【《汽车油气悬架油气弹簧的结构计算设计》9000字】

.引言1.1课题研究目的和意义随着我国的经济持续稳定发展，伴随着对于各种类型的矿产资源需求的增加，导致对于大型矿用自卸车的驾驶舒适度需求也有很大的提高。因为矿用自卸车相比其它车辆，拥有更大的空间用于装载，动力也要比其他类型车辆更好，所以在矿产运输中更容易完成，并且可以节省工作时间[1]。矿用自卸车的车辆外形相比其他车辆，尺寸较大，因此，在矿车工作时，由于在路面凹凸不平、发动机振动及其传动系统扭振等各种外部和内部因素的刺激下会产生比日常民用车更大的振动，车辆的性能也受到了影响[2,3]。当货车空了和满了的时候，整个卡车的货物差别很大。长期处于这种低震动状态的司机易累，随之对工作效率也有一定程度的影响，由于车辆规模大，油箱和其他系统相比日常民用车辆更大，更容易对零部件造成损坏。综上所述，司机的保护在确保司机的行驶舒适和车辆完整性上扮演着重要的角色[4,5]。矿业公司的缓冲系统由三部分组成:轮胎，弹簧和座位。轮胎可以改善汽车的舒适行驶，但是其效果是有限的。用橡胶座椅在机舱和身体之间的关联上具有更好的减震效果，可以改善机舱的舒适性，由于不能减少整个车辆系统的振动，效果也会不理想。油气弹簧的性能是三个减震方法之中最重要的部分，这些方法可以改善车辆的舒适和性能，并延长车辆的生命期限。普通的《汽车》以较低的稳定性和灭音度替换了灭音器先生，并很容易混淆弹簧结构。最大的矿业巡逻车属于越野车如果悬挂结构比较复杂道路会产生噪声[6]。1.2国内外研究现状1.2.1国外研究现状目前，国外的理论研究主要集中在合理建立油气泵故障的数学模型上。参数和非参数数学模型被研究人员广泛研究。至于对圆柱螺旋弹簧、Worden强调建立一个单一参数化模型应该基于准确描述的内部运作状态,自我——交叉渗透结构参数和相关法律,并分析影响每个系统的外部特征参数。其缺点是参数越多，[9]；因此校准和计算时间就越长，在建立非参数模型时，通常会选择一定的函数，并使用测试数据的拟合方法来描述系统的外部特征。虽然验证和计算速度明显提高，但实验研究的人力和材料消耗相对较高。不同的建模方法各有优缺点，需要具体分析不同的问题。在建立单气室油气弹簧的参数模型时，kangjinLee强调，当激励速度较高时，间隙压差较大是空化的主要原因。对于力-位移曲线的研究，采取了控制变量的方法，对其进行实时监测，并记录在不同温度下，其他条件相同时，该曲线的变动与走势。[10]；Duym建立液压气动弹簧的非线性模型，是需要建立具备规律性的数学模型，用于今后数据对比工作，MDI公司开发了Adams软件，这是一个专业的机械动态分析软件，可以实现精确快捷的数据对比[11]。例如，Lang测量了阀口的压差和流量，并绘制了压差和流量之间的关系曲线，以描述油气弹簧阻尼阀的堵塞状态[12]。目前，液压气动弹簧广泛应用于国防、军队、特种车辆、赛车、汽车、建筑机械等悬架装置和飞机起落架装置[13]。1.2.2国内研究现状在20世纪80年代，气体弹簧首次走入了人们的视野，上世纪90年代，开启了中国油气弹簧研究的第一页。目前，中国的技术研究主要包括以下几个方面[14]:1)设计基础理论研究。根据车型、性能参数和工作环境的内部和外部气压弹簧hydro-特征的研究,研究者们进行的最佳配比阻尼和弹簧的hydro-气动性能丧失操纵杆hydro-电-气特性、阀板的变形和应力获得了液压-气动弹簧工作特性变化规律，为独立研究和开发提供了重要的研究数据。2)液压气动弹簧特性仿真研究及相关软件开发。各国科学家进行了多元化的研究与讨论，因为研究人员的长期付出与研究下，获得了多项实质性进展。此外，吉林大学、北京理工大学、山东理工大学等大型高校的相关科研工作也在蓬勃发展。3)研究只适用于某些车型的液压和气动弹簧。这方面仍处于研究阶段，主要是利用Adams软件完成液压-气动弹簧力学模型的建立，并集成液压系统完成液压-气动弹簧特性的分析[15]。4)一种新型液压气动弹簧结构形式的研究与开发。如图所示，一个具有一定刚度的液压-气动弹簧模型在结构中有两个储气室。在运行过程中，ECU根据从车辆和液压-气动弹簧接收到的相关信号监测截止阀的运行状态，实现刚度随车身状态变化的功能。5）利用实验数据计算了气动弹簧的参数。通过试验得到了最能准确反应指标变化的记录，并依据这些数据，对元件的结构做出进一步分析与研究。1.3油气弹簧的工作原理液压-气动弹簧是液压-气动悬架(弹性元件)的重要组成部分，以气体(如氮气)为弹性介质，以流体为中间介质，传递压力，减轻振动。它是一种具有液压阻尼特性的弹簧。非线性是液压-气动弹簧的工作特性，随着工作压力的增加，其刚度增加，无疑可以为汽车的行驶带来更舒适的体验[7]。由于该元件的工作特点和hydro-气动弹簧，可以有效地提高汽车性能和满足人们的需求[8]。本文论述了单腔液压-气动弹簧的结构设计和相关分析。图1-1油气弹簧结构简图如图1-1所示，油气弹簧由缸筒、活塞杆和活塞组件、阻尼孔、单向阀组成。在车辆自重作用下的，当车辆处于表面不平的公路，使得活塞向后和向前移动时，在气缸压缩惰性气体，油液缓冲区和机油产生作用，通过缓冲区和控制阀门，吸收多余的震动，从而实现为汽车减少震动的效果。1.4本文主要研究内容本文以HJ360铰接车前悬架的油气弹簧为研究对象，研究油气弹簧的工作特性，并结合这些特性，设计出更为优化的工作元件，计算主要设计参数，并利用AutoCAD软件对油气弹簧进行建模及运动仿真，研究内容如下:第1章：说明了本文研究的目的和重要性，对油气弹簧做了简单介绍；其次通过搜集了大量的文献，总结概述了国内与国外在油气弹簧弹簧系统领域的发展和研究现状，和现阶段所存在的问题和建议。第2章：油气弹簧的总体结构设计。根据HJ360铰接车前悬架的相关参数要求，设计油气弹簧的主要参数，通过AutoCAD软件设计出油气弹簧的主要部件及其尺寸。第3章：对油气弹簧悬架缸的结构进行设计。根据单气室油气弹簧受力分析，做出悬架缸的物理模型并计算。结构设计包括缸筒结构尺寸、活塞连杆、密封盖板与活塞杆和缸筒间的密封、密封盖板结构尺寸等。第4章：根据计算结果得出结论。2油气弹簧主要参数的确定表2-1已知设计参数已知参数数值活塞杆空载行程15mm轻车－重车行程90mm重车－极限重车行程37mm轻车簧上载荷5400kg重车簧上载荷6500kg前悬架的固有频率1.8HZ2.1活塞杆直径的确定2.1.1活塞杆直径的设计计算据参考文献[15]选取8Mpa为前悬架系统液压缸中油液压力。n=1.4为动载荷因数，把系统中的每一处油液压力设置为均相等。由活塞杆平衡条件可以得出：上述中：2.1.2活塞杆直径的强度校核上述中：F所代表的意义是活塞杆所受载荷；r所代表的意义—动载荷系数；d3所代表的意义—活塞杆内径；[σ]所代表的意义—活塞杆材料的许用应力。考虑到钢的焊接性能，所以选择35钢为此次活塞杆的材料。安全系数n=3，查得σb=530MPa许用应力公式为：由公式（2.3）可得：2.2缸筒直径的确定上述中：d1所代表的意义是缸筒内径=160mm；py所代表的意义是缸筒试验压力，py=8.4MPa=1.5Pn；2.3油气悬架刚度设计2.3.1充气压力计算平顺性评价标准：是根据人体对振动的生理反应及对保持货物完整性的影响来制订的，并用表征振动的物理量，如频率、振幅、加速度、加速度变化率等作为行驶平顺性的评价指标。目前常用汽车车身振动的固有频率和振动加速度来评价汽车的行驶平顺性[16]。图2.1单气室油气悬架物理模型计算气液悬浮液的静刚度时，计算气液悬浮液的动刚度时，气液变量指数R=1，气液变量指数R=1.4。全负荷下悬架系统的工作状态最严重。（2.11）总行程=活塞杆空载行程+（轻车－重车行程）+（重车－极限重车行程）=15+90+37=142mm空载行程过程气体高度的减少量：充气高度：活塞杆极限行程时气体高度减少量：式中：h’=142mm为活塞杆极限行程。极限载荷下气体高度：充气的气体的体积：考虑静态条件下的通风压力，以通风状态-极限负荷状态过程为研究对象，由公式（2.12）得到：由此可计算出充气压力的参数：pc=2.89MPa故充气压力为2.89MPa。2.3.2刚度设计在式（2.9）中，取p0为充气压力，即p0=2.89MPa，V0为充气体积，即V0=1667968mm3，取冲击载荷系数n=1.4，则悬架系统的动刚度表达式为：式中x的单位为mm，K（x）单位为N/m。在MATLAB中作出油气悬架刚度曲线，如图2.2所示：图2.2油气悬架刚度曲线由图2.2中悬架系统的刚度曲线知，当活塞杆形成达142mm时，活塞杆作微小位移，悬架系统的刚度增加得非常大，故满足悬架系统的刚度设计要求。在静态情形下校验空载-满载行程l：比较接近37mm，故本次刚度设计合适。2.4油气悬架阻尼设计以车辆满载时的情况下再做阻尼分析，保证车辆在振动两至3三次，将振幅减弱到之前的百分之十，提高了车辆的平顺性和使用寿命增加。液压-气动悬架阻尼的不对称问题，是由于活塞杆的设计缺陷导致的，所以在进行设计时，必须首先考虑液压-气动悬架车辆经常行驶的道路条件。2.4.1节流孔的流量压力差特性的确定根据流体力学理论,分为三类,根据阻尼孔长径比L/D,这就是孔壁薄,薄孔与孔复合薄壁洞与洞之间的薄。2.4.2阻尼系数分析在液压气动悬挂系统中，阻尼分为两部分，一部分是活塞杆造成的阻尼效果，这是机械自然的存在效果，另一部分是液压气动系统的阻尼效果，由于真空密封而产生的效果。为了更好地显示出问题现象，忽略了密封环的摩擦力，主要分析了孔板的阻尼效应。故阻尼力为：（2.19）当油气悬架处于压缩时，阻尼力为：（2.20）当油气悬架处于复原时，阻尼力为：（2.21）活塞杆固定时，当油气悬架处于复原行程时速度xg>0，sign(xg)=1；油气悬架处于压缩行程时速度x<0，sign(xg)=-1。取xg=0.5m/s为活塞杆平均速度来计算悬架系统的阻尼系数。2.4.3悬架系统阻尼系数计算从公式（2.22）不难得出，通过减少冲击，可以使油气弹簧充分发挥减震的作用，所以在设计油气弹簧过程中，尽量使阻尼系数小一点，让弹簧最大限度减振；通过缩减振幅，缩减到90%，可以最大限度缩减来自振动所带来的疲劳感，因此，要让振幅缩减率尽量的满足振动三次。一般，在设计阻尼时，阻尼系数作如下分配：上述中：Ψy所代表的意义是压缩行程的相对阻尼系数；Ψs所代表的意义是复原行程的相对阻尼系数。本次设计选取：Ψy=0.4，通过相对阻尼系数的公式：上述中：c所代表的意义是阻尼系数；k所代表的意义是悬架系统的垂直刚度；ms所代表的意义是簧上质量。不难得出cy=0.4cs通过上述不难得出，阻尼和刚度的大小决定了振动缩减的幅度。考虑工作条件最为恶劣情况即满载工况，m=6500Kg，K=830572.704N/m。分析得振幅缩减率与阻尼系数的关系曲线（图2.2）：依据人体最舒适需求，实施减振的必要性应是：减振幅度的减小应达到减振幅度的90%，减振幅度应为振动的2～3倍。也就是β-3=10%，通过计算得出β=2.15。在图2.3振幅缩减率与阻尼系数关系曲线中两线交点处放大可得到振幅缩减率β=2.15时，阻尼系数c=17780N.s/m。图2.3振幅缩减率与阻尼系数关系曲线2.4.4阻尼孔结构设计阻尼孔分为三类，就是说薄刀片的洞孔，孔薄和混合薄刀片的孔与孔之间的薄。L/D孔=1为薄片孔，L/D孔≥4为薄片孔，1<L/D<4为混合孔。其中：ρ所代表的意义是液压油密度；A2所代表的意义是环形腔的面积；cs所代表的意义是伸张行程阻尼系数；Cz所代表的意义是阻尼孔的流量系数；v所代表的意义是活塞的速度。由2.2.1节中计算知活塞杆壁厚为20mm，考虑加工的方便性，阻尼孔具体机构尺寸如图2.4所示：图2.4阻尼孔结构图图中：L=20mm;d=12mm2.4.5单向阀结构设计控制阀一般分为两种类型:普通控制阀和液压控制阀。综合控制阀设计，允许液体流向方向，而不是相反；液压控制阀的设计允许液体沿着一个方向流动，逆流必须通过控制油实现。本次设计采用普通单向阀，检查阀的主要性能要求如下:当流体通过止回阀的控制,必须低阻力,就是说必须低压力下降;当油不多了相反方向的端口阀门的密封性很好,并没有逃逸的;它不应该有震动、冲击和运行时噪音。液压气动悬架通常使用如图2.5所示的止回阀类型，显示了止回阀完全打开时的状态。图2.5单向阀结构示意图从图2.5可知在AC线上，B点到球心O的距离最短，其计算公式如公式2.26所示：（2.26）上述中：d1所代表的意义是向阀孔的直径；δ所代表的意义是单向阀的开度；R所代表的意义是钢球的直径。上述中：ρ所代表的意义是油液密度；A2所代表的意义是环形腔的面积；cy所代表的意义是压缩行程阻尼系数；Cd所代表的意义是单向阀的流量系数；v所代表的意义是活塞杆的速度。2.5考虑阻尼情况下各腔油液压强分析计算活塞杆的最大速度xx.max=0.5√2=0.707m/s，悬架系统拉伸行程时有最大阻尼，阻尼系数为：cs=17780.35N.Fzmax=csvmax=17780.35×0.707=12570.70745Npmax=p1max+pzmax=(5.6+1.42906)MPa=7.02906MPa2.6螺钉连接设计本节所述的螺纹连接概念包括环形腔密封底板螺钉连接设计，活塞杆和螺钉连接设计。2.6.1环形腔密封底板螺钉连接设计螺钉组结构设计：螺钉只承受轴向载荷，考虑装配及加工工艺简便，取螺钉数z=12，对称布置成正十二边形。（1）螺钉受力分析螺钉所受到的工作负荷为油液压力，我们以满载情况来考虑。油液压力由两部分组成：一部分压力为静压力：Fmz=pmzA2=5.6×11304=63302.4N另一部分为悬架伸张行程的阻尼力，这里考虑最大阻尼力：Fzmax=csvmax=26670.528×0.707=18856.0633N（2）最大工作拉力分析每个独立的螺钉承受的静压力：每个独立的螺钉承受的最大工作拉力：螺钉承受的工作拉力为脉动变化，我们取预紧系数K0=3；由于连接件彼此没有垫片，相对刚度系数为Kc=0.25，不难得出预紧力：由于油液静压力作用，可以得出螺钉预紧力为：（3）每个独立的螺钉承受总拉力：式中d1为螺纹小径。选择螺钉材料为45钢，由文献[19]查得σ-11=220MPa，控制预紧力取安全系数Sa=2.2，ε=1所代表的意义为尺寸系数，我们使用辗制螺纹，kσ=2.2所代表的意义为螺纹应力集中系数。许用应力幅：2.6.2活塞杆与活塞之间螺钉连接设计连接活塞杆与活塞的螺钉组所受交变力情况与3.6.1中计算的环形型腔处螺钉所受变力相同，均可认为最大阻尼力为变力力幅。考虑整个悬架缸螺纹加工的方便性，螺钉数z=12，由3.6.1节中计算可知，螺钉的预紧力为：2.7吊耳设计本文吊耳的设计由吊耳销轴的设计还有吊耳的结构设计两个部分组成。2.7.1吊耳销轴设计我们所采用的的销轴材料为45钢，安全系数的采用为2，不难得出许用正应力为：许用剪应力：吊耳销轴的剪切强度条件：(2.32)上述中：d所代表的意义是销轴直径，把参数带进式（2.32）中，不难得出：因此，我们采用的销轴的直径为50mm。我们采用的吊耳关节轴承型号是：GB/T9163-2001GEG60ESd=50mm所代表的意义是关节轴承内径，D=85mm所代表的意义是外径，B=53mm所代表的意义是，C=15mm所代表的意义是轴承套宽度，dk=92mm。2.7.2吊耳结构设计(2.33)式中：且d为销轴直径，代人式（2.33）中代入数据解得：因此不难得出吊耳的挤压强度满足条件。（2）吊耳壁厚强度校核由吊耳内孔截面面积为：A=(115-85)×50=1500mm2吊耳所受到的max拉应力：因此不难得出吊耳壁厚满足强度要求。从以上计算的结果不难得出，吊耳的设计满足承载能力要求。3油气悬架缸的结构设计油气悬架油缸的结构包括缸体的尺寸设计、活塞杆装置、密封板、活塞杆与缸体之间的密封垫以及密封盖的结构。3.1密封设计静密封是密封盖板和缸筒之间的密封方式，我们采用o形环。在平均压力的作用下，移动到沟渠的一侧，密封要密封的空间，以达到密封的目的，我们主要用于气瓶和油缸块的密封。3.1.1密封盖板与活塞杆之间密封设计我们采用直角滑环式组合密封防尘圈，根据活塞杆的直径d2，即密封圈型号为TB1-ⅠA120×5.3。3.1.2密封盖板与缸筒之间密封设计图3.1活塞挡圈结构图图中：d所代表的意义是156mmD所代表的意义是160mmT所代表的意义是2mm3.2缸筒吊耳设计图3.2缸筒吊耳的结构简图3.3活塞杆吊耳设计图3.4活塞杆吊耳结构简图3.4密封盖板结构尺寸设计我们采用的密封盖板材料为45钢，由于想到装配条件，我们用螺栓钉连接环形腔密封盖板与缸筒。同时，我们细想到密封盖板与活塞杆之间、缸筒之间要设置密封圈，我们设计的其结构尺寸展示在图3.6。图3.6中密封盖板的外径上设计有两个带一个挡圈的O型密封圈，我们用它来实现密封盖板还有缸筒之间的密封；密封盖板内径上设计有直角滑环式组合密封防尘圈，实现密封盖板与活塞杆之间的密封和防尘作用。密封盖板四周的光孔是用于密封盖板与缸筒的螺钉连接。图3.6密封盖板结构简图3.5缸筒结构尺寸设计Lg=142+13+54.5+27+30=266.5mm图3.8缸筒结构简图3.6活塞杆结构尺寸设计我们采用焊接方式来连接活塞杆与活塞杆吊耳，我们采用的材料为35钢，我们采用这种材料的原因是它具有良好的塑性，并且展现出了良好的韧性和焊接性。我们想到装配要求，因此采用的活塞杆壁厚是20mm。活塞杆长度=活塞杆行程+阻尼孔及单向阀安装高度+活塞杆密封底板长度+系统极限拉伸行程余量+与吊耳间焊接长度Lh=142+12+73+37+8=272mm图3.10活塞杆的结构简图活塞杆强度校核：图3.10中A-A截面为活塞杆的危险截面，A-A截面面积为：最大压应力为：由于σ<[σ]，故活塞杆抗压强度满足性能要求。3.7活塞结构设计由于活塞与缸筒的内表面相接触，在正常工作中会循环式摩擦。

图3.12活塞的结构简图3.8导向套的结构设计导向套的作用是用来确保在往复运动及旋转运动中的活塞与活塞杆的同轴定位，并且在运动中吸引和传递径向载荷，油气悬架缸的极限行程是142mm,为保证悬架缸工作可靠性，提高悬架缸的使用寿命，需在活塞的滑动部位设计导向套。导向套的材料选择尼龙，这种材料的特点是耐热性和耐磨性好。图3.14导向套的结构简图总结与时代发展、科学和技术进步，汽车是生活中的地位越来越高,汽车的性能要求也不断改善，稳定和舒适的驾驶汽车成为人们的关注的焦点，并且油和空气弹簧的特性，大大提高了汽车的性能。本文主要分析了国内外现状，以TL345J铰接自卸车的前悬架为设计对象，通过已知的参数，经过一系列的计算得出油气弹簧的主要参数的尺寸，在此基础上，完成了液压气动弹簧的设计，对于工作强度高的元件进行了全局分析，并设计了具备规律性和客观性的数学模型，详细分析了各参数对工作性能的影响。本文完成的具体工作如下：1）根据国内外研究资料审查关于弹簧石油天然气、工作原则、国内外研究现状和研究的范围是,当前的主要任务是寻找与产品的性能和合理的价格,以保护国内市场。2）根据油气弹簧的基本参数，完成工作元件的设计工作，并对其进行全局安装与配置，尝试启动测试是否可以正常运行，并对有些部分进行了强度校核和稳定性校核。3）对油气弹簧的密封部件进行设计，选用合适的材料用于生产使用，采用CAD软件绘制元件安装图纸，采用Pro/E软件绘制液压-气动弹簧的立体模型。4）在模型的基础上，对液压-气动弹簧的工作原理进一步研究，并实现数据测算和对比分析，归纳整理了研究数据的规律和实用条件，结合所得到的仿真测算结果，可以为元件运行提供进一步优化的数据基础。参考文献[1]周玉丰，吴龙.基于整车的汽车半主动悬架系统模糊控制仿真研究[J].科学技术与工程，2011,11(22):5340-5344+5354.[2]毕红霞.220吨矿用自卸车液压系统动态性能分析[D].中南大学，2011.[3]BeuneA,KuertenJ，HeumenM·CFDanalysiswithfluid-structureinteractionofopeninghigh-pressuresafetyvalves[J].Computers&Fluids，2012，64(3):108-116.[4]SimicM，HerakovicN·Reductionoftheflowforcesinasmallhydraulicseatvalveasalternativeapproachtoimprovethevalvecharacteristics[J].EnergyConversion&Management,2015，89(4):708-718.[5]周银鹤.70吨矿用自卸车减振性能研究[D].长安大学，2015.[6]张迪.基于平顺性的矿用车油气悬架系统研究[D].江苏大学，2016.[7]贾宏玉，王颖.汽车四自由度悬架系统时变特性分析[J]