气囊减震器设计

毕-设业-计（二零届）气囊减震器设计所在学院专业班级械设计制造及其自动化学生姓名学号指导教师职称完成日期年月摘要气囊减震器是一种性能较好的减振器，目前在国外车辆中的普及率比较高，国内使用的相对较少一些。它其实是在传统液压减振器的基础上加上一个空气弹簧组合而成。这样的组合使之既具有空气弹簧优良的弹性特性，又具有液压减振器的阻尼特性，用于车辆悬架装置中可以明显地提高运行舒适性。在发达国家它在客车、轿车以及货运车辆都有较广的使用，但是这种减振器目前在国内只运用于高端车型中。本文以嘉兴嘉嘉汽车零部件制造有限公司生产的060170型气囊减震器为研究对象，介绍了该公司气囊减震器的组成、生产工艺、以及结构型式。并对气囊减震器所具有的一些特点作了分析。另外本文针对其产品的某些失效形式和加工工艺中的不足之处做了一些改进，降低了产品的废品率，节约了生产成本。关键词：气囊减震器，空气弹簧，液压减振器

AirbagshockabsorberdesignAbstractAirbagsshockabsorberhasagoodPerformance,Thecurrentutilizationrateofvehiclesinforeigncountriesisrelativelyhigh,therelativelysmallnumberofdomestic.Itisinfactbasedontheconventionalhydraulicshockabsorberwithacombinationofairsprings.Thiscombinationsothatnotonlyhasexcellentelasticpropertiesofairsprings,anddampingcharacteristicsofahydraulicshockabsorberforvehiclesuspensiondevicescansignificantlyimproveoperatingcomfort.Indevelopedcountriesitisinthebuses,carsandgoodsvehicleshaveawideruse,However,thisshockabsorberisonlyusedindomestichigh-endmodelsinourcountry.Inthispaper,AutoPartsManufacturingCo.,Ltd.JiaxingJiajia060170airbagshockproducedastheresearchobject,describesthecompositionofthecompany'sairbagshockabsorber,productionprocess,andstructuretype.Shockabsorbersandairbagshavesomeofthefeaturesareanalyzed.Inadditionthispaper,somefailureoftheirproductsandprocessingtechnologyintheformoftheinadequaciesofsomeimprovementsmadetoreducetherejectionrateofproducts,savingthecostofproduction.Keywords:Airbagshockabsorbers,Airsprings,Hydraulicshockabsorber

目录TOC\o"1-3"\h\u1613气囊减震器设计 12736摘要 28806Abstract 397481绪论 4200381.1课题的来源 4166201.2课题的意义 5226511.3相关研究的国内外发展现状 6286051.3.1传统减振器的研究现状 6191621.3.2气囊减振器的研究现状 7263131.3.3新型减振器的研究现状 970011.4课题研究的主要内容 9296962060170型减振器的失效形式及原因分析 1063212.1传统液压减振器的失效形式及原因分析 1010653（1）液压油泄露。 106415（2）阻尼力过大失效。 1018056（3）两端橡胶衬套损坏导致减振器偏离安装位置或者松动 1025442（4）减振器阻尼力下降。 104852（5）减振器异响。 1020489（6）空程畸变。 10232582.2060170型减振器的主要缺陷和问题 11173833设计计算和校核 11156673.1060170型减振器主要性能要求 112983.2减振器阀系参数的计算 11322913.2.1理论计算时的几个假设和简化处理 13254223.2.1计算中涉及的几个流体力学公式 13152273.2.3060170减振器所使用的阻尼油参数 1520753.3复原阀参数的计算与校核 1577323.3.1活塞阀系组成 15137443.3.2复原阀的两个工作状态分析 16145443.3.3复原阀参数计算 1935543.4压缩阀参数的计算与校核 254593.4.1底阀阀系组成 25249353.4.2压缩阀的两个工作状态分析 2547313.4.3.压缩阀参数计算 27188703.5对产品生产工艺的一些改进措施 29220363.5.1用阀片组代替单一阀片 3098523.5.2底阀系结构改进 3129100总结 3117425参考文献 321绪论1.1课题的来源气囊减震器是一种性能较好的减振器，目前在国外车辆中的普及率比较高，国内使用的相对较少一些。他其实是在传统液压减振器的基础上加上一个空气弹簧组合而成。这样的组合使之既具有空气弹簧优良的弹性特性，又具有液压减振器的阻尼特性，用于车辆悬架装置中可以明显地提高运行舒适性。在发达国家它在客车、轿车以及货运车辆都有较广的使用，但是这种减振器目前在国内只运用于高端车型中。本文以嘉兴嘉嘉汽车零部件制造有限公司生产的气囊减震器为研究对象，介绍了该公司气囊减震器的组成、生产工艺、以及结构型式。并对气囊减震器所具有的一些特点作了分析。另外本文针对其产品的某些失效形式和加工工艺中的不足之处做了一些改进。该公司目前以生产传统的液压减振器为主，自2009年开始，进行了一些气囊式减震器的研发和试制。总共有两个型号的减振器，分别为060170型和060170型。这两种减振器结构上基本没什么差别，主要差别就是是尺寸大小不一样。060170型减振器在2010年是曾有德国客户要求订购，在寄送了几次样品不合格之后德国客户取消了该订单，对公司造成了一定的经济损失。本文通过对公司现有的060170型气囊减震器的研究，结合实际所运用的车辆的要求，先是进行了理论计算，得出恰当的减振器尺寸参数，验证现有产品的合理性。其次是对其液压减振器部分的一些生产工艺上的细节做了改进，降低了产品的废品率，节约了生产成本。关键词：气囊减震器，空气弹簧，液压减振器，阀系计算1.2课题的意义目前气囊减振器在轿车、客车、轨道列车以及一些货运车辆都有广泛的运用。气囊减振器由于其外形多变以及阻尼力可以调节等优点，现在越来越多的运用到各种仪器设备上，最典型的就是现在汽车的空气悬架系统。一些常用的减振器如：橡胶减振器、螺旋弹簧减振器、柔性悬臂梁减振器等，有着广泛的应用，特别适合于中频、高频竖向确定性激励的主动隔振和被动隔振，减振理论的计算与减振技术的实施解决许多工程振动问题是不困难的。与液压式减振器相比，气囊式减振器具有跟好的激振性能，而且其刚度的可控性比液压式的可控性强；与电磁减振器相比，气囊式减振器制作成本比较有优势，广泛运用的可行性较高。随着我国高速公路的迅速发展，运输量的增加，要求汽车具有更好的操纵稳定性、平顺性、安全性，及其制作技术进一步成熟，气囊式减振器必将得到广泛应用。本课题是结合嘉兴市嘉嘉汽车零部件制造有限公司的现实生产实践特点进行开展的。课题根据企业目前所生产的减振器的缺点，分析某些有可能引起减振器失效的因素，得到一些需要改进的地方。再结合企业生产规模，现有设备及生产工艺等多方面考虑，得出一个具体的设计方案，得出相应的设计图纸，具有直接的生产指导意义。1.3相关研究的国内外发展现状1.3.1传统减振器的研究现状第一个有记载的比较简单的减振器是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，组成了橡胶弹簧减振器。由于其刚度很大，而且弹簧和少量橡胶的耗能作用几乎为零，其动态性能较差，只有缓冲作用而无太大的消震作用。此后减振器的结构发展经历了以下几种形式[1]：1．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，但是这种结构致使悬架的刚性增加，所以很快就被淘汰了。2．空气弹簧振震器：空气弹簧是在柔性橡胶囊中充入压缩空气，利用空气的可压缩性实现减振、隔振作用。现在这种减振器被运用于众多的高端汽车上，铁道车辆也有广泛运用。它具有以下特点：①具有非线性特性，其刚度随载荷而变，因此在任何载荷下自振频率几乎不变，使弹簧装置具有几乎不变的特性；②空气弹簧能同时承受轴向和径向载荷，也能传递扭矩，通过内压力的调整，可以得到不同的承载能力；③阻尼性能好，隔离高频振动及隔声效果极佳。3．液压减振器：汽车悬架系统中广泛采用液力减振器。其原理是，当车架与车桥做往复相对运动儿活塞在减振器的缸筒内往复移动时，减振器壳体内的油液便反复地从内腔通过一些窄小的孔隙流入另一内腔。此时，液体与内壁的摩擦及液体分子的内摩擦便形成对振动的阻尼力。4．麦弗逊支柱式减振器：上世纪60年代通用公司麦弗逊工程师麦弗逊一改当时盛行的板簧与扭杆弹簧的前悬挂方式，创造性地将减振器和螺旋弹簧组合在一起，装在前轴上。5．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3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。国内的汽车悬架，广泛采用的是筒式液压减振器，减振器内的工作介质是某种油液，这是迄今为止在技术上颇为成熟的一种减振器。从阻力和吸收能量方面作比较，它重量轻、外形小，能获得比较稳定的阻力，并且可以按需要决定工作速度与阻力的函数关系[2]。根据结构形式不同，减振器分为摇臂式和筒式两种。虽然摇臂式减振器能够在比较大的工作压力条件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨损和工作温度变化的影响大而遭淘汰。筒式减振器工作压力虽然低，但是因为工作性能稳定而在现代汽车上得到广泛应用。筒式减振器又分为单筒充气减振器、双筒纯油式减振器和双筒充气减振器三种[3]。早期双筒式减振器没有背压，也就是筒内的气压与大气压基本一致。其缺点是在高速工况下会出现补偿室的去充油不及时，导致减振器工作特性发生空程畸变，导致其阻尼特性不稳定，还会导致冲击和噪声[4][5]。20世纪50年代人们对纯液压式的减振器进行了改进，发展了减振器的充气技术。人们在双筒式减振器补偿室内冲入0.4～0.6MPa的低压气体，这一改进使得减振器的临界工作速度相应得到提高，并且有效的抑制了减振器在高速工况下的空程畸变现象，大大提高减振器及其相应设备的稳定性和工作寿命。1.3.2气囊减振器的研究现状气囊式减振器其实就是在传统液压减振器的基础上，外加一个空气弹簧组合而成。在这种减振器工作时，液压减振器承担主要的阻尼力，而气囊则充当传统金属弹簧的作用。但是由于空气弹簧可以利用电子控制，通过改变其气压值可以得到较好的动态和静态特性，并且工作可靠，响应也比较快。对于传统减振器部分的研究已经很多了，并且技术也很成熟，国内外目前对于这一块的研究都主要集中在空气弹簧的研究上。1847年JohnLiweis发明了空气弹簧。此后WillianmRFee，HoaglandIW和AlsopGorgeM等人通过研究和改进设计，解决了空气弹簧的密封性问题。空气弹簧的横向特性实验于1994年开始，在大频率和大幅值情况下，测量了空气弹簧在不同载荷下的横向力和变形，并用正弦波和锯齿波输入来观察速度对侧向特性的影响。GiuseppeQuaglia等人对带有辅助气室的空气弹簧进行了实验研究和理论分析，并进行了计算机模拟研究。KatsuyaYoyofuku等人也通过研究振动频率和弹簧反应之间的关系，分析了管道和辅助气室对弹簧特性交化的影响。AlfHomeyer等入采用有限元法优化了空气弹簧结构，提出了空气弹簧设计的新思想[6]。20世纪90年代以后，发达国家逐渐采用电子控制式空气悬架，以行程传感器代替了高度控制阀，该系统由电子控制单元(ECU)控制，根据高度控制要求来启动高度调节系统的电磁阀，从而实现车身高度的调节。1995年提出的最优控制将控制的性能指标函数选取为时域形式，并得出主动悬架最优控制力的计算方法。1998年，韩波等人将最优控制用于液压主动悬架，对全状态反馈和输出反馈进行了讨论，并阐述了在多种约束条件限制时的最优控制。2000年，由刘小英等人提出了用电磁阻尼器实现最优控制的方案，并给出了控制力的计算公式及悬架的减振特性。同年，孙玉国等提出了四自由度主动悬架的最优控制，并对系统的时域和频域动态特性进行了仿真。在2002年，Ramos等人对拖拉机和大客车的空气悬架系统进行了最优控制和仿真研究。何锋等人2009年在《基于ABAQUS的帘线参数对膜式空气弹簧横向特性影响研究》一文中，阐述了空气弹簧外帘层的帘线参数对空气弹簧性能的影响。他们采用了非线性有限元技术，通过非线性有限元软件ABAQUS，建立有效的有限元模型,可方便改变帘线角、帘线层间距、帘线密度、帘线层数等参数，迅速得到其对空气弹簧横向刚度特性的影响，可缩短时间，节约成本，为空气弹簧的数字设计提供参考[7]。次年，和锋又同蔡永周等人采用非线性有限元技术，通过非线性有限元软件MARC，建立有效的有限元模型，模拟不同帘线角、帘线间距、帘线密度、帘线层数对空气弹簧垂向特性的影响[8]。同时另外一些关于改变外帘层形状对空气弹簧特性的研究也在开展。单红艳在其论文中对空气弹簧的弹性特性进行了分析，阐述了囊式和膜式空气弹簧的特性区别。研究表明，膜式空气弹簧可得到比囊式空气弹簧更为理想的弹性特性[9]。此外，赵建文等人针对空气弹簧工作压力、附加气室体积与空气弹簧刚度与的函数关系，分析了阻尼隔振传递率的影响，仿真说明了空气弹簧的隔振效果。从而从另一方面对空气弹簧的结构设计做出了指导[10]。支李峰等人对空气弹簧进行了改进，增加了辅助装置[11]。他们设计的空气室主要由橡胶体及外铁件包围而成。这样的改进后即使空气弹簧的密封性能不理想发生漏气时，空气弹簧仍可通过橡胶体支撑设备，大大提高隔振器的安全系数。工作过程中,当空气弹簧受力下移时，橡胶体产生变形,空气室内腔容积变小，引起空气压力的升高。通过调整橡胶的材料与硬度、空气室的结构及充气压力，可以改变空气弹簧的性能参数使之达到设计要求，该理论能指导空气弹簧的生产与试制，大大缩短空气弹簧的研制周期，具有比较高的实际意义。目前对于空气弹簧的研究，主要是采用有限元分析的方法，通过对其载荷以及激励源的控制实现设计的参数化。以往通过实验的方法，设计空气弹簧必将耗费大量的人力物力。而采用经验公式，又存在较大困难。因此采用有限元方法，解决空气弹簧隔振器设计必须考虑的气固耦合、非线性等关键技术，进行空气弹簧隔振器结构的静态应力、变形及隔振系统的振动特性分析，优化空气弹簧隔振器的设计流程。1.3.3新型减振器的研究现状目前国外许多发达国家都主要运用并且研究电子控制式的减振器，因为该类减振器可以很好的运用到振动隔振系统当中去。其中主要包括磁流变减振器，电流变减振器和气囊式减振器。电流变液体和磁流变液体减振器是近几年来发展的新型减振器技术，它在理论上可以任意控制阻尼力的大小，其关键技术在于磁流变液体或者是电流变液体的成分匹配上。电流变液减振器的额定工作温度范围为-25～125°C，比磁流变的-40～150°C窄。其次电流变介质的化学稳定性不够好，这是影响减振器性能的一个比较大的因素。美国学者JacobRabinow于1948年发现了磁流变现象[12]。磁流变液是由悬浮于载体液中的可磁化微粒和稳定剂构成的，这种特殊的介质在无外磁场作用下具有良好的流动性，一旦有外加磁场时，它可在毫秒级时间内连续、可逆地转变为具有高粘度、低流动性的Bingham体，呈现出类固体的力学性质。磁流变减振器可充当电气控制与机械系统间简单、安静而且响应迅速的理想中间装置。不过相比电流变液减振器，磁流变减振器不需要特殊的高压供电装置，结构简单，工作稳定性大大提高。目前对于磁流变和电流变减振器的研究，主要是集中在进一步提高其响应快速性及工作的可靠性。相对于磁流变可电流变这两种新型减振器，气囊式减振器是一总较为经济可靠的电子控制式减振器。从技术水平上来说，气囊式减震器的设计制造技术已经比较成熟；从制造成本上来说，空气弹簧也相对小的多。目前磁流变和电流变减振器的技术主要掌握在美国、日本、德国等发达国家手里，还需一段较长的时间后才能得到普及。1.4课题研究的主要内容该课题是结合嘉兴市嘉嘉汽车零部件制造有限公司的现实生产实践特点进行开展的。本文通过对公司现有的060170型气囊减震器的研究，结合实际所运用的车辆的要求，先是进行了理论计算，得出恰当的减振器尺寸参数，验证现有产品的合理性。其次是对其液压减振器部分的一些生产工艺上的细节做了改进，降低了产品的废品率，节约了生产成本。本文的研究包括以下几个方面：（1）根据060170型气囊减震器现有的产品缺陷和问题，分析引起失效的原因。这个是之后研究的基础，找到失效原因之后，才能更有目的性地对产品进行改进。（2）参考相关的减振器资料，按实际产品使用要求，从理论上对减振器进行阻尼力和所需刚度的计算，得出合理的结构尺寸。（3）对现有产品进行性能测试，比较实际与理论的偏差，分析实验结果。（4）结合第一部分的研究以及实验结果，有针对性的进行细节的改进。（5）最后为绘制改进后的减振器设计图纸，得出生产工艺中所需改进环节的一些说明。2060170型减振器的失效形式及原因分析2.1传统液压减振器的失效形式及原因分析传统减震器的主要失效形式：（1）液压油泄露。液压油泄露一般是由油封磨损导致的。在减振器使用当中，由于油封与连杆的反复摩擦，导致油封自身磨损严重而漏油，或者是连杆表面严重磨损之后导致了漏油。所以实际生产时候对连杆和油封的工艺要求比较高。此外因为外筒破裂而导致的漏油的情况也有发生，但相对较少。（2）阻尼力过大失效。有些减震器出厂时候检测合格，但是使用一段时间之后阻尼力反而过大了，这通常是由于减振器内部阀系产生故障导致的。比如阀片卡死等一些原因。（3）两端橡胶衬套损坏导致减振器偏离安装位置或者松动这种情况相对较为少见，原因可能是以为部分橡胶衬套与钢衬套组合安装的时候破坏了橡胶衬套，在后面使用时进一步导致了破坏的加剧，从而出现失效情况。也有可能是因为橡胶衬套使用时间过长，遭到阳光照射老化或者是环境腐蚀等原因而破坏。（4）减振器阻尼力下降。由于长期使用导致阻尼力下降是一种常见的失效形式。原因有很多，比如导致液压油泄漏的因素都会直接导致阻尼力下降。活塞与钢筒磨损之后，液压油在上下腔之间的泄漏会变得很严重，直接导致了阻尼力下降。短期的（5）减振器异响。往往减振器磨损之后都会伴随这种失效产生。阀系故障有时也会导致异响产生。（6）空程畸变。空程畸变是指减振器在高速运行时候外筒的油液无法及时补给到内筒或者内筒的油液无法及时补给到外筒而导致行程畸变，此时阻尼力波动较大，极大的影响了车辆的平顺性。该失效问题一般是由阀系缺陷导致的。2.2060170型减振器的主要缺陷和问题该公司所生产的060170型减振器是为德国客户定制的，由于样品不合格而导致了订单取消。公司现有的几个库存也是当时试制送样剩下的，实际中并未进行批量生产。德国客户反映减振器的阻尼力值偏小，达不到要求，而且德国客户对减振器在行程中点位置处的阻尼力值有特别的要求，由于生产成本的限制，实际生产中该公司对产品也进行了一些简化，对减振器性能也产生了一定的影响。其它方面的失效问题由于未批量生产，从而无法考究。3设计计算和校核3.1060170型减振器主要性能要求表3-1减振器主要性能要求各项阻尼力值（N）复原阻力压缩阻力速度（m/s）0.0622603800.2623470±6901600±3603.2减振器阀系参数的计算减振器一共有4个阀，分别是位于活塞上的复原阀和流通阀，底阀座上的补偿阀和压缩阀。具体如下图所示图3-1减振器阀系减振器的拉伸行程即为其复原过程，此时油液流向如图3-2所示。该过程油液从外筒补给到内筒。为了避免在高速运动中外筒的油液不能及时补给到内筒，导致空程畸变，所以一般补偿阀的开阀压力都很低，在理论计算的中可以忽略不计。图3-2减振器复原行程油液流向减振器的压缩行程即为其压缩过程，此时油液流向如图3-3所示。图中可以看出该过程油液从内筒补给到外筒。同样，为了避免在高速运动中油液不能及时补给的问题，其流通阀的开阀压力也很低，在理论计算的中也可以忽略不计。图3-3减振器压缩行程油液流向3.2.1理论计算时的几个假设和简化处理（1）假设活塞环内筒、连杆与导向座之间不产生泄漏。泄露会导致计算值严重偏小，实际中发生泄露，往往导致减振器因阻尼力偏小而失效。（2）假设在运行过程中个个部件能紧密配合，不会因为压力导致较大的变形。（3）计算时忽略液压油自身重力的影响，相对于较大的阻尼力还说，液压油自身的重力完全可以忽略不计。（4）计算复原阻力时，忽略补偿阀的阻尼作用。（5）计算压缩阻尼时，忽略流通阀的阻尼作用。（6）忽略内筒与活塞之间的摩擦力，油封与连杆之间的摩擦力。（7）对活塞内的流通孔进行了一些简化，取其等效长度计算（下文计算时会指出）。（8）忽略了减振器内空气压缩对阻尼力的影响。以上几处简化处理和假设会影响阻尼力值的计算，但是其导致的误差并不大，所以实际建模计算时可以采用以上方法进行。3.2.1计算中涉及的几个流体力学公式（1）薄壁小孔流量计算公式[13][14]：根据流体力学知识，当小孔的流通长度l和孔径d之比l/d≤0.5时称为薄壁小孔，通过薄壁小孔的流量可以用下式表示：（3-1）式中：Q流经薄壁小孔的流量Cq流量系数，一般计算时取Cq=0.62-0.63Aq孔口的断面面积ρ油液密度薄壁小孔两端压差（2）细长小孔流量计算公式[13][14]：当小孔的流通长度l和孔径d之比l/d≥4时称为细长小孔，通过细长小孔的流量可以用下式表示：（3-2）式中：Q流经细长小孔的流量d细长小孔直径μ液压油的动力粘度l细长小孔的流通长度小孔两端压差（3）管嘴流动的流量计算公式[13][14]：当小孔的流通长度l和孔径d之比0.5＜l/d＜4时视为管嘴流动，通过细长小孔的流量可以用下式表示：（3-3）式中：Q流经小孔的流量Cv流量系数，一般计算时取Cv=0.82Aq孔口断面面积ρ油液密度小孔两端压差（4）缝隙流动的流量计算公式[13][14]：（3-4）式中：Q流经细长小孔的流量b缝隙宽度δ缝隙高度μ动力粘度l流通长度缝隙两端压差3.2.3060170减振器所使用的阻尼油参数表3-2阻尼油参数性能单位数据密度15℃g/mL0.838闪点℃160倾点℃-45运动粘度40℃时mm2/s18.2100℃时mm2/s5.0粘度指数220减振器检测时的工作温度为25℃，根据阻尼油的温度粘度特性，可以求得t=25℃时，其动力粘度μ=0.0224kg·m-1·s，油液密度ρ=832kg·m-3。3.3复原阀参数的计算与校核3.3.1活塞阀系组成活塞阀系由两部分组成，分别为位于上腔的流通阀和位于下腔的复原阀。流通阀阻尼力一般很小，计算式可以忽略其阻尼力。复原阀由于有多片复原阀阀片叠加，所以能产生较大的阻尼力。简化计算复原阀参数时就是以此为计算依据的。图3-4活塞阀系总成图3.3.2复原阀的两个工作状态分析（1）低速工况活塞在以0.062m/s的速度运行时，可认为是减振器的低速工况，此时复原阀可视为未打开状态，阻尼力一部分由节流阀片的凹槽和活塞凸台组成的缝隙所产生，另一部分由活塞体中的流道产生。图3-5为此时的复原阀状态：图3-5减振器复原行程复原阀闭阀状态图3-6复原阀状态细节（2）高速工况活塞在以0.262m/s的速度运行时，可认为是减振器的高速工况，此时复原阀片受到较大的压力，复原阀片产生一定的挠度使复原阀呈打开状态，阻尼力一部分由复原阀片与活塞凸台组成的环形缝隙所产生，另一部分由活塞体中的流道产生。图3-7为此时的复原阀状态：图3-7复原阀开阀状态细节3.3.3复原阀参数计算首先给出计算中需要用到的关键尺寸数据：节流阀片和复原阀片外径Da=20mm，内径da=8mm；节流阀片材料选用65Mn钢，弹性模量E=205Gpa，泊松比ν=0.3；节流片厚度h=0.15mm，开槽宽度b=3mm，开槽数n=2；开阀前节流片与活塞阀体形成的长窄缝节流缝隙的流道长度l=0.9mm；限位片外径Rb=6.5mm；活塞杆直径Dg=16mm；活塞缸内内径Ah=30mm；活塞凸台外沿直径Dtt=19.8mm，内沿直径dtt=18mm；活塞体中的小孔直径d=2mm，长度l=9.5mm，孔数N=3；由上文分析可得，复原阻力是由活塞体中的节流孔产生的阻尼力和阀片与活塞凸台之间的缝隙产生的阻尼力两部分构成的，用公式可如下表示：Ff=F1+F2（3-5）式中：Ff复原阻力F1活塞体中小孔产生的复原阻力F2阀片与活塞体之间的缝隙产生的阻尼力复原阻力Ff可由下式求得：Ff=1=（Ah-Ag）（）（3-6）式中：1内筒与连杆的面积差上下腔的压差Ah内筒面积Ag连杆面积活塞体中小孔产生的压降阀片与活塞体之间的缝隙产生的压降内筒直径Dh=16mm，连杆直径Dg=30mm，故此处1=201mm2（1）低速工况下（V=0.062m/s）低速工况下，式（3-5）可表示为：Ffq=F1q+F2q（3-7）式中：Ffq开阀前的复原阻力F1q开阀前活塞体中小孔产生的复原阻力F2q开阀前阀片与活塞体之间的缝隙产生的阻尼力在V=0.062m/s时，上下腔的流量Qf=1V=31341mm3/s因活塞节流孔长度l=9.5mm，截面直径d=2mm，l/d＞4，所以应按细长小孔流量计算公式计算：（3-8）式中：开阀前活塞体中小孔两端的压差因活塞与节流阀片间的缝隙高度h与节流阀片厚度一样，即h=h=0.15mm，开阀前节流片与活塞阀体形成的长窄缝节流缝隙的流道长度l=0.9mm，l/d＞4，所以应按细长小孔流量计算公式计算：（3-9）式中：开阀前长窄缝隙两端的压差将（3-8）和（3-9）带入（3-6）可得：Ffq=192.1N与实际要求相比，该阻尼力偏小。虽然在简化计算过程中，会导致力值偏小，但是该结果偏差比较大。针对结果，又分别选取了几组改进的尺寸代入计算后，得出下面的数据：表3-3不同尺寸的阻尼力参数组别节流阀片厚度H（mm）节流阀片槽宽B（mm）阻尼力Ffq（N）10.152286.820.143235.630.133290.8原始数据0.153192.1从上表可以看出选用第2组数据可以比较好的满足要求，故按该组数据来改进尺寸。第1组合第3组数据中，阻尼力虽与实践偏差不大，但是理论计算的阻尼力本身偏小，如按这两组尺寸改进的话可能会导致较大的偏差。另外选取第2组尺寸也是有成本考虑的。改变阀片厚度不必重新选取模具，所以降低了生产成本。（2）高速工况下（V=0.262m/s）高速工况下，式（3-5）可表示为：Ffh=F1h+F2h（3-10）式中：Ffh开阀后的复原阻力F1h开阀后活塞体中小孔产生的复原阻力F2h开阀后阀片与活塞体之间的缝隙产生的阻尼力在V=0.262m/s时，上下腔的流量Qf=1V=132441mm3/s活塞节流孔的流量计算公式同（3-8）来计算。（3-11）式中：开阀后长窄缝隙两端的压差因在高速工况下，复原阀片受到较大的压力，所以此时复原阀片变形，活塞与节流阀片间的缝隙高度h此时为阀片外端的挠度δ，即h=δ。流道从长窄缝变为环形缝隙，故流道宽度近似等于活塞凸台内圈的周长，由给定的活塞参数可得出B=57.15mm。流道的长度l不变。此时（3-9）可如下表示：（3-12）式中：开阀后长窄缝隙两端的压差在开阀后可认为叠加阀片在油液均布载荷的作用下，外径Ra处的最大挠度变形为δ，活塞凸台外延直径Dtt=19.8mm则在活塞凸台外延处的挠度δ=δa·Dtt/2Ra=0.99δa图3-8阀片简化模型在均布载荷作用下，阀片的挠度可由下式得出：（3-13）求解上式可得挠度的通解表达式为（3-14）式中：为微分方程的特解，。方程的边界条件为：在r=Rb处有（3-15）在r=Ra处有（3-16）根据以上边界条件确定积分常数为，，，其中，可求得阀片的最大挠度为：（3-17）此时，式可如下表示：其中D为阀片弯曲刚度，（3-18）其中，E为阀片的弹性模量，h为阀片的等效厚度。则有（3-19）阀片的等效厚度根据经验公式求得：（3-20）实际中，复原阀使用了5片复原阀片，还有一片节流阀片片。复原阀片厚度H1=0.15mm，节流阀片选用改进后的尺寸H2=0.13。代入数据可求得等效厚度h=0.266mm。联立（3-12）和（3-19）可得：δ=0.48mm将挠度值带入（3-12）并与（3-10）、（3-11）联立可得：Ffh=2723N简化后理论计算求得的Ffh与实际要求3470±690N这一范围还是有一定差距，跟Ffq一样比实际要求的阻尼力值偏小，这是由于中间计算的简化导致的。计算过程中，把环形缝隙的长度近似看为内圈的周长，减小了阻尼力值。为了达到比较理想的阻尼力值，实际中，可增加一片复原阀片，但其厚度应较薄，取0.1mm左右为宜。3.4压缩阀参数的计算与校核3.4.1底阀阀系组成底阀阀系由两部分组成，分别为压缩阀和补偿阀。补偿阀由于压缩阀回位弹簧的刚度比较小，外加其流通面积很大，实际当中其产生的阻尼力值较小，理论计算式可以忽略。图3-8底阀系总成图3.4.2压缩阀的两个工作状态分析由于压缩阀不存在开槽的节流阀片，所以无论在低速还是高速运行时，压缩阀始终要保持开阀状态，只不过低速时开阀面积较小，高速运行时开发面积较大。下图为压缩阀的流通状态示意图：图3-9压缩阀流通状态图图3-10压缩阀状态细节图3.4.3.压缩阀参数计算首先给出计算中需要用到的关键尺寸数据：压缩阀阀杆上薄壁小孔的直径dg=2mm，孔面积Ak长度lg=0.5mm，个数n=4；压缩阀阀芯外圈直径dx=6.5mm，内圈直径dx=5.2mm，2=12mm2，长窄缝隙流通长度lx=0.65mm；压缩阀弹簧预紧力F=7.5N，刚度K=1.7N/mm；经分析可得，压缩阻力是由压缩阀杆中的4个薄壁孔产生的阻尼力和压缩阀芯与压缩阀片之间的缝隙产生的阻尼力两部分构成的，此时式（3-5）可表示为：Fy=F3+F4（3-21）式中：Fy压缩阻力F3压缩阀杆的薄壁小孔产生的复原阻力F4压缩阀芯与压缩阀片之间的缝隙产生的阻尼力压缩阻力Fy可由下式求得：Fy=Ag=Ag（）（3-22）式中：内筒与外筒的压差薄壁小孔产生的压降缝隙产生的压降（1）低速工况下（V=0.062m/s）低速工况下，式（3-21）可表示为：Fyd=F3d+F4d（3-23）式中：Fyd低速时的压缩阻力F3d低速时的薄壁小孔产生的阻力F4d低速时缝隙产生的阻力在V=0.062m/s时，流量Qy=AgV=12462mm3/s压缩阀杆上的薄壁孔流量应按薄壁小孔流量计算公式计算：（3-24）式中：Cq流量系数，一般取0.63节流小孔两端的压差压缩阀片与压缩阀芯形成的长窄缝流量计算应按缝隙流动的公式计算：（3-25）式中：窄缝隙两端的压差B缝隙宽度，此处取阀芯内圈圆周，B=16.33mmh缝隙高度此处缝隙高度h可由以下关系求得：（3-26）将（3-26）带入（3-25）后，与（3-22）、（3-23）（3-24）联立可得：Fyd=347N与实际要求相比，该阻尼力偏小。偏差不大，在合理范围内。（2）高速工况下（V=0.262m/s）高速工况下，式（3-5）可表示为：Fyg=F3g+F4g（3-27）式中：Fyg高速时的压缩阻力F3g高速时薄壁小孔的阻力F4g高速时缝隙的阻力在V=0.262m/s时，上下腔的流量Qf=AgV=52662mm3/s高速时，薄壁小孔阻尼力和缝隙阻尼力的计算方式同上。带入相应数据可得：Fyg=1891.4N实际要求为1240-1990N，符合要求。3.5对产品生产工艺的一些改进措施由以上计算可以知道减振器在低速工况下，其复原阻力值偏小，通过减小发片的厚度可以较好的解决。同时在高速工况下其复原阻力虽达到要求，但还是普遍偏小。这可能导致实际试用中，由于减振器的磨损，而是减振器在短时间内就失效，降低了使用寿命。所以可以适当提高复原阀片数，在保证阻尼力值没有超出最大力的范围内时，尽量提高减振器出厂时的复原阻尼力。对于压缩阻尼的调节，可以通过增大或减小压缩阀弹簧的刚度或预紧力来实现。当然还可以通过改变压缩阀限位器上节流小孔的数目或者是节流孔直径来控制压缩特性。实际中生产中可以通过以上两个方面入手来得到理想的阻尼特性。由于现在汽车产品更新较快，所以对减振器的市场的灵敏度也提出了较高的要求。如不能快速的响应市场需求，将会丧失很多机会。为了减小新产品的开发周期，本文对其减振器阀系做了2种改进。3.5.1用阀片组代替单一阀片在原厂的减振器中，往往只使用同一种阀片，改变阻尼特性是通过改变阀片数或者其他部件结构来实现，这导致减振器阻尼力值的离散性比较高，难以满足多变的阻尼力。另一方面，改变其他部件往往会增加较大的成本，比如要改变减振器的活塞参数的话需要