摩托车液压减震器设计【双筒式液压减震器】
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.大学毕业设计说明书题 目: 摩托车液压减震器设计 专 业: 机械设计制造及其自动化 学 号: . 姓 名: . 指导教师: .教授 完成日期: 2012-5-17 目录第1章 绪论11.1 选题的目的和意义11.2 国内外研究现状21.3研究的主要内容及方法3第二章 摩托车减震器示功特性分析32.1液压减震器的机构及工作原理32.2系统组成42.3建立模型52.3.1摩托车减震器的动力学模型52.3.2摩托车减震器示功图测试模型62.4摩托车减震器示功图62.4.1简化测试模型的示功图62.4.2实测示功图分析7第三章 双筒式液压减震器的设计93.1 双筒式液压减震器的设计参数93.2 双筒式减震器参数和尺寸的确定103.2.1 减震器工作缸直径D的确定103.2.3 液压缸壁厚、缸盖、活塞杆和最小导向长度的计算123.2.4 液压缸的结构设计193.2.5 活塞及阀系的尺寸计算203.2.6密封元件和工作油液的确定24总结27致 谢28参 考 文 献29摩托车液压减震器设计摘要 为改善车辆行驶平顺性,悬架中与弹性元件并联安装减震器,为衰减震动,车辆悬架系统中采用减震器多是液力减震器,其工作原理是当车架(或车身)和车桥间受震动出现相对运动时,减震器内的活塞上下移动,减震器腔内的油液便反复地从一个腔经过不同的孔隙流入另一个腔内。此时孔壁与油液间的摩擦和油液分子间的内摩擦对震动形成阻尼力,使车辆震动能量转化为油液热能,再由减震器吸收散发到大气中。在油液通道截面和等因素不变时,阻尼力随车架与车桥(或车轮)之间的相对运动速度增减,并与油液粘度有关。发展到今天减震器的结构有了很大的改变,性能也有了极大的提高。通过对减震器的发展历史和发展趋势的深入了解,明确了设计该型减震器的重要性和意义,并设计了一种应用于微型车辆悬架的双筒油压减震器。本文研究的主要问题如下:(1)对双筒式油压减震器的结构设计,结构设计主要是确定减震器的类型、布置形式、安装角度和选用数量,这是进行尺寸设计的基础。(2)对双筒式油压减震器的尺寸设计,尺寸设计的过程主要包括相对阻尼系数以及最大卸荷力的确定,减震器工作缸、活塞、活塞杆、阀系以及相关零部件的尺寸计算。(3)完成结构设计与尺寸设计后应对减震器的强度和稳定性进行校核,校核的结果应符合国家相关技术标准。本文的研究成果对减震器的进一步研究有重要的理论和实际应用意义,本文提出的优化方案为实际的生产制造提供一定的理论依据。关键词:油压式; 减震器; 优化;阻尼系数;工作缸ABSTRACT The shock absorber is an important constituent of automobile suspension; it has a big change in the structure of the shock absorber until now. The performance also had big enhancement. Through the deep understanding of the history and tendency of the shock absorber, we make clear the importance and significance of the designing of the shock absorber, and design a kind of shock absorber which is applied to the suspension of the compact car. The main problems discussed in this paper are as follows:(1)The design to the structure of the gasification type shock absorber. It mainly determines the types of the shock absorber, layouts, the angle of installing and the quantity of selecting, these are the foundation of the designing of the sizes.(2)The design to the size of the gasification type shock absorber. It includes relative damping coefficient, the determination of the biggest discharge strength, and the computing of the sizes of work cylinder, piston, connecting rod, valve and related spare parts.(3)After completing the structural design and the designing of the sizes, the shock absorber intensity and the stability should be checked, the results should conform to the country related technical standards.In this paper, the results of research has important theoretical and practical significance on the shock absorbers further study, the optimal scheme which put forward in this paper has provided the certain theoretical basis for the manufacturing of the reality production.Key words: Type;Shock Absorber;Optimization;Damping Factor;Work Cylinder29第1章 绪论1.1 选题的目的和意义中国摩托车工业自上世纪九十年代开始快速发展,已经连续13年位居世界产量第一。摩托车产业作为国民经济的重要组成部分,年产值大约占国内生产总值的1,在生产企业集中的地区,摩托车产业已经成为该地的支柱产业。减震器作为摩托车的组件,为人们在驾驶摩托车过程,保障安全、舒适性起了重大作用,具有研究意义。 随着国内一些城市的“禁摩”是不是意味着中国摩托车行业已是“夕阳行业”?答案是否定的。中国摩托车行业广阔的国内市场已由城市转向农村,而摩托车具有交通工具、生产工具、休闲工具“三位一体”的巨大优势和旺盛需求,是“新农民”扩大行动半径、运输农业产品、改善生活质量的最佳选择之一。时下,由于有建设社会主义新农村的“国策”支持,在“老农村”向“新农村”转型的建设过程中,在“旧农业”向“新农业”升级的发展变革间,在“土农民”向“新农民”进步的社会大潮下,由于公共财政倾斜、农村基础建设、农业产业升级、农民收入提升等“利好”不断,使得包括生活消费品、住宅消费品、能源消费品、交通消费品、休闲消费品等在内的各种消费需求被大面积“激活”,处于空前旺盛的“后发”增长态势。伴随国内农村越来越多的人使用摩托车,面对农村的多山地,对摩托车减震器的创新开发设计又尤为迫切了。 摩托车减震器按其安装位置的不同可分为前减震器和后减震器两大类。前减震器是连接前轮与车身之间的一切装置的总称,按其结构特性,可分为套筒式前叉减震器和下拉杆式减震器两大类,目前,摩托车前减震器的形式以套筒式为主。后减震器则按阻尼器的构造形式可分为单筒减震器和双筒减震器等,由于双筒减震器可使减震液在任何时候都能充满工作缸,保证了阻尼器的正常工作,因此目前摩托车上所用的后减震器主要是双筒减震器。近年来,随着摩托车品种的不断更新,人们对车辆的行驶平顺性和乘骑舒适性也提出了更高的要求。发动机排量及摩托车自身质量的加大,也对摩托车减震器的设计要求越来越高。 传统的摩托车减震器设计方法主要是凭借设计人员的经验确定设计参数,然后通过反复的试验进行参数修正。通常采用将结构参数不同的减震器装备于欲匹配的摩托车,由试车员进行实车试验评价,这种方式往往需对减震器内部结构参数进行反复调整和多次的开发、试验,不但设计周期长、资金消耗大,而且较难获得最优的减震器特性,也与国家创建资源节约型、环境友好型国策不符。只有理论结合实践,通过力学、材料学、设计学科学的论证设计方法,才能更有利于摩托车减震器的发展。1.2 国内外研究现状 经过50多年的发展,摩托车已成为我国使用最普遍的交通工具之一。我国摩托车行业自新中国成立以来,其发展历程大体可分为三个时期。(一)起步发展时期,生产发展缓慢,没有规模生产能力。(二)蓬勃发展时期,初步形成了生产规模,摩托车行业作为汽车工业的一部分已不再无足轻重。(三)高速发展时期。摩托车产量年增长速度超过50%,成为世界摩托车行业的领导者。近年来,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。橡胶寿命设计、制造等多方面技术有了一定的增张。又随着高速公路的迅速发展,对舒适性的要求也越来越高,国内对减震器研究及产品开发工作重视了起来。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,均取得了喜人的成绩。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。例如德国大众公司,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。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。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。如今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。而我国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。1.3研究的主要内容及方法 查阅相关的文献资料,对课题进行初步的了解,确定设计方案,对其进行合理设计。对摩托车减震器的结构进行分析设计,对有关参数进行运算论证,搞清工作原理,绘制原理图。通过对摩托车减震器系统的分析设计,巩固机械设计中的设计原理及其作用,为自己日后在机械设计方面的研究积累经验。第二章 摩托车减震器示功特性分析2.1液压减震器的机构及工作原理图2-1为125 型摩托车前轮液压减震器结构原理图。该结构为内置弹簧式,在滑柱内腔装有一活塞杆,滑柱内腔被活塞隔开的左右两部分通过活塞杆的内孔和导流孔连通。活塞杆通过螺钉与外筒固连,杆上开有两个阻尼小孔。滑柱受压时, 弹簧1 被压缩, 提供缓冲阻力, B 腔容积减小, 腔内空气受到压缩,腔内液压油通过导流孔进入活塞杆内腔。同时A 腔容积增大,形成局部真空,通过两阻尼孔吸油,产生压缩阻力;复原时,在弹簧1 的回复力作用下, A 腔容积减小,腔内油压增加,只能通过阻尼孔和配合缝隙排出腔外,形成复原阻力。阻尼力将振动能量转化为热能, 减小车轮振动传给车身的振幅和能量,提高行驶的平稳性和舒适性。 图 2-1 125型摩托车前轮液压减震器结构原理图2.2系统组成图2-2 是减震器示功图计算机检测系统的组成框图。机械部分由调速电机驱动,通过皮带降速将运动传给曲柄滑块机构产生往复直线运动。由于曲柄滑块机构在运动时存在曲柄旋转时的离心惯性力和滑块周期性的往复惯性力,因此,一方面在曲柄轮上加平衡配重,另一方面用大皮带轮兼作飞轮,储存能量,增加整个转动件的惯性矩,减小转矩波动和惯性力的影响。试验台采用框架结构,力传感器装在上部,试验时与减震器的活塞杆相连,用来检测阻力的大小。飞轮一端与编码器相连,检测速度和位移。单片机测试仪接受计算机的指令对力传感器和编码器的输出进行采样,将力和速度值在数码管上显示,并通过RS232 串口将采集的数据送给计算机,由计算机经过计算和处理在屏幕上绘出示功图和速度特性图,并通过打印机打印出检测报告。 图2-2 计算机检测系统2.3建立模型 2.3.1摩托车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) 图2-3 路况简化图其中m为质量,单位kg, c为阻尼系数,k为弹性系数。2.3.2摩托车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, 如图3c) 所示。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,为连杆长度,为曲柄旋转的角速度。2.4摩托车减震器示功图2.4.1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2-4 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 。Pf=5Py=5 S=5 图2-4线性阻尼模型的示功图2.4.2实测示功图分析图2-5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2-5(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2-5(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2-5(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2-5(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2-5(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2-5(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。第三章 双筒式液压减震器的设计3.1 双筒式液压减震器的设计参数筒式减震器设计中涉及的参数较多,大致可以分为如下几类:(1)整车参数包括车辆全重、悬置质量、车辆纵向的转动惯量、车辆悬架刚度、车辆振动固有频率(圆频率)、减震器个数等。(2)几何布置参数包括减震器的位置、弹性元件位置、安装杠杆角度等。(3)减震器结构参数包括减震器长度、减震器活塞直径、活塞杆直径、阀孔位置、阀孔个数、阀孔直径、减震器筒径、工作缸直径与长度、储液筒直径与长度等。(4)减震器工作参数包括减震器的工作长度、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、减震器阻尼系数等。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。减震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。设计减震器时,阻尼比的确切值是未知的,它只能通过测定减震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、减震器阻尼力等物理量的值,所以,在设计过程中通常从减震器吸收振动能量的角度来估计阻尼比的值。3.2 双筒式减震器参数和尺寸的确定 3.2.1 减震器工作缸直径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: (3.1)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=0.300.35,取为0.3。根据式(3.4)计算得: = =20.05mm 由上式计算得出工作缸直径的理论值,再依据QC/T491-1999汽车筒式减震器尺寸系列及技术条件,如表3.1。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3.1 筒式减震器工作缸直径 (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3.2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。3.2.2 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3.3和表3.4设计要求来选取标准值,故选取活塞行程为180。 表3.2 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)250055006002000504000700070028006550001000010003600表3.3减震器设计尺寸 ()工作缸直径D基长贮液筒最大外径防尘罩最大外径压缩到底长度允差最大拉伸长度允差(HH型)(CG型)(HG型)(GH型)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、为行程。 3、压缩到底长度。 4、最大拉伸长度。3.2.3 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: (3.2) 式中:实验压力,一般取最大工作压力的(1.251.5)倍;液压缸壁厚;液压缸内径:缸筒材料的许用应力。其值为:铸铁:=100110MPa。计算得:=0.675 表3.4 减震器活塞行程 ()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2,内径D为30。因为比值小于0.1,故 (3.3)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2,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 (3.4)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,由式(3.8)与式(3.9)可知: (3.5)0.25 (3.6)得 表3.5 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: (3.7) = =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 (3.8)有孔时 (3.9)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 =0.0061m4、活塞杆的计算 减震器活塞杆(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震器渗漏油影响较大,在减震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 (3.10)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l/d的比值大于10时要进行稳定性校核,依据长度折算系数知=0.7260/r (3.11) (3.12) 由欧拉公式计算 符合要求。 (3.13)d1空心活塞杆内径,对实心杆,d1=0。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。 (3.14) 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 (3.15)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 (3.16)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3.6 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 (3.17)压杆的稳定条件为 由式(3.17)和式(3.20)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,影响减震器工作的稳定性,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(3.21)的要求: (3.18)式中:L液压缸的最大行程; D缸筒内径。3.2.4 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。3.2.5 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。在减震器工作的时候,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。考虑到减震器的内部尺寸较小,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17。(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: (3.19)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 (3.20)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。阀片在减震器中起截流的作用,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。考虑到减震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: (3.21)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3.7 旋绕比C的选用范围d/0.20.40.4511.122.567161842C7145125104948463.2.6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,不断与减震器密封部发生接触。接触结果一方面侵蚀和磨损减震器密封部外露面,另一方面,在一定条件下会穿越密封部而进入减震器内,恶化减震器性能、降低减震器寿命。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。自然界泥水进入减震器内部后,对减震器产生复杂、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,改变减震器额定设计阻尼;(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)其微粒使减震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3.8 密封尺寸项目尺 寸 (mm)d1810121820222526d2max6.68.410.215.817.719.622.523.4自然界泥水进入减震器内部,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,减震器内各零、部件工作关系迅速恶化,这种恶性循环将急剧降低减震器的耐久性能。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。车辆减震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,将降低减震器的抗拉强度。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,减震器油封分总成是减震器的关键部件之一。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3.1和表3.8 说明的仅仅是比较典型的情况。图3.2 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。总结 本文设计一种能应用于大部分摩托车双筒液压式减震器。目前,国内外学者对减震器的研究主要集中在汽车减震器方面,本文在前人研究的基础上,针对摩托车减震器的原理进行了一定的分析,尺寸设计进行了一定计算,同时对相关零部件进行强度校核和稳定性验算。根据本文对减震器的优化设计,得出如下结论:(1) 本文通过对减震器示功特性的数学模型及其他影响它的一些外部因素(如复原节流孔过大;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导致复原阻尼力过小,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;底阀脱落导致压缩阻力过小等等)的研究为日后减少这些方面对减震器性能的影响打下了一定得基础。(2) 设计了双筒液压式减振器的结构参数和减振器工作参数,这其中主要包括工作缸直径、活塞行程、活塞及阀系尺寸、活塞杆结构等。(3) 对双筒液压减振器的结构设计与尺寸设计的强度和稳定性等方面的校核,校核的结果均符合设计的相关技术要求。 但是由于时间和个人能力有限,与课题有关的研究工作还存在许多需要改进和完善之处,待来日于实践中提升。致 谢经过半年的忙碌和工作,本次毕业论文设计已经接近尾声,作为一个本科生的毕业论文,由于经验的匮乏,难免有许多考虑不周全的地方,如果没有导师的督促指导,以及一起工作的同学们的支持,想要完成这个设计是难以想象的。在论文写作过程中,得到了.等教授的亲切关怀和耐心的指导。他们严肃的科学态度,严谨的治学精神,精益求精的工作作风,深深地感染和激励着我。从课题的选择到项目的最终完成,.等教授都始终给予我细心的指导和不懈的支持。多少个日日夜夜,他们不仅在学业上给我以精心指导,同时还在思想、生活上给我以无微不至的关怀,除了敬佩他们的专业水平外,他们的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样,并将积极影响我今后的学习和工作。在此谨向老师教授们致以诚挚的谢意和崇高的敬意。 论文从开始进入课题到论文的顺利完成,感谢可敬的师长、同学、朋友给了我无言的帮助!感谢培养我长大含辛茹苦的父母,谢谢你们!最后我还要感谢.和我的母校.大学四年来对我的栽培。参 考 文 献1陈守庆.摩托车减震器行业的现状及发展策略J. 摩托车技术,2003,5:32-382张冰蔚,单春贤.摩托车减震器示功图测试与分析J. 华东船舶工业学院学报, 2000,14(4):59-62 3田茹会, 王钟羡. 改进的遗传算法在减震器优化中的应用J. 机械工程师,2006.(03) 4摩托车技术M.北京,机械工业出版社,20055单春贤,张冰蔚,陆勇.摩托车前减震器阻尼特性数学模型的建立 江苏理工大学学报,2001,22(5):26-326单春贤,仲敏波,
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