易于安装的角度来看，筒是减振器更加适用于现代的悬架形式。自30年代初以来，缸式液压阻尼器的基本原理基本没有变化，但阻尼器匹配研究和结构的进一步发展和演变仍在继续。先进工业化国家阻尼装置的发展也经历了一个转折摇臂式液减振装置对缸式液压减振装置（单作用缸式液压减振装置和双作用缸式液压减震装置）的过程是在气动液压减震装置（单缸充气缸）的过程中进行的。LE液压阻尼装置和双缸充气液压阻尼装置和阻力可调液压阻尼装置（手动调节或电动调节）。研制了一种由电子系统控制的自适应液压阻尼装置，该装置能够根据振动频率和振幅对阻尼装置进行调节。该减振装置可根据不同的路面条件和不同的行驶要求，通过多级匹配和调整，在特征曲线族中获得较为满意的特性曲线。因此，可以优化和改善车辆的舒适性和安全性，为底盘的优化提供了新的前景。国外先进工业化国家的液压减振装置的设计和制造是以广泛的标准和系列化为基础的。在计算机技术非常发达的国家，减振器CAD的大部分设计和制造技术都是做出来的。然而，即使在工业发达国家，经济实用的水力共同减振装置仍占统治地位。我国减振装置的发展同国外先进工业国家相比还有一段距离，然而，经过多年的研究和发展，特别是近十年来，中国的液压减振装置通过CKD零件和技术设备的引进、消化吸收，取得了长足的进步，并取得了明显的进步和进步。目前我国已经制定了减振装置及其相关部件的国家标准和行业标准，许多制造企业已经建立了自己的企业标准，为振动DA的设计、制造和验收提供了依据。MPEG装置，并为振动阻尼装置（如在线测功机、单动、双动寿命试验台）制作各种专用设备。旋转密封机、流量试验台、专用焊接设备、气密性测试设备、注油机、清洗机等厂家也不断出现。同时，生产厂家也设计制造了各种支撑件（如粉末冶金零件、橡胶零件、油封、减震设备油、气缸筒等）。这些都促进了中国减振器行业整体水平的提高。目前，我国已经能够生产独立的小型客车悬架减振装置，并已被用于生产国外一些进口汽车的独立悬架减振装置。在减振装置的基础理论研究中进行了大量的研究工作，并对主动式液压减振装置进行了研究工作。研制了主动式液压减振装置的试验样机。然而，普通双缸液压减振装置仍广泛应用于国内汽车、微型车等车型。先进工业化国家阻尼装置的发展也经历了一个从后到高级的曲折过程，悬架减振装置的结构不断发展改进，性能也在不断地提高。目前，国外先进工业化国家液压减振装置正朝着充气式减振装置、可调减振装置(如载荷感应式、位移依存式、位置依存式等)及自适应减振装置(如电流变减振装置、磁流变减振装置等)的方向发展。双缸气动阻尼装置经过多年的发展，在市场上占有相当大的比例，同时也出现了可调阻尼装置和自适应阻尼装置。无论采用哪种结构，阻尼装置都面临：各种高频激励的阻尼力的自动控制、阻尼力机构的无级调节和阻尼装置的温度特性的进一步改善。阻尼装置的外部特性的改善和降低噪声的方向的发展。目前国外先进工业化国家的主动悬架系统和自适应阻尼装置是车辆悬架特性和减振器外部特性的重大变化。根据国外先进工在国家液压减振装置的发展之后，结合中国汽车工业的具体情况（主要是中低速档），在普通双缸液压减振装置发展到一定阶段后，气动双回路LWEED液压减振装置将成为国内液压减振装置的下一个发展方向。在目前液压减振装置国产化的过程中，可膨胀液压减振装置的生产实践和研究被提上日程，其应用领域也越来越多。而变阻尼液压减振装置(可调式减振装置、自适应阻尼装置在我国仍处于前景研究阶段。气动双缸液压减振装置能有效地改善阻尼装置的外部特性，大大提高阻尼装置的临界速度，特别是消除减振装置外部的变形和降噪，并具有减振装置的优点。具有良好的可靠性和低静摩擦力，具有广阔的发展前景。双缸气动液压减振装置的理论和实践在我国尚处于起步阶段。与国外先进工业化国家相比，其理论研究和生产实践仍有较大差距。它需要进一步的研究和开发工作，各种科研机构，高校和企业，以缩短与国外同行的差距。第2章 液压筒式减振器的类型分析与选择2.1液压筒式减振器的类型2.1.1贯通式活塞杆减振器贯通式活塞杆减振器如图2-1(a)所示，它采用活塞杆贯穿地通过缸筒的方法，避免了位移容积的毛病。但是也有几点不利之处：承受高压的两端存在外部密封问题，伸出的自由端带来不便，甚至是危险的，且没有油的热膨胀空间。但是它是一种简单的解决方法，他的优点在于可用于任何方向。这种减振器被证明不能用于悬架阻尼，但它有时用于转向阻尼。(a)贯通式活塞杆减振器 (b)双筒减振器 (c)单筒减振器2-1筒式减振器的基本类型2.1.2双筒减振器如2-1（b）所示，在双减振器中使用一对同轴气缸,，外环形通道存有一些气体来容纳活塞的位移容积，因此它的设计和安装必须使用正确的方式。双缸阻尼器工艺简单，成本低，但在回收行程中，油取决于自身重力和压缩室的负压，补偿阀流入压缩室。因此，在高速情况下，补偿室不能及时在压缩室中填充油，导致减振器工作特性的畸变，这不仅影响减震器的恢复。充油问题不及时，还会产生噪声和冲击。为了改善双缸阻尼器中油的回收不及时的问题，在20世纪50年代，开发了一种充气式减震器的技术，即将低压气体冲刷到双缸阻尼器的补偿室中，但这种方法使SHOK吸收器精度高，成本高，推广普及。2.1.3 单筒减振器在单筒减振器中包容了一些气体，这些气体一般会和油形成乳化液；或者气体被独立的浮动活塞分开，如2-1(c)所示。活塞杆通常与金属和塑料和橡胶做成防尘圈配套安装以减少附着在改上的腐蚀性灰尘的数量，否则这些灰尘将造成过早的磨损。然而，当工作缸受到外部冲击时，变形会影响减震器的正常运行，并且温度的变化会使工作不稳定;；需要一个较大的轴向安装空间等缺点，即使在工业化国家，它的市场占有量也不很高，占主导地位的产品仍然是双作用筒式液压减振装置。2.2双向液力筒式减振器工作原理 双向液力筒式减振器上端一边与车架相连，另一边与活塞相连，下端与车桥相连。它有两个内外缸，在内筒内运动。由于活塞杆的进入和拔出，缸内的油量增大，收缩，因此需要通过与外缸交换来维持缸内的油平衡，因此双缸阻尼器中有四个阀。也就是说，除了活塞上的两个节流阀外，还有一个循环阀和一个补偿阀，完成内外缸之间的交换,，其结构原理如图2-2所示。下面以压缩行程和复原行程为代表进行说明。 当阻尼器处于恢复行程时，恢复阀和补偿阀工作，活塞缸上肢的油液通过回收阀流入下腔室，储油腔的油液通过补偿阀流向LO。油路末端，油通过回收阀和补偿阀恢复油门压力。当减震器的速度低于恢复阀开启阀的速度时，回收阀不打开阀门，流体HAN电流经常通过节流阀并产生节流压力。当阻尼器的速度大于阀开启阀的恢复速度时，恢复阀打开阀，流体流经常通过节流孔和节流阀板由节气门间隙形成，产生节气门压力。1活塞杆；2防尘罩；3油封；4导向座；5流通阀；6活塞；7工作缸筒；8补偿阀；9压缩阀：10储油缸筒；11伸张阀图2-2 双向液力筒式减振装置示意图当减震器处于压缩行程时，压缩阀和循环阀工作。下部腔体中的一部分流体通过阀流入上部腔室，另一部分流体通过压缩阀流入储油腔，并且油通过压缩阀和循环阀以产生压缩节流阀压力。e.当减震器的速度低于阀开度时，压缩阀不打开阀，流体仅流过节流阀并产生节流压力。当阻尼器的速度大于压缩冲程的速度时，压缩阀打开阀，流体流经常通过节流孔和节流阀片形成节流缝隙，产生节流阀压力。2.3双向液力筒式减振器优点双向液压缸阻尼器具有许多优良的特点：改善了恶劣路面的阻尼特性，在小振幅时，对阀门的响应也很灵敏,，仍可发挥减振的功用；生产成本不高，可投入大规模生产；改善了行驶平顺性。第3章 减振器零部件的的设计参数名称参数大小长宽高(mm)4270/1772/1605轴距(mm)2610最小离地间隙(mm)135整车质量(kg)1197表3-1轿车的主要参数 3.1基本参数的确定3.1.1悬架静挠度的计算整车装备质量：m =1197kg，额定载质量=500kg 满载时轴重分布为60%40%，空载分布在空载时为50%50%取前轴轴载质量为kg前悬架弹簧的质量估计为50KG:：得前悬架单侧簧上质量:悬架的静态挠度是指车辆在满载时悬架上的载荷与当时悬架的刚度之比。即由前后悬架和弹簧质量组成的振动系统的固有频率是影响车辆乘坐舒适性的主要参数之一，悬架的静态挠度直接影响车身振动的频率偏差。 (3-1) 式中，为静止时悬架的刚度； 又因为 (3-2)其中：C汽车前悬架刚度，N/mm；汽车前悬架簧上质量，kg；n汽车前悬架偏频，Hz所以汽车悬架的静挠度可用下式表示： (3-3) 一般说来，钢弹簧车的体积为11.3Hz（6080次/min），约为1.171.5Hz（7090次/min），与人体行走时的自然频率非常接近。取n1Hz,，取n=1.0时可得fc =248.5mm。3.1.2相对阻尼系数的确定 在泄压阀打开之前，减震器的阻力F与振动速度V之间的关系如下 (3-4)图3-1示出了阻尼器的阻力-速度特性。该图具有以下特点：四段近似线性线段，其中压缩行程和延伸行程的拖曳速度特性各占两个部分；每个截面的特征线的斜率是阻尼系数。阻尼器，因此阻尼器有四个阻尼系数。减震器的阻尼系数是未指定卸载阀之前的阻尼系数。通常压缩行程的阻尼系数与拉伸行程的阻尼系数不同。 a) 阻力-位移特性 b) 阻力-速度特性 图 3-1 减振器的特性相对阻尼系数的物理意义是，在不同刚度C和不同弹簧质量的悬架系统匹配时，阻尼器的阻尼效应会产生不同的阻尼效应。压缩行程的相对阻尼系数较小，伸长行程的相对阻尼系数较大，两者之间的关系保持为（0.25-0.50）。 设计时，首先选择平均值。相对无摩擦的弹性元件悬架0.25-0.35；对于具有内耗的弹性元件悬架，悬架的值较小，以避免悬架碰撞框架，取0.5，并计算：，取=0.5,令，计算得：=0.4，=0.23.1.3减振器的安装角度及位置减震器轴线与道路的载荷传入轴线之间存在一定的角度，即轮胎接触位置与阻尼器的上端的连接。在悬架系统受到路面刺激后，减震器将承受垂直于滑动柱的横向力矩。与传统悬架形式相比，横向扭矩较大，在悬架和减振器的设计制造中不容忽视。当减震器的轴线相对于地面水平安装时，减震器的刚度是最小的。当减振器轴线垂直于地面时，减振器的刚度最大。经过多次试验，减震器的安装角度更适合于10度。由以上分析可知，当阻尼器轴线轴线水平安装时，竖向方向的刚度最小，竖向荷载的承载力也较小。当减震器轴线垂直安装时，竖向方向的刚度最大，竖向荷载的承载能力也最大。从隔振的角度出发，需要较小的刚度，从提高减震器的使用寿命的角度来看，需要减小振器有较大的承载能力。尽关本文只讨论了垂直激振力对减震器的影响，在水平方向上也存在类似的问题。可以得出结论，减震器的安装角度应大致遵循以下原则:（1）在两个句子中，如果减震器具有良好的隔振性能，则水平振动力主要被称为前后方向上下振动,，在减振器强度足够的条件下，同时，A0。这样，振动力使减震器在前、后、底剪切变形，并处于良好的隔振状态。 （2）当减震器强度差时，激振力使减震器前后效果、上下部分的效果相同。当水平方向和竖向方向上的激振力不同时，应根据实际情况提出优先原则。 (（3）对于形状系数F小于1的圆柱形减振器，形状系数对系统刚度的影响可以忽略，但形状系数对正应力的角系数和相对应力系数有很大影响，这是不容忽视的。这实际上是弯曲变形对阻尼器性能的影响。也就是说，在设计减振器时，强度计算不仅要计算剪切变形和拉伸和压缩变形，而且还要计算弯曲变形。 减震器的安装角度可选择在30度。3.1.4减振器阻尼系数的确定减振器阻尼系数。因悬架系统固有频率，所以理论上。减震器阻尼系数由于悬架系统固有频率，因此在理论上。事实上，减震器的阻尼系数应根据减震器的布置特性来确定。当我选择下面的安装形式时，阻尼系数为:： (3-5)图3-2 减振器的布置根据公式，可得出：满载时计算前悬刚度N/m代入数据得：=6.3HZ，取按满载计算有：簧上质量kg，代入数据得减振器的阻尼系数为：3.1.4最大卸荷力为了减小传递给车身的冲击力，当减震器活塞的冲击速度达到一定值时，减震器打开卸载阀。此时活塞的速度称为卸载速度:： (3-6)式中，为卸荷速度，一般为0.150.3m/s，A为车身振幅，取 ；为悬架振动固有频，卸载时，卸载速度一般为0.150.3M/s，A为车身的振幅。对于悬架振动的固有频率，减振器下臂与下臂的连接点与车身铰接体之间的距离为780mm。代入数据计算得卸荷速度为：符合在0.150.3m/s之间范围要求。根据伸张行程最大卸荷力公式：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为： 3.2工作缸的设计3.2.1工作缸直径D的计算根据伸张行程的最大卸荷力计算工作缸直径D为： (3-7)其中，工作缸最大压力，在3Mpa4Mpa,取=3Mpa； 连杆直径与工作缸直径比值，=0.30.35，取=0.32。代入计算得工作缸直径D为：由于减震器活塞在内筒内往复运动，内筒内表面需要光滑，无缺陷。因此，加工精度高，需要磨削加工。内缸需要直线度。一个特定的触角规用于测试，并要求触角穿过整个内筒。减震器内筒的两端分别与减震器底阀和导向器配合，因此应根据过渡配合进行设计。断面光滑，内部倒角，要求一定垂直度。表3-2 双筒式减振器最大外径尺寸工作缸直径最大外径2025273032364045506570储液缸最大外径3445464655586368788895防尘罩最大外径405456566770758090102110根据QC/T4911999 99更换标准（见表3-2），工作缸直径D圆至标准系列直径30mm，一次壁厚为2mm，材料选用20钢。储液罐的最大外径为46mm，防尘罩最大外径为56mm。根据实际需要设置工作行程和长度。针对减震器工作时侧向力和散热的需要,减振器的设计尺寸不宜过短。 3.2.2工作缸壁厚计算及校核液压缸的厚度一般是指缸体结构最薄部分的厚度。当筒壁厚度与内径D之比小于0.1时，称为薄壁圆筒。根据材料力学薄壁圆筒公式计算壁厚。公式如下: (3-7) 其中， 为实验压力，一般取最大工作压力的1.251.5倍； 为液压缸壁厚； D 为液压缸内径； 为缸筒材料的许用应力， (3-8)其中，n安全系数，一般取n=5；查阅GB69988 取=376MPa，所以计算得 所以取=2满足条件。在中低压液压系统中，由上炉排获得的液压缸壁的厚度往往很小。刚体的刚度不够。例如，切割过程的变形、液压缸的安装和变形导致液压缸的死或漏油。因此，一般不做计算，根据经验值，再核对。在确定气缸内径后，根据强度条件确定壁厚，然后计算气缸的外径。 。当厚度与d之比小于0.1时，称为薄壁圆筒的厚度校核，并根据材料力学薄壁圆筒公式计算。设计中所选用的圆筒壁厚为2，内径为30D。/ D=2 /30=0.066因为比值小于0.1，故取设计中的工作压力3MPa， 内径D 已知为30mm。设计的壁厚为2 ，符合强度要求。3.2.3 液压缸稳定性验算根据材料力学理论，当轴被压缩时，当轴的载荷超过稳定的临界力时，它失去原来的状态平衡，称为不稳定性。液压缸的稳定性条件 (3-9)式中，F为液压缸最大推力； 为液压缸的稳定临界力； 为稳定性安全系数，一般取24。液压缸稳定性的临界值与活塞杆和缸体的材料、长度、刚度以及两端的支承条件有关。 当10时要进行稳定性校核： (3-10) 为截面的惯性半径令为压杆的柔度 (3-11) 得 (3-12)其中，E为材料的弹性模量，取206GPa 为长度因数，此处取1 明显小于20#钢的许用力所以液压缸的稳定性符合要求。3.3 活塞总成的设计阻尼器的活塞总成通常由回收阀和循环阀组成。当阻尼器的活塞杆重新建立时，循环阀关闭，活塞上腔的油液通过活门塞孔流过阀孔和环形节流阀，流向活塞的下腔，以恢复节流阀的压力。恢复阻尼力；当活塞杆由阻尼器制成时，活塞杆被制成阻尼活塞杆。在压缩运动过程中，减震器活塞上的恢复阀关闭，油流通过流量阀进入活塞上腔，以便为下一次恢复运动做好补充油的准备。因此，活塞组件是减振器设计的重要部件之一，并决定减震器能否正常工作。3.3.1活塞体结构设计活塞体的阻尼器有多种形式，根据活塞孔形式的阻尼器，可分为直孔活塞体和斜孔活塞体，如图3-3A和B所示；根据活塞体是否与耐磨材料BuSHIN分开。g，它可分为耐磨衬套活塞体和非耐磨衬套活塞体，如图3-3所示的A和C；按活塞体的加工方法划分。用于粉末冶金铸造烧结活塞体和机加工活塞体，如图3-3B和C所示。图3-3 活塞体的结构形式 活塞的结构非常复杂，因此现在广泛应用于粉末冶金铸造工艺中。对于需要高精度的气门端口，需要进行精磨，而对于精度较低的零件，则不能进行加工，即不加。同时，减震器活塞的活塞在气缸内上下运动。为了减少摩擦磨损，通常采用耐磨材料的复合活塞体。耐磨衬套主要由聚四氟乙烯耐磨材料制成。3.3.2 活塞孔的设计减震器活塞孔一般包括两种，一种是恢复活塞孔，另一种是循环孔。（1）循环孔是为了保证减震器活塞的压缩运动，活塞的下腔中的流体可以及时循环到活塞的上腔。因此，活塞的直径一般设计得比较大,，个数比较多。（2）恢复活塞孔被设计成确保当活塞往复运动时，流过活塞上腔的油流经恢复活塞孔流向恢复阀。因此，恢复减振器的活塞孔的数量和直径对阻尼器的恢复特性有影响，特别是在阻尼器打开阀后的分段速度特性。当回收活塞孔直径较大且数量较多时，阀开启后阻尼器的分段速度特性相对较软；当活塞孔直径恢复小且数量少时，阻尼器的速度特性。阀门开度比价格更硬。减震器复位阀的旋塞阀直径一般为1.0mm、1.5mm、2.0mm、2.5mm和3.0mm。修复活堵孔的数量主要是2个孔、4个孔、6个孔和8个孔。因此，在设计减振器恢复活塞孔时，应根据初始阀开启后的减振器的节段特性设计。当打开阀后设计的减振器的速度特性为“软”时，恢复活塞孔的直径应大于或大于。当设计所需的减振器的速度特性高于阀打开后的阀的速度特性时，恢复的活塞孔的直径小于或小于。3.3.3 复原阀结构设计阻尼器回收阀由恢复阀阀体和活塞下端的回收节流阀板组成。因此，恢复体的结构和参数决定和影响阻尼器的恢复特性。恢复阀体的结构设计是一种减振装置减振器阀体设计中最重要的设计之一。复原阀体在结构设计和安装时应注意以下几点：（1）阀体的阀段需要光滑和光滑，并且应进行精细研磨，以确保当冲程被压缩时，油不通过阀和压缩阀。(2)复原阀的节流阀片安装中心销轴位置应比复原阀体的阀口端面低 ，其大小应与节流阀预变形量 设计值一致，即 =（3）回收阀的节流阀板一般为叠加阀片。叠加阀片的厚度和数量应根据叠加阀板的等效厚度分为叠加阀的厚度和数量安装，所有叠置节流阀的等效厚度应等于原始单节流阀片的设计厚度(4) （4）有规则节流孔的恢复阀通常为1件，必须安装在所有其它的叠加阀中面，也就是说，常规节流孔的回收阀靠近回收阀体。恒定节流孔的数量和宽度应由恒定节流调节孔的个数和宽度应与常通节流孔面积设计值相对应，其中，常通节流孔面积 为 式中， 是常通节流孔节流阀片的厚度； 为常通节流孔的宽度； 为常通节流孔的个数。(5)复原阀间隙调整垫片的外半径对减振器复原特性有重要影响，因此，应按照设计值选择复原阀间隙调整垫片的直径和厚度，同时，复原阀间隙调整垫圈一定要装配在复原阀叠加阀片与下限位挡圈之间，以保证复原阀片有足够的变形空间，并可防止在减振器复原速度高时节流阀片变形过大。(6)在紧固螺母时，应利用扭力扳手安装规定力矩进行紧固，以保证节流阀片的预变形量和叠加阀片切实压紧。3.3.4流通阀结构设计阻尼阀由活塞上端的流量阀口、流量阀块和上止挡环组成。当减震器的活塞被压缩时，循环阀打开，活塞下部腔室中的油液通过活塞循环孔和循环阀流向活塞的上腔室，以恢复减振器的油液，并且当SH时。改造了缸盖吸收器活塞，关闭了循环阀，减震器上端的流体仅通过回收阀流向下活塞腔，产生回收。节流阀压力和恢复阻尼力。为了保证减震器的特性和循环阀的正常可靠运行，在循环阀的设计中应考虑以下几个方面:：（1）活塞阀上端表面光滑光滑，需要精磨;；（2）在恢复减振器时，应使阀平滑，以确保油不流过循环阀，即保证了循环阀的密封;；（3）在阀板上安装一个上限环，限位环与阀板直径之间应有一定的间隙，同时限位环避免了阀板的过度变形，提高了阻尼器的使用寿命。3.3 减振器底阀总成的设计减震器底阀总成由减震器底部阀体、压缩阀和补偿阀组成。减震器补偿器阀由循环阀底部阀孔、循环阀口、循环阀片、循环复位弹簧和流量间隙调节垫片组成。减震器压缩机阀由压缩阀底部阀孔、压缩阀口、压缩阀、节流阀块、压缩阀叠加节流阀片和压缩阀限位垫片组成。底阀下限保持环和底阀铆钉销。当阻尼器的活塞杆被压缩时，补偿阀关闭，下活塞腔的油通过压缩阀的节流孔和压缩阀的环形节流间隙，流入阻尼储气罐以产生压缩节流阀。压力和压缩阻尼力。当阻尼器的活塞杆重新建立时，减震器底部阀上的压缩阀关闭，油液关闭。补偿阀进入活塞下腔，以补充和准备下一次压缩运动的油。因此，底阀总成是减振器设计的重要组成部分之一。它的结构决定了阻尼器能否正常工作和可靠地工作，以及它是否能满足阻尼器的特性。(1) 阀系总成中的关键结构参数(参照SCANIA活塞阀系进行选取) 节流片和调节片最大外径Ra=12.5mm，内径Rc=6mm； 节流片厚度h1=0.1mm； 阀开孔和活塞阀体形成的狭长狭缝节流间隙流量为L0.5mm;L=0.5mm； 阀体内外环台高度差1=0.1mm； 限位片内径Rxb=6mm，外径Rb=7.5mm； 活塞杆螺纹联接部分的直径d1=5mm； 活塞杆横截面积Ag=50.2mm2； 活塞缸内部空间的横截面积Ah=706.5mm2；(2)节流阀片参数的确定 vg=0.05m/s时流经活塞阀系的油液流量为 (3-13)vg=0.05m/s时，减振器的复原阻尼力值Fr=517，则此时活塞阀系的节流压差可认为是根据给定油液参数可确定在25度时，油的粘度为0.0224kgM-1S，油密度为832千克米-3。节流孔系数的初始值为k0.4。长狭缝的径向间隙已知为C=0.1mm。在给定0.05M/s的情况下，根据减震器的阻尼力值确定缺口的流动面积AC。节流阀对开阀前减振器阻尼力的影响非常小，因此有利于开阀前阻尼器的性能，因此认为节流阀和节流阀和活塞阀构成的活塞阀。在活塞阀系统中可考虑运动速度为0.05M/s，产生节流缝隙。是 (3-14)节流片槽口的个数n1=4，则流到的宽度为 m (3-15) 流道内油液的雷诺数为 (3-16)根据Re和C/L重新确定K值，得到K=0.32；将K值重新代入上面的公式计算得到 ， ，根据Re和C/L重新确定K值，得到K=0.29；将K值重新代入上面的公式计算得到， ，Re=21.7(3)节流片与调节片等效厚度的确定 vg=0.1m/s时流经活塞的油液流量为 (3-17)根据给定的恢复阻力速度曲线，可将0.1M/s视为阀门开启速度点。阀开阀的节流阻尼可被认为是狭缝形成的狭缝节流效应。节流孔系数的初始值为k0.4。忽略节流阀节流的影响,，则活塞阀系的节流压差为 (3-18)根据Re和C/L重新确定K值，得到K=0.41，因此迭代计算不需要继续进行。则可认为0.1m/s时减振器的阻尼力为 (3-19)在阀开孔处，在均匀分布的油载荷作用下，考虑了叠加阀板在外径Ra处的最大挠度。图3-4阀片支承与载荷特性在均布载荷p2作用下 (3-20) 求解上式可得挠度的通解表达式为 (3-21) 式中：fp为微分方程的特解， B1B4为由边界条件决定的常数。方程的边界条件为在r=Rb处 (3-22) 在r=Ra处 (3-23) 根据以上边界条件确定积分常数为， (3-24)其中 (3-25)，。 (3-26)可求得阀片的最大挠度为 (3-27)阀片的弯曲刚度： (3-28)其中，E为阀片的弹性模量，he为阀片的厚度。则 令 (3-29)则 (3-30) 易知 (3-31)由此可以确定叠加阀片的等效厚度为0.39mm。在选取阀片时参照下式进行选取 (3-32)(4)节流孔参数的确定开阀后各个速度点下叠加阀片的节流压差可以根据下式进行求解 (3-33)式中Kh为环形缝隙的节流系数，其确定方法参照长窄缝节流缝隙节流系数的确定方法。通过计算可以确定0.3m/s时叠加阀片产生的阻尼力Fr=1450N0.6m/s时叠加阀片产生的阻尼力Fr=11670N1m/s时叠加阀片产生的阻尼力Fr=1860N活塞节流孔的节流压差与油液流量之间的关系为 (3-34)Cq为流量系数，Cq=0.82。由此可以确定节流孔总的过流面积的计算公式为 (3-35)根据给定的0.3m/s,0.6m/s和1m/s时减振器的阻尼力值和计算得到叠加阀片节流阻尼力值，可以得到0.3m/s时=0.15 MPa，；0.6m/s时，=1.05 MPa；1m/s时=2.1 MPa根据各个速度点下的节流压差得到的节流孔总的过流面积分别为m2， m2 ， m2。为减小误差取 m2 (3-36)3.3.1 底阀结构的设计由于减振器底阀上端与内缸筒为过渡配合，因此，底阀上部应加工一定程度的配合部分；而底阀的下端与减振器外缸筒接触，且减振器活塞上、下运动时，内缸筒油液和外缸筒油液要流经底阀相互流动，因此，底部阀的底部应该设计成通过。活塞底阀的结构非常复杂，一般采用粉末冶金铸造工艺进行加工。对于高精度零件，加工精度不高的关键阀口位置,，则要进行精磨加工。3.3.2 压缩孔和补偿孔的设计减震器底阀设计有压缩孔和补偿孔。为了保证它们的正常运行，底阀设计有一个压缩阀孔和一个补偿阀孔。 (1)汽车减振器底阀上的压缩阀孔直径和孔个数 。大都是系列化设计，直径为1.0mm，1L.5mm和2.0mm，孔数为2孔、4孔、6孔。当开阀后阻尼器压缩行程的特性为“硬”时，压缩阀孔的直径一般较小，且数量相对较