资料全套-轮椅减震装置设计-减振装置设计【7张CAD图纸】
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第1章 绪论1.1 选题的目的和意义轮椅是病人康复的重要工具，它不仅是肢体伤残者的代步工具，更重要的是使他们借助于轮椅进行身体锻炼和参与社会活动。普通轮椅一般由轮椅架、车轮、刹车装置及座靠四部分组成。许多行动不便者在解决移动能力障碍时，最直接使用的工具便是轮椅。根据我国统计部门统计，截止到2006年4月1号，全国现有各类残疾人总数约8296万人，占总人口数的比例为6.34%，而属于肢体残疾的占总残疾人数的比例为29.07%，人数达到2412万。与1987年第一次全国残疾人抽样调查统计数据可以看出，肢体残疾人数略有所增加。2005年底，中国60岁以上老年人口1.44亿，占总人口的比例达11%。现在我国60岁以上老年人口每年以3%的速度递增。在60岁以上的老年人口中，有相当一部分老年人在日常生活和工作中，在疾病治疗和康复过程中，都需要借助使用轮椅。这对于家庭生计、社会成本与国家经济均会造成严重的影响，不可轻视。对于青壮年的肢体障碍患者而言，轮椅可使他们重新返回职场，以改善家庭生计和降低社会负担；对于行动不便的高龄老人或出现重度神经肌肉萎缩的患者而言，轮椅是他们走出户外的最佳辅具，不但能改善他（她）们的精神生活，而且在心灵层面上更得到慰藉。随着我国人口老龄化速度越来越快。老人因疾病或衰老，需要轮椅来辅助行走。但是目前城市人行道上都铺设了各种尺寸的地砖，加上凹凸不平的盲道，使得轮椅在行驶时受到来自路面的高频激振，严重影响乘坐的舒适性。所以，需要一种研究针对人行道路面激励的减振装置。而根据我国的国情，老人和残疾人的收入相对较低，所以轮椅减振机构的结构要尽可能地简单，以使轮椅的价格便宜。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，双作用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和General Motors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Autocad软件的辅助，设计一种用于老年人轮椅并且符合技术要求，具有良好经济性与实用性的双筒液压式减振器。通过大量的社会实际调查研究和图书馆查阅资料，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企业的产品，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，并且将生产成本降到最低。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。轮椅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，但现在已经很少采用这类减振器。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。所以我选择筒式减振器。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。我选择双筒式液力减振器。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，为改善轮椅行驶平顺性，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。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。双向作用筒式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。（2-1）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，所以在各个工况 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，得出双筒式液压减震器功能上的优点和缺点，为后文的设计计算做好基础。 第3章 轮椅减振器示功特性分析3.1 建立模型3.1.1轮椅减震器的动力学模型把道路不平假定为按正弦曲线的变化形式,并且只考虑垂直方向的运动，这样就可以简化模型，MJ试验台通过提供简谐运动模拟实际路况。MJ的动力学模型可简化为一个单自由度的二阶受迫振动，即： （2-1）其中m为质量，单位kg, c为阻尼系数，k为弹性系数。图2-1 路况简化图3.1.2轮椅减震器示功图测试模型由于示功图测试主要是测试减震器液压阻尼所吸收的能量，可对（2-1）式作进一步的简化。规定测试时不装缓冲弹簧，即上式中的k=0，得： （2-2）上式中的m为随减震器一起移动的质量，在示功图测试中，由于传感器固定在横梁上，滑块和减震器外筒运动所产生的惯性力未作用在测试的力传感器上。传感器测得的仅仅是部分油液运动所产生的惯性力。因此可忽略惯性力的影响，这时有： （2-3）即示功图的测试模型简化成了纯阻尼模型,。由于复原行程与压缩行程有不同的阻尼系数，因此有： （2-4）示功图测试台采用曲柄滑块机构提供近似的简谐运动，曲柄滑块机构的运动学方程为： （2-5）式中，r为曲柄半径，l为连杆长度，为曲柄旋转的角速度。3.2 轮椅减震器示功图3.2.1简化测试模型的示功图由(2-4)式描述的线性阻尼模型的示功图如图2-2所示。MJ中国汽车行业标准所列出的示范图形与此相同。示功图曲线所包容的面积即为阻尼吸收的能量。减震器受简谐激振时, 示功图是相对Y轴的对称图形。从示功图中，不仅可以反映减震器压缩阻力、复原阻力的大小和Pf/Py的比值。更重要的是通过示功图曲线的形状，描绘出了减震器的整体工作性能。曲线应该饱满，没有畸变和突变。图2-2 线性阻尼模型的示功图3.2.2实测示功图分析图2-3 几种有问题的示功图根据汽车行业标准，具体复原阻力和压缩阻力应符合图样要求值，偏差为25 %(后减震器)和30 %(前减震器)。速度特性图反映了减震器的阻尼力与速度之间的变化关系，线性阻尼与速度之间呈线性关系，以及实际阻尼系数的非线性，造成正反向速度的阻力变化曲线不重合和非线性。实际MJ阻尼表现为非线性特性，其与减震器的速度、加速度，以及温度、油液粘度及油液在减震器内的流动特性有关，加之惯性、摩擦力等因素的影响产生迟滞误差。由于各相对运动件之间存在摩擦力。又由于减震器的内腔容积是变化的，油气共存。滑柱与外筒的滑配以及油封的作用基本上对内腔的空气起封闭作用，形成一定的空气阻力。因此实际模型还应包括空气阻力和摩擦力的影响。即： （2-6）式中，为空气弹簧刚度，为摩擦力，视其为常量(实际上它是随速度变化的)。图2-3(a)表示复原阻尼力过小，出现这种现象的原因可能是复原节流孔过大；阻尼器内泄漏严重；流通阀关闭不严；复原阀开启过早或关闭不严；试验速度偏低以及油液偏稀所致。图2-3(b)表示压缩阻力过小，出现这种现象的原因可能是压缩节流孔偏大；阻尼器内泄漏严重；补偿阀关闭不严；压缩阀开启过早或关闭不严；底阀脱落等原因所致。图2-3(c)是无液压阻尼，仅有机械摩擦，这类缺陷通常出现在前阻尼器上，其阻力实际上是油封和内外套筒间的摩擦而非液压阻尼。摩擦阻力一般要小于技术要求值，但若达到与技术要求接近，则说明该阻尼器摩擦阻力过大，不能适应摩托车的需要。出现这种现象的原因可能是阻尼器内油液过少；阻尼孔过大；油封过紧；或套筒配合、导向不良。图2-3(d)复原行程有空程，这类示功图表现为复原行程初期无阻力，运行一定距离后阻力才建立。出现这类现象的直接原因是受压腔未被油液充满，需待该腔中的空气被排除后，液压阻力才能建立起来，这类缺陷可能因底阀座、补偿阀、压缩阀过大的泄漏引起(如阀片翘曲、阀座不平、密封面间垫入细屑等)；也可能因活塞上流通阀片关闭不畅引起。图2-3(e)是压缩行程有空程，特点是压缩行程初期无压缩阻力，运行一定距离后，压缩阻力才能建立。产生这类缺陷的原因可能是压缩初期补偿阀关闭不严；也可能是复原行程时补偿阀开启不良所致。当阻尼器内油液不足时也常导致这种现象的产生。图2-3(f)压缩终端处的阻力陡增，对前阻尼器来说，这是正常现象。此时阻尼器运行于压缩终端的液压限位区，理应产生强劲的液压缓冲阻力，防止阻尼器刚性碰撞，但对后阻尼器来说，这就是非正常现象了，产生这类缺陷的原因是阻尼器内油液过多所致，特别当阻尼器温度升高，油液膨胀后，此类现象更常遇到。综上所述，过大的摩擦力与加工精度和装配质量有很大关系，也是造成日后MJ漏油的主要原因之一，因此希望在今后的MJ测试标准修订中增加摩擦力的测试。总之，示功图是阻尼器质量检验的依据，又是阻尼器缺陷分析的第一手材料。因此，通过试验对减震器进行示功测试的意义也就在此。第4章 双筒式液压减振器的设计4.1 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）整车参数包括轮椅全重、悬置质量、车辆纵向的转动惯量、轮椅悬架刚度、轮椅振动固有频率（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。这些参数在设计中有的是作为已知量，有的是作为待确定量，所以选择参数时，要考虑的情况比较多，但一般来说，主要包括活塞面积计算、阀门机构设计计算、阻尼比或者阻尼系数，最大卸荷力等参数的计算，尺寸设计计算，强度校合，寿命计算等。活塞面积按反行程的最大阻力来确定，反行程最大阻力与活塞最大线速度有关，活塞最大线速度取决于悬架装置结构。阀门机构设计主要包括常通孔面积计算和阀门弹簧的计算。减振器内通常有两个常通孔，活塞上常通孔和补偿阀座上的常通孔。活塞上常通孔面积按压缩行程最大活塞线速度即开阀速度计算。设计减振器时，阻尼比的确切值是未知的，它只能通过测定减振器工作时的衰减振动情况计算求得。但是阻尼比的大小又关系到活塞最大线速度、减振器阻尼力等物理量的值，所以，在设计过程中通常从减振器吸收振动能量的角度来估计阻尼比的值。4.2 双筒式减振器参数和尺寸的确定 4.2.1 液压器工作缸直径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： （4.1）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，单筒式减震器取，取。根据式（3.1）计算得：由上式计算得出工作缸直径的理论值，再依据 QC/T4911999汽车筒式减震器尺寸系列及技术条件，如表 4.1。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4.1 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。由于已经知道了减震器的工作缸直径D=30mm，根据表4.2确定减震器的复原阻力在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。 表4.2 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）2500550060020005040007000700280065500010000100036004.2.2 双筒式减震器活塞行程的确定减震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4.3和表4.4设计要求来选取标准值，故选取活塞行程为180mm。表4.3 减震器设计尺寸（mm）工作缸基长驻液筒最大外径防尘罩最大外径压缩到底长度最大拉伸长度L1L3L2直径DHH型CG型HG/GH型允差允差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、S为行程。3、压缩到底长度 。 4、最大拉伸长度。4.2.3 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d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： （4.2）式中：实验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍；d液压缸壁厚；D液压缸内径：缸筒材料的许用应力。其值为：铸铁：=100110MPa。计算得： 表4.4 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2mm，内径D为30mm。因为比值小于0.1，故 （4.3）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2mm，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 （4.4）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： （4.5） （4.6）得 表4.5 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： （4.7） = =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 （4.8）有孔时 （4.9）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 4、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 （4.10）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。 当的比值大于10时要进行稳定性校核，依据长度折算系数知 （4.11） （4.12） 由欧拉公式计算 符合要求。 （4.13）空心活塞杆内径，对实心杆，。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。 （4.14） 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 （4.15）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 （4.16）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4.6 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 （4.17）压杆的稳定条件为 由式（4.13）和式（4.17）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（4.18）的要求： （4.18）式中：L液压缸的最大行程； D缸筒内径。4.2.4 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。4.2.5 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。(2) 阀孔的尺寸计算汽车行驶平顺性的优劣直接关系到乘员的舒适性并涉及汽车动力性和经济性的发挥 影响到零部件的使用寿命 所以它是同类车在市场竞争争取优势的一项重要性能指标而减震器作为汽车悬架的阻尼元件之一其作用是确保车辆具有良好的行驶平顺性和安全性 因此汽车阻尼器的质量将直接影响汽车的使用性能$ 根据 减震器复原阀和补偿阀以及 减震器内特性的常通孔或阀结构所满足的制约关系 利用加权因子将由两个制约关系建立的目标函数组合成统一的目标函数选择活塞杆直径%复原阀片厚度%压缩阀片厚度%常通孔截面宽度%常通孔截面厚度作为优化参数来保证减震器在复原行程和压缩行程上不发生空程性畸变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： （4.19）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 （4.20）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，用精密冲压而成。再进行模压热定形工艺。一般加热到38010，保温1小时定形。温度过高、时间过长会导致硬度下降。单向阀板尺寸根据要求和配合尺寸选用外径为28mm，内径为6mm，厚度为1.2mm。压缩阀板的尺寸定为外径为17.5mm，内径为13mm，厚度为1mm。压力阀板上预留压力阀弹簧座，压缩阀板与压缩阀板导向套紧密结合。单向阀弹簧在选用的时候根据弹簧特性。考虑到减振器在压缩的行程中阀板的受力图为一曲线。故选用圆锥螺旋压缩弹簧。参考GB4357-89选用最小内径为12，最大外径为21，钢丝直径为0.8，采用材料为碳素钢。压力阀弹簧GB4357-89采用圆柱螺旋压缩弹簧。下式为弹簧的旋绕比为： （4.21）C是弹簧的一个重要参数，它直接影响到弹簧的强度、材料的利用率及弹簧加工时的难易。一般取C=416根据表3.6可以确定直径应小于2，取直径为1.6，C的取用范围是510，取C=10，中径D2=16外径 内径 节距 工作圈数 取总圈数 自由度 间距 螺旋升角 钢丝展开长度 表4.7 旋绕比C的选用范围d/0.20.40.4511.122.567161842C7145125104948464.2.6 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。接触结果一方面侵蚀和磨损减振器密封部外露面，另一方面，在一定条件下会穿越密封部而进入减振器内，恶化减振器性能、降低减振器寿命。当油封唇口半径小于0.2mm时，由于油封失去润滑油膜，活塞杆和油封之间摩擦加剧。过大的摩擦力会导致油封迅速失去抵抗泥水的功能。因此，0.2mm为油封唇口半径最佳值。自然界泥水进入减振器内部后，对减振器产生复杂、多方面的影响：（1）与工作液混合，改变油液粘度系数，影响正常阻尼发挥；（2）影响工作液粘温特性，改变减振器额定设计阻尼；（3）恶化其泡沫特性，影响正常阻尼输出并引发高频异响；（4）在截流部形成无规律堵塞，导致硬阻涩，恶化整车乘座感；（5）其微粒使减振器内摩擦部位加速磨损，引发内部泄漏，降低输出阻尼，导致疲软感。表4.8 密封尺寸项目尺 寸 （mm）d1810121820222526d2max6.68.410.215.817.719.622.523.4自然界泥水进入减振器内部，导致工作液性能恶化和内部零件过度磨损。随工作时间推移，减振器内各零、部件工作关系迅速恶化，这种恶性循环将急剧降低减振器的耐久性能。油封装配过程中，为避免划伤油封唇口、装配不到位，在油封装配孔或轴的设计上需要特别注意。车辆减振器冷成型封口工艺对成品密封性、强度和外观质量都有着严格的要求。如封口工艺不合理，会使零件出现表面脱落、裂纹及表面材料堆积、起皱。在高速高压工作状态下油封、导向组件将轴向窜动，引发弹性缓冲件早期损坏，更严重的是，过大减薄外筒管材壁厚，将降低减振器的抗拉强度。与电弧焊热成型封口工艺比较，冷成型封口成本低廉、操作简单，并可有效避免橡胶密封件过热失效。行星强力旋压工艺可从根本上解决密封、强度和外观质量等问题，达到预期目的。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4.1和表4.8说明的仅仅是比较典型的情况。图4.2 密封结构2、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。摩托车使用时间的长短，使用时的环境温度等都是不同的。因此，为适应摩托车运行地域的各种气候条件，对减震器油提出了以下技术要求：（1）减震器油不但要具有良好的粘温性能以及较高的粘黏度指数，还应有低的凝固点。当环境温度发生变化或随着工作时间的延长，减震器油本身温度变化时，其油的粘度变化应很小；（2）在我国境内使用的减震器油，其凝点不得低于-40。也就是说，当进入严寒冬季气温下降至0-40时，其油液应不失去流动性；（3）减震器油在所有的使用范围内（包括高速、满负荷以及超载行驶等特殊情况），要尽可能少的汽化损失，即所谓的汽化小性能；（4）当减震器油与空气接触时，必须具有抗氧化稳定性和抗油气混合稳定性，即所谓的良好的工作稳定性能；（5）由于含有杂质的减震器油液会在摩托车行驶过程中，很快将活塞杆划伤或造成油封刃口残缺，从而导致漏油。所以，减震器油液一定要保持绝对的清洁；（6）减震器油必须具有良好的防锈和抗磨作用。根据GB7631.287，选用型号为LHFC的液压油。该产品通常为含乙二醇或其他聚合物的水溶液，低温性、粘温性和对橡胶的适用性好。他的耐燃性好，通常用于低压和中压系统中，对温度适应性好，使用温度为-2050oC.适用于中国的大部分地区的气温。4.3 本章小结叙述了在减振器的设计中需要的各种设计参数。介绍了减振器各类参数的选用方法和在设计过程中需要的各种公式以及对重要参数的确定。重点叙述了缸体、活塞、活塞杆以及阀系的结构设计和尺寸计算。第5章 双筒液压减振器的结构优化5.1双筒液压减振器连接件的优化在本节中列出了四种减振器连接件的基本型式，选择一种适合本设计的类型作为本文设计的减振器的连接件，并对其结构做一定的优化。图5.1 H1 H4（锥吊环）型图5.2 H2(直吊环)型在图5.1中所描绘的是一种锥型吊环的减振器吊环，其结构简单应用广泛，但是由于技术过于陈旧，现代减振器上采用的已经很少了。图5.2中的是直吊环型的减振器吊环，在实际应用中用的比较广泛，并且结构相对简单，我认为直吊环型的减振器吊环比较适合本文设计的减振器，所以我选择了直吊环型的减振器吊环作为本文设计的减振器的连接件。表5.1 连接件尺寸A1及型工作缸直径尺 寸 mmDh20121928.0182430193044.5283340264057.0385050325070.04660型20102128.0182430163544.5283840224757.0385050285770.0466065306480.05060图5.3 H3(X型销吊环)型图5.4 G(双头螺栓)型图5.3中的是X型销吊环，这种减振器吊环工作可靠，但是结构较复杂，装卸不是很方便。图5.4 中的是双头螺栓型连接件，这种减振器连接件也具有工作可靠，使用方便等特点，但是结构较复杂，而且不适合本文设计的减振器。表5.2 连接件尺寸A2型尺 寸 mm工作缸直径DHLabct2013.82128185346.66396.4204.62.33018.02834246556.577116.4266.43.2G型dLBCt20M816h141427.5440446.02.330M101.256h161634.5550557.55.240M141.56h2558.07758811.06.0（45）50M181.56h3068.08911015.09.0注：1、H型吊环形状可以在性能与寿命允许的范围内改变。2、G型的L为用标准紧固扭矩（M81为10Nm，M101.25为15Nm，M141.5为50Nm，M181.5为165-200Nm）拧紧螺母后的尺寸。3、螺纹精度按CB2516-1981普通螺纹 偏差表的规定。根据查表5.1和表5.2得出下列数据：因为工作缸直径为30mm，所以直吊环的D取16mm，取35mm，取44.5mm，h取28mm，取38mm。直吊环在根据表中数据装在减振器上后发现，实际尺寸较大，所以重量也较大，对减振器的工作有负面影响。通过减小没有标准值的D和之间的厚度，来减小质量，从而使设计在重量和成本上得到一定的优化。5.2 双筒液压振器焊接方法的优化针对汽车减震器连杆凸焊质量不稳定的工程实际问题，将优化理论应用于凸焊工艺规范参数的确定，建立回归方程和多变量函数的优化数学模型，用内点罚函数法求解，科学地获得了汽车减震器凸焊优化工艺。焊接生产实践表明：30型汽车减震器连杆凸焊优化工艺为：预压压力0.15MPa，焊接压力0.25MPa，变压器级数5级，焊接时间2s。将最优化理论与技术应用于大规模凸焊生产，可迅速、准确地找到凸焊优化工艺，其废品率低(1%)，试验工作量小，置信度大,经济、省时、省力。通常制定焊接工艺，一般都采用传统的对比分析法。这种方法不仅费时费力，不经济，而且不知其工艺满足质量要求的可信度有多大，所焊的接头质量是否为最优结果，其科学依据不足。近年来，应用最优化理论研究焊接规范的最优化问题，已在堆焊、CO2焊、真空扩散焊和焊后热处理规范等方面取得了良好效果，但在凸焊方面的应用至今很少。在轮椅减震器连杆的凸焊生产中，应用最优化理论与技术可迅速、准确地找到最佳凸焊工艺，既经济又省时省力。采用P1=0.15MPa，P2=0.2
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