汽车悬挂双向液压减震器结构分析与设计

I汽车悬挂双向液压减震器结构分析与设计摘要：根据现代人们对生活的舒适性的要求对减震器进行设计。首先，了解减震器的结构组成及工作原理后。根据公式对阻尼值和相对阻尼值进行计算及对其结构的计算。对减震器的其他部分进行了解分析计算。例如，对油封及液压油的选择。本文通过建立流体力学模型的方法。具体过程为选择一条理想减震器的标准阻尼特性曲线，再通过不断逼近标准阻尼特性曲线的方法，对伸张阀，压缩阀等阀系进行设计计算在以上的基础上，设计出整个减震器。并对主要部件进行强度校核计算。关键词：阻尼系数，相对阻尼系数，流体力学模型，标准阻尼特性曲线Acarstwo-wayhydraulicshockabsorberstructureanalysisanddesignAbstract:Accordingtotherequirementofthemodernpeoplescomfortablelife,shockabsorberhasbeendesigned.Firstofall,afterunderstandingthestructureandworkingprincipleofshockabsorber,bycalculatingdampingvalue,relativedampingvalueanditsstructureaccordingtotheformula,otherpartsoftheshockabsorberhavebeenanalyzedandcalculated.Forexample,theselectionofoilsealandhydraulicoil.Bythemeansofestablishingfluidmechanicsmodel,thespecificprocessistochooseanidealstandarddampingcharacteristiccurveforshockabsorber,thanbythemethodofloomingstandarddampingcharacteristiccurveandhadcalculationanddesignforvalvesystemsuchasreboundvalveandcompressionvalvetodesignthewholeshockabsorberandtocheckthemainparts.Keywords:dampingcoefficient,relativedampingcoefficient,fluidmechanicsmodel,standarddampingcharacteristicscurve太原工业学院毕业设计II目录1前言.11.1本课题设计的目的及意义.11.2减振器发展及分类.11.3设计的主要研究内容.22.1相对阻尼系数和阻尼系数的确定.32.1.1悬架静挠度的计算.32.1.2相对阻尼系数的选择.32.1.3减振器阻尼系数的确定.52.2最大卸荷力0F的确定.62.3导向座宽度和活塞宽度的设计计算.63.1减震器油封设计.83.2O型橡胶密封圈.83.3弹簧片和减振器油的选择.83.3.1弹簧片的选择.83.3.2减振器油的选择.94.1减震器各阀系流体力学模型的建立.104.1.1伸张行程流体力学模型的建立.104.1.2压缩行程流体力学模型的建立.134.2.1伸张阀模型的建立.154.2.2流通阀模型的建立.164.2.3压缩阀模型的建立.174.2.4补偿阀的力学模型.194.3减震器阻尼阀阀片的挠曲变形模型.204.4阀系的设计.214.4.1阻尼阀的开启程度对减震器特性的影响.214.4.2减震器的理想特性曲线的确定.224.4.3阀系各结构参数的确定.24太原工业学院毕业设计III5.1强度校核.315.2稳定性的校核.316结论与展望.33参考文献.34致谢.35太原工业学院毕业设计11前言1.1本课题设计的目的及意义社会不断发展，人们对汽车的舒适性要求也在不断地改变。包括有汽车的舒适性、经济性、制动性、良好的操作性、稳定性、通过性等性能的要求。减震器是安装在车体与负重轮之间的一个阻尼元件，其作用是衰减车体的振动并阻止共振情况下车体振幅的无限增大，能减小车体振动的振幅和振动次数，和悬架与驾驶室对人的舒适性因而能延长弹性元件的疲劳寿命和提高人乘车的舒适性1。工作条件的不一样，对减振器的性能及强度要求不同。不同的道路情况，不同的天气情况，在不同的地区都有着很大的区别。人们对生活质量的要求不断地提高，所以对代步工具车的舒适性的要求也就不言而喻，我们要对应我国的路面情况进行研究设计。1.2减振器发展及分类悬架系统中用的最多的减震器是充有液态流体的液压减震器且在压缩和伸张过程都起作用的减震器称为双向减震器。汽车行驶在有震动的路面上时，减震器内液态流体被活塞推动流经阻尼孔液压油的粘性形成摩擦擦产生了振动阻力，将振动能量转变为热能，通过介质的传播散发到大气，达到迅速衰减震动的目的。筒式减震器工作压力仅在2.55MPa，由于它的工作性能稳定所以在现代的汽车上得道广泛的应用。减震器的阻尼力越大，振动消除得越快，但却使并联的弹性元件的作用不能充分发挥；还可能导致连接件及车架损坏2。通常伸张行程时所需要的阻尼力远远大于压缩行程时所需要的阻尼力，所以伸张阀弹簧预紧力也要远远大于压缩阀的预紧力。这样可确保悬架在压缩过程时，减震器的阻尼力可以小于伸张过程；在伸张过程中，减震器的阻尼力大于压缩过程，以便迅速把震动减掉。下面简单介绍几种比较先进的减震器：1.磁悬浮式减震器。磁悬浮减震器的弹性介质是两块同极相对的高强度永久磁铁。两磁铁间的排斥力即为减震器的弹性力，它随着两磁铁间的距离减小而增大。它太原工业学院毕业设计2具有很好的非线性刚度特性，而且可根据负载自动调整弹簧刚度特性及车身高度，能进一步改善汽车的行驶平顺性；这就要求减震弹簧的小变形时较软，而大变形时较硬，具有非线性刚度特性。另外，由于汽车的负载在每次行驶都不相同，车上的水平负载分布不同，这会使车身高度，水平度发生变化。虽然现在有很多弹簧都能满足这些要求，但是磁悬浮减震器的技术要求比油气弹簧低，维护方便，耐用，这是油气弹簧所不及的3。2.橡胶减震器。采用橡胶作为消除振动和冲击，迄今至少已有很多年的历史了，它的作用是可以得到肯定的。橡胶减震器所采用的弹性材料减震橡胶，属于高分子聚合材料，具有特殊的性能，由于软长的链状分子的排列结构，使得不需要很复杂的形状就能获得优良的弹性性能。橡胶减震器是通过橡胶物体的物理变形来吸收冲击振动的，技术上比较成熟4。现代汽车减震器中广泛采用的双向液压减震器。作用原理是，当车架与车身作往复震动时，减震器缸筒内的活塞也是往复运动的，于是减震器工作缸内油液便反复地从一个内腔通过一些窄小的空隙流入另一内腔，孔径与液压油的摩擦及液压油的粘度形成了阻尼力，使车身和车架的振动能量转化为热能，通过与空气接触被吸收，然后散到大气中。1.3设计的主要研究内容本文的设计满足的要求，具体是：一是满足现代人对舒适性的要求；二能保证有足够的使用寿命；三是在使用期间保证不过多震动和可操控性。在减振器中，流通阀和补偿阀是单向阀，它们的弹力很小。当阀上的油压作用力同向时，有一点的压力，阀便自行开启；而卸载阀包括压缩阀和伸张阀，它们的弹力很大，只有当油压大于弹簧上的预紧力时，阀才能开启；而当油压下降到小于预紧力时，阀即自行关闭。根据对工作要求的不同，各阀系设计计算和装配都有所不同。太原工业学院毕业设计32.减震器阻尼值计算和机械结构设计2.1相对阻尼系数和阻尼系数的确定2.1.1悬架静挠度的计算系统的固有振动频率f：12kfmk-汽车前悬架刚度N/mm;m-汽车前悬架簧上质量kgf-汽车前悬架偏频Hz人体固有频率为11.6Hz，可以取f=1.5Hz簧上质量m=1200kg根据以上可知k1080022.1.2相对阻尼系数的选择减振器在伸张和压缩阀工作前，阻力F与减振器活塞振动速度v之间的关系vF(2.1)式中，为减振器阻尼系数。图1）示出减振器的阻力速度特性图。该图要展示的的意图：阻力速度特性压缩与伸张行程总共由4段相近线段组成，其中压缩行程和伸张行程的阻力速度特性各占两段；各段特性线的斜率是减振器的阻尼系数vF/，所以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前的阻尼系数而言。通常压缩行程的阻尼系数YYYvF/与伸张行程的阻尼系数SSSvF/不等。太原工业学院毕业设计41）阻力一位移特性2)阻力一速度特性图21减振器的特性汽车悬架有阻尼后，簧上质量振动是周期衰减振动，用相对阻尼系数的大小来判断振动衰减的快慢程度。的表达式为scm2(2.2)式中，c为悬架系统垂直刚度；sm为簧上质量。式(22)表明，相对阻尼系数的物理意义是：减振器的阻尼作用在和不同刚度c与不同簧上质量sm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，同时又能把较大的路面冲击力传送到车身上；值小则正好相反。通常情况，将压缩行程时相对阻尼系数Y取得小些，伸张行程时相对阻尼系数S要取得大些。两者之间保持Y(0.250.50)S的关系。在设计时，先选取Y与S的平均值。对于没有内摩擦的弹性元件悬架，取0.250.35；对于有内摩擦的弹性元件悬架，值取小些。对于行驶在路面条件较太原工业学院毕业设计5差的汽车，值应取大些，一般取S0.3；为了避免悬架碰撞车架，取Y0.5S。根据以上所述：取S0.36Y0.5S0.50.360.180.272.1.3减振器阻尼系数的确定减振器阻尼系数cm2。因悬架系统固有振动频率smc/，所以理论上sm2。实际上减振器的阻尼系数跟其本身的分布特点有关，例如，减震器有以下安装方法如图22a、b、c三种安装时，防止横向纵向力过大损坏减震器选择如图213b所示安装。减振器阻尼系数用下式计算图22减振器安装位置22b所示安装时，减振器的阻尼系数占用下式计算222cos2anms(2.3)式中，a为减振器轴线与铅垂线之间的夹角。然而，cm20.27阻尼系数：2s2cm20.321080012002304太原工业学院毕业设计6伸张阻尼系数：2s2cm20.51080012003600ss2.2最大卸荷力0F的确定为减小传到车身上的冲击力，减振器打开卸荷。此时的活塞速度称为卸荷速度xv。在减振器安装如图22b所示时naAvx/cos(2.4)式中，xv为卸载速度，一般为0.150.30m/s；A为车身振幅，取40mm，为悬架振动固有频率。如已知伸张行程时的阻尼系数S，载伸张行程的最大卸荷力xSvF0。伸张行程的最大卸荷力：0F36000.259002826sxvN压缩行程的最大卸荷力：yF791.28yxvN2.3导向座宽度和活塞宽度的设计计算如若导向长度太小，这样液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，降低液压缸的可用性，减震器在不平的路面振动工作时，活塞杆与导向座之间是相对滑动的。在导向做内应有衬套，可以减少活塞杆的摩擦的同时也使活塞杆滑动轻便。活塞的宽度F，一般取F（0.61.0）D;缸盖滑动支承面的长度1l,根据液压缸内径D而定：太原工业学院毕业设计7当D80mm时，取1l（0.61.0）D；所以：导向座的长度：1l0.64024mm活塞宽度：F0.64024mm太原工业学院毕业设计83.减震器其他部件的设计3.1减震器油封设计1.油封设计：本文设计的油封，是指对液压油的密封。它的作用是隔离工作腔和外界的联系，对内防止液压油外流和保证压强，对外防止尘埃进入工作腔5。油封的工作条件为：工作压力0.3Mpa；密封线速度，低速型小于4m/s，高速型为45m/s；工作温度-60150（与橡胶种类有关）；适用介质：油、水及弱腐蚀性液体，寿命12000h.查询机械设计手册可知，可以选择的密封材料是丁腈橡胶；安装形式粘接结构，粘接结构是橡胶部分和金属骨架分别加工制造，再用胶粘接在一起成为外露骨架型。制造简单，价格便宜。3.2O型橡胶密封圈O形橡胶密封圈具有良好的密封性，它是一种压缩性密封件，同时又具有自封能力。所以使用范围很宽，密封的压力范围从1.33510Pa的真空到400Mpa的高压（动密封可达35Mpa）6。使用不同材料的O形圈，可以分别满足各种介质和运转条件的要求。本文是选用了代号：M45-B1d44.19mm材料：丁青橡胶（适用介质：矿物质，汽油、笨，静止时的温度范围：-30200）3.3弹簧片和减振器油的选择3.3.1弹簧片的选择1.选择的弹簧片材料是合金弹簧钢，它的特点是具有很高的弹性强度。合金弹簧钢一般用于制造截面尺寸较大，承受较重载荷的弹簧和各种弹性零件，也用于制造具有一定耐磨性的零件。选择钢号：60Si2Mn热处理：用温度为870C煤油淬火，回太原工业学院毕业设计9火的温度是480C，这种钢使用于制造R10R12.5的弹簧，工作温度低于300C.2.选择标准弹簧片尺寸：1）蝶形流通阀所选：系列A，=31.5mm,d=16.3mm,t=1.75mm,00.7hmm,02.45Hmm;2)补偿阀蝶形弹簧片：系列A，=10mm,d=5.2mm,t=0.5mm,00.25hmm,00.75Hmm.结构图如34图34蝶形弹簧片结构简图注：在选出这两片弹簧片后，可以在弹簧片上加通孔，可以保证液压油快速流通。3.3.2减振器油的选择选用液压油应考虑很多因素:如温度、湿度、空气的清洁度等，选择的油液黏度一定要适中,不能随温度变化而有过大的变化:黏度太大会造成系统压力损失大,系统效率降低。要有好的润滑减少磨损。并能使各运动部件动作灵敏。如环境温度高则选用粘度大的液压油，加注液压油时一定要通过过滤器,并在干燥、洁净的环境中进行7。根据以上的要求，选择了由上海海联润滑材料有限公司生产的HRI28减振器油，密度311001400/kgm，体积弹性模量312.6510KMpa。太原工业学院毕业设计104.减震器阀系设计4.1减震器各阀系流体力学模型的建立对减震器内部的具体结构形式和液压油流动方式建立模型进行分析，可以把减震器分为3个封闭区域，并可以假设这3个封闭区域之间的状态是连续的，状态参数也没有变化，忽略库伦摩擦力及瞬态液动力。4.1.1伸张行程流体力学模型的建立(a)(b)图4-1阻尼状态下的工作原理图如图4-1（a)伸张行程产生阻尼作用可以有两种方式，一种方式是活塞上的常通太原工业学院毕业设计11孔液态流体的流动产生。第二种是伸张阀阀片节流产生。因此要分析伸张行程的工作情况要有开阀前和开阀后两种不同的工作状态进行考虑。设工作缸活塞以相对速度Va向上运动，则工作缸上油腔排出的工作液的流量为：().sphgaQAAV（4.1.0）式中：21.4hhAd，21.4ggAd31.25610hA，30.25410gAhA减震器活塞的截面积；gA活塞杆的截面积；hd活塞外径；gd活塞杆外径；由减震器的结构特点和工作原理可知：减震器伸张行程时，活塞相对于工作缸向上运动，活塞杆处于受拉状态，而流通阀是单向阀，此时关闭，见图4-1。伸张阀开阀前：伸张阀还没打开，则由工作缸的上油腔流入下油腔的液压油流量表达式为：1212().sdkPPQCAPo（4.1.1）dC流量系数；1kA活塞上的常通孔节流面积；1P上油腔油压；2P下油腔油压；0P储油腔油压。伸张阀开阀后：当伸张阀打开，则上油腔排出的减震液体积流量表达式为：121212()2().sdsdkPPPPQCACAPoPo（4.1.2）太原工业学院毕业设计12由储油腔流到下油腔的流量:.cxgrQAV通过补偿阀的流量：122().BdBPPQCAPo（4.1.3）BA补偿阀的节流面积；根据流量连续性定理：,xpscxBQQQQ（4.1.4）设d2K=CPo，根据（4.1.2）、（4.1.3）、（4.1.4）下油腔的压力：220().grBAVPPKA（4.1.5）根据（4.1.3）、（4.1.4）、（4.1.5）上油腔的压力：开阀前：2221221()().hgrgrkgAAVAVPKAKA（4.1.6）开阀后：2221221()().().hgrgrksgAAVAVPKAAKA（4.1.7）减震器伸张行程所产生的阻尼力为：12()shghFPAAPA（4.1.8）减振器伸张过程伸张阀起主要作用所以阻尼性能大于补偿阀的阻尼性能，补偿阀只起到补充下油腔油液的作用。太原工业学院毕业设计13则由（4.1.4）、（4.1.6）、（4.1.7）得开阀前伸张行程阻尼力为：2220221()().hgrgrsqghkgAAVAVFAPAKAKA（4.1.9）由（4.1.5）、（4.1.6）、（4.1.7）得开阀后伸张行程阻尼力为：2220221()().().hgrgrshghksgAAVAVFAPAKAAKA（4.2.0）从以上的数学模型可以得出，在该工作情况下，减震器在开阀前的伸张行程时起主要作用的与活塞上通孔的面积的大小有关，开阀后不仅与活塞上通孔的面积有关还与伸张阀阀片组的开度有关，即此时伸张阀在减震器这个过程中起主要作用，补偿阀只起到补充油液的作用。4.1.2压缩行程流体力学模型的建立如图4-8(b)所示减震器处于压缩行程的时候，这时候的活塞杆处于受压状态。下油腔的液压油通过流通阀流入上油腔同时通过压缩阀流入工作缸，这两个阀在压缩行程是的节流作用就是减震器在压缩行程的阻尼力。由于压缩阀开阀前后的流量变化非常明显，所以在分析时与伸张阀分析相同都要分开阀前和开阀后两种工作状态进行讨论8。工作缸内活塞以相对速度Va向下运动，从下油腔回到工作缸内的流量为：.xcgaQAV（4.2.1）从下油腔流到上油腔的流量：().xsgaQAAV（4.2.2）此时流通阀开启，通过流通阀的流量：21.llQKAPP（4.2.3）lA流通阀的节流面积；太原工业学院毕业设计14通过活塞常通孔的流量为：1121.kkQKAPP（4.2.4）压缩阀开阀前：油液经由底阀的流量为：220.ykQKAPP（4.2.5）2kA底阀上常通孔节流面积；压缩阀开阀后：压缩阀开启，则油液经由底阀的流量为：20220.yykQKAPPKAPP（4.2.6）yA压缩阀的节流面积；流量连续性定理：1,xcyxsklQQQQQ（4.2.7）由式（4.2.4）、（4.2.5）、（4.2.7）可得开阀前下油腔压力：222.grkAVPKA（4.2.8）由式（4.2.2）、（4.2.6）、（4.2.7）可得开阀后下油腔的压力：222.()grkyAVPKAA（4.2.9）减震器在压缩行程过程产生的阻尼力为：2102120()()()shhgghggFPAPAAPAPPAAPPA（4.3.0）则由式（4.2.4）、（4.2.8）、（4.3.0）可得开阀前压缩行程阻尼力为：3232222212().().hgrgryqklkAAVAVFKAAKA（4.3.1）由式（4.2.4）、（4.2.9）、（4.3.0）得开阀后压缩行程阻尼力为：太原工业学院毕业设计153232222212().().()hgrgryqklkyAAVAVFKAAKAA（4.3.2）从以上的数学模型可知，减震器在开阀前的压缩行程与活塞上通孔、流通阀、底阀常通孔有关，开阀后又加上与压缩阀阀片组的开度有关，即此时压缩阀在减震器中起主要作用，流通阀只对上下油腔的压差变化起到主要作用。4.2各阀系模型的建立减震器阻力特性的好坏能决定汽车悬架性能的主要参数，是汽车动力学所确定的悬架系统特征参数的重要组成部分。减震器本体结构主是要指除减震器上下连接件之外的总称部分。减震器的性能，在结构上主要就是由这些阀系的合理设计和必要的制造精度来保证的。4.2.1伸张阀模型的建立4.2.1.1伸张阀的结构和工作原理如图4-2所示伸张阀总成主要包括伸张阀阀片和阀座等零件。带缺口伸张阀的阀片压在伸张阀座的底部，当伸张阀上下的压差比较低时，无法推动伸张阀片组，油液只能通过第一个伸张阀阀片的缺口（活塞上常通孔）流出，在这一过程中压差变化较大，此时油液就是主要通过常通孔节流产生阻尼；当压差增大到某一值时，使伸张阀阀片组由于挠曲变形产生环形间隙，从而增大了伸张阀阀口的开度，在这一过程中压差会缓慢变化，此时油液就是通过伸张阀阀片挠曲变形产生的环形间隙和常通孔节流共同产生阻尼。太原工业学院毕业设计16图42活塞总成4.2.1.2伸张阀的力学模型以一个伸张阀阀片为研究对象，其受力模型可简化为如图43所示。即；内边缘固定加紧、受均布载荷q作用的弹性圆环薄板，其中1212,qpppp、分别为活塞上下油腔的压力9。图43伸张阀阀片受力模型4.2.2流通阀模型的建立4.2.2.1流通阀的结构和工作原理如图44所示，流通阀是一个阀片和该阀片上的弹簧压片组成。作用是活塞向下运动太原工业学院毕业设计17时油液由下油腔流到上油腔保证压缩行程的阻尼，当下油腔的油压大于上油腔时，流通阀开启，产生节流作用。4.2.2.2流通阀的力学模型开阀时的通流面积：2()lAabx（4.3.3）x流通阀阀片上弹簧压片的压缩量如图4-4所示，2212()()pLLFppabKxFLLMN（4.3.4）LK弹簧压片的刚度，LF弹簧压紧力，pF油压力，LM阀片质量，LN阀座支持力图44流通阀的受力模型流通阀上的弹簧压紧力很小，所以流通阀是一个单向阀，只在活塞压缩行程时起作用，当流通阀打开，流体通过的面积LA为活塞阀体外环的n个阻尼小孔的通流面积，即流通阀打开后可以看作是n个薄壁阻尼小孔产生阻尼。4.2.3压缩阀模型的建立4.2.3.1压缩阀的结构和工作原理太原工业学院毕业设计18图45底阀总成如图压缩阀总成主要包括压缩阀阀片组及阀座等零件。其工作情况与伸张阀基本相同。压差较小压缩阀阀片关闭，油液流过常通孔产生阻尼作用；当上下压差大于压力时，压缩阀阀片被顶起，油液通过压常通孔和压缩阀阀片挠曲变形产生的环形间隙节流共同产生阻尼。4.2.3.2压缩阀力学模型的建立图46压缩阀阀片的受力模型如图46所示，压缩阀的力学模型与伸张阀一样（只是各参数有所不同），即；内边缘固定加紧、受均布载荷q作用的弹性圆环薄板，其中10qpp0p.1p分别为活塞储油腔、下油腔的压力9。太原工业学院毕业设计194.2.4补偿阀的力学模型4.2.4.1补偿阀的结构和工作原理如图47所示，补偿阀也是一个单向阀，其作用是当活塞向上移动时由伸张阀流入下油缸的压力不足，此时补偿阀打开保证工作缸内的液压油能补充到下油缸内产生阻尼。4.2.4.2补偿阀的力学模型补偿阀的力学模型与流通阀一样（只是各参数加以改变）开阀时的通流面积：2()bAabx（4.3.5）x流通阀阀片上弹簧压片的压缩量如图47所示，2202()()pBBFPPabKxFBBMN（4.3.6）BF补偿阀的弹簧力，x弹性阀片的弹性变形量，BK弹簧压片的刚度，BF弹簧力，pF油压力，BM阀片质量，BN阀座支持力图47补偿阀阀片的受力模型补偿阀是一个单向阀它的弹簧预紧力很小。当活塞向上运动补偿阀完全开启时通太原工业学院毕业设计20流面积bA为底阀阀体内圈的n个阻尼小孔的通流面积，即开阀后可以看作是n个薄壁阻尼小孔起节流作用。4.3减震器阻尼阀阀片的挠曲变形模型圆环薄板的vonKrmn方程的简化形式为：2222()()()dyyySyyydy22221()()2dySyydy（4.3.7）式中：,baaba为圆环薄板的外径和内径；22rya，()dWyydy，23(1)Wvh23()3(1)raNSyvyEh22243(1)3(1)()4yavvRyRaqdyEhy为材料的泊松比，E为弹性模量；h为薄板的厚度；为薄板的挠度r为径向坐标，q为薄板上作用的分布载荷；rN为薄板的径向薄膜张力。圆环薄板对应的边界条件为：:()()1aaadyayydy()()1aaaudSySyudy111:()()1dyyydy（4.3.8）11()()1udSySyudy太原工业学院毕业设计21式中：221krvD，121uEhvk，3212(1)EhDv1K、2K为边界处的径向刚度和弯曲刚度。可以用MATLAB来得到内边缘固定夹紧的圆环薄板二阶摄动解的方程为：432224384.579.55().3(1)(1)3(1)4wwqavvvhhEh（4.3.9）由以上方程可见，挠曲变形w是均布载荷q的函数，既：w=f(q)。由于伸张阀和压缩阀都是由n个阀片组成，则阀片组的挠曲变形方程导出为：432224384.579.55().3(1)(1)3(1)4wwpavvvhhnEh（4.4.0）4.4阀系的设计4.4.1阻尼阀的开启程度对减震器特性的影响减震器阻尼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。如图48所示，以伸张阀为例，开启程度对减震器特性的影响。太原工业学院毕业设计22图48阀的开启程度对减振器特性影响示意图图中曲线A所示为给定的伸张阀常通孔1kA通道下阻尼力F与液压油速度rV的关系，B表示伸张阀的阀门通道sA，当伸张阀的阀门sA逐渐打开时，可获得曲线1kA与曲线1ksAA间的过度特性当不断改变1kA的孔径和sA的逐渐开启量，可以任意得到伸张行程的特性曲线。压缩阀的开启程度对减振器特性的影响与伸张阀相同。选择合适的底阀常通孔2kA的孔径和压缩阀的阀门yA的逐渐开启量，也可以获得任何给定的压缩行程的特性曲线。4.4.2减震器的理想特性曲线的确定减震器有以下的典型特性曲线，如图以下所示。(a)为斜率递增型、(b)为等斜率（线性的）、(c)为斜率递减型。根据所用的车型及道路的使用情况,选择第3种阻尼力特性，有利于提高车轮的接地性能使用性能和可操纵性。太原工业学院毕业设计23图49典型的减振器特性影响示意图本设计选择活塞行程S201mm温度t是在-10C120C之间，关于开阀速度的说明：我国“QC/T4911999”标准并没有采用先进国家普遍采用的规范限值，而是保持原“74”标准采用的0.52m/s的中速定义限值。而“85”标准当时采用0.52m/s来定义减震器阻力，强调的是外特性开阀点之后的中速，来保持较高阻尼的检测规范，以保证在中国条件下，通常道路条件较差，一般需要较重阻尼的需要10。故本文采用的开阀速度是0.25m/s，,伸张行程的开阀力为1200N，压缩行程的开阀力300N。拟定了趋势性的经验设计曲线，即理想阻力特性曲线，为优化各阻尼孔的尺寸及阀片的个数提供依据。太原工业学院毕业设计24图410理想阻尼特性曲线在设计阀系时候，用了逼近理想曲线方法，使理论特性曲线向理想曲线不断的逼近。已知参数如下：0.60.61dC，3=1200kg/m,321.25610hAm,-32=0.25410mgA,2.0.0245dKCPo，600.110PPa4.4.3阀系各结构参数的确定4.4.3.1活塞常通孔（1kA）、流通阀的流通面积（lA）及阻尼孔（zA）的设计计算伸张行程开阀前理论的阻力特性：20221()()rhggrsqBhkBVAAAVFAPAKAKA（4.4.1）根据图410所示可得到理想特性：太原工业学院毕业设计25F4800rV（4.4.2）设100.25()maxrsqVfVFF（4.4.3）1）设计变量为1kA、BA2）目标函数：由（4.4.1）、（4.4.2）、（4.4.3）目标函可以化简为：65212200.2511.68102.7310()minmax()125.67267rrrVkBfVVVAA（4.4.4）3）约束条件：为防止悬架减震器在高频激振条件下出现外特性呈现双向空程畸变，要保证伸张行程内特性连续，确保补偿阀要响应好，供油足。根据液流连续原理和减震器伸张行程的液力计算，伸张阀和补偿阀在结构设计和工艺设计上需保持如下的工程近似制约关系：02().gfshgAPAfAAP（4.4.5）式中sf伸张阀的最大通流面积；fP减震器的最大复原阻力为2826N。视减震器活塞杆的速度为rV=1m/s时为工作极限点9.则此时的忽略了大气压）补偿阀的最大通流面积要小于其预留空间。2242(0.0360.028)4.0192104BAms.t544.636104.019210BA10kA由0.25/rVms，0sqFF代入4.4.4式6217.1810kAm取6217.0710kAm太原工业学院毕业设计264）求解结果：活塞常通孔总面积：6217.0710kAm，个数：n9，半径R0.5mm；补偿阀孔：528.610BAm，n=8,R=1.85mm伸张阀孔总面积：52max2.4410sAm，n=8,R=1mm图4111kA，BA仿真曲线4.4.3.2伸张阀所需要的阀片的个数（n）及阀片的厚度（h）设计优化计算伸张行程开阀后理论阻力特性：2320221()()rhggrsqghksBVAAAVFAPAKAAKA（4.4.6）理想状态的阻力特性：1320840rFV（4.4.7）太原工业学院毕业设计27式（4.4.6）中：2sAa，为运用大挠曲理论求得的伸张阀片外边缘挠曲变形，其方程如下：43222124()384.579.55().3(1)(1)3(1)4PPwwvvvhhnEh（4.4.8）式（4.4.8）中=0.3,E=2.06510MP,22/0.1837ba,a=0.018mm,b=0.006mm代入后可推导出理论的2rsVA关系：221197212()()(1.59106.5910610)ssrkssAnfAVAAAnh（4.4.9）根据理想的特性曲线411，推导出理想的2rsVA关系方程，如下式：2222()(0.001730.11320.2903)srssfAVAA（4.5.0）设63120810()maxsssAfAfAfA1）设计变量n、h2）目标函数：3min()sfA3）约束条件：由于弹性薄板大挠曲变形更接近阻尼阀片的实际工作，双筒液压减震器环形阀片有时所受的压力会很大，挠曲变形与薄片厚度的比值会超过五分之一，尤其在高压阶段6。s.t.n=1,2,.4)经过求解得到结果：n=8,h=0.413mm4.4.3.3压缩阀的底阀常通孔的通流面积(2kA)及流通阀的通流面积(1A)优化设计压缩行程开阀前理论阻力特性：.太原工业学院毕业设计28223322212()rhggryqklkVAAAVFKAAKA（4.5.1）其理想状态的阻力特性：1200rFV（4.5.2）1）设计变量为2kA，1A2）目标函数：6824220.250121.676102.7310()minmax()1200()rrrVklkfVVVAAA3)约束条件：为防止悬架减震器在高频激振条件下出现外特性呈现双向空程畸变，其中的另一方面要保证压缩行程内特性连续流通阀要响应好供油足，压缩阀开度不能过大。根据减震器内特性的液力计算，实施内特性的常通孔或阀结构需保持如下的工程近似制约关系9：2gklhgAAAAA（4.5.3）流通阀的最大通流面积要小于其预留空间，即2242(0.0360.028)4.0192104lAms.t200.25klAA404.019210lA3）求解结果：流通阀孔总面积：522.2610lAmn=12,R=0.77mm压缩阀座常通孔总面积：6223.4510kAm,n=5,R=0.5mm太原工业学院毕业设计29图4122,lkAA仿真曲线4.4.3.4压缩阀的阀片所需的数量（n）和阀片应有的厚度（h）设计优化计算开阀后压缩行程理论阻尼特性为：2332222212()()()rhggryhklkyVAAAVFKAAKAA（4.5.4）其理想状态的阻力特性：2000200rFV（4.5.5）式（4.5.4）中：2,yAa为运用大挠曲理论求得的伸张阀片外边缘挠曲变形，其方程如下9：432224384.579.55().3(1)(1)3(1)4wwqavvvhhEh（4.5.6）式（4.5.6）中=0.3,E=2.06510MP,22/0.037ba,a=0.013mm,b=0.0025mm太原工业学院毕业设计30代入后可推导出理论的2rsVA关系：23223532118().()1.496101.44210/8.8210kyyryyAAnhfAVAAh（4.5.7）由标准特性曲线411，推导出理想的2rsVA关系方程，可得出下式：242()6.817100.1307yryfAVA（4.5.8）设651205.110()maxyyyAfAfAfA1）设计变量n、h2）目标函数：5min()yfA4）约束条件：s.tn=1，2，3.。0h44.2510m4)求解结果：n=4,h=0.41,52max2.5210yAm曲变形计算、阀系的设计计算等。太原工业学院毕业设计315活塞杆的强度校核5.1强度校核活塞杆材料选用45钢，取=p,而p=280,=7.9g/cm3,E=210910Pa,有如下关系：（5.1）一般设计时加速度a=(13)g，取a=2g，maxsP2826N，M1200/4300（Kg）2min(0.018)4A代入（21）式得46.5Mpa5.2稳定性的校核在减震器的压缩行程时，工作缸的活塞杆被压缩。所以要校该减震器在一定条件下压杆的稳定性。将减震器简化为两端铰支杆，等效长度系数=1，对于危险段，gd0.018，有效长度L=120mm，22916120106528010pE144.67/4llid1满足欧拉公式的使用条件，再根据欧拉公式：太原工业学院毕业设计32229442212010(0.018)/643.0100.201crEP而最大的压力