液压减震器性能测试与实时显示试验台的结构设计【含CAD图纸、说明书】
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压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985毕 业 设 计(论文)题目 液压减震器性能测试与实时显示试验台的结构设计专 业: 学 生 姓 名: 班 级: 学 号: 指 导 教 师: 完 成 时 间: 压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985摘要伴随中国综合实力的飞速发展,国内铁道运输得到了空前的发展。同时随着先进技术的不断发展,液压减震器在其领域内又占有相当大的比例。液压减振器是机车车辆上重要部件之一。车轮表面的不规则和轨道的不平顺都直接经车轮传到悬挂部件上去 ,使机车车辆各部分高频和低频振动。如果这种振动不经过减振器来衰减,就会降低机械部件的结构强度和使用寿命。因此,对减振器及其试验台的研究就具有十分重要的实际意义。本文设计的题目是液压减震器性能测试与实时显示试验台的结构设计。主要针对教学具备多种实时显示功能的液压减震器性能测试实验台,进行整体方案和零部件的设计和分析。设计之初介绍了机车液压减振器及其检测技术的国内外现状,简要分析了我国目前常见的液压减振器的原理、作用、性能特点等。同时对国外和国内机车液压减振器试验台的结构及优、缺点进行了详细的分析。本文在查阅了国内外相关资料的前提下,对本次设计的课题进行了总体结构设计、在分析的同时对部件的结构设计、主要零部件的设计、计算及校核。利用AUTO CAD二维绘图软件进行了零件的设计和装配,以满足使用要求。最终完成减震器台架、台架的总体设计和主要零部件设计。最终达到本次设计的综合训练的目的。关键词:液压减震器、试验台、作功图试验、阻尼特性试验ABSTRACTWith the rapid development of China s comprehensive strength , the domestic rail transportation has been an unprecedented development. Simultaneously with the development of advanced technology , hydraulic shock absorbers in its territory and occupies a large proportion. Hydraulic shock absorber is one of the important components on locomotives . Irregular and smooth the surface of the track wheels are transmitted directly through the wheel suspension components up to make the various parts of the rolling stock high and low frequency vibration. If such a vibration damper without attenuating , will reduce the strength and life of mechanical structural components . Therefore, the study of the shock absorber on its test stand has a very important practical significance .This design is entitled hydraulic shock absorber performance testing and real-time display structure designed test rig . Mainly for teaching with a variety of real-time display of the hydraulic shock absorber performance test bench, the design and analysis of the overall program and components . Beginning of the design introduced the current domestic and international motorcycle hydraulic shock absorber and detection technology, a brief analysis of the current principles of the common hydraulic shock absorbers , function, performance characteristics , etc. While the structure and priorities of foreign and domestic motorcycle hydraulic shock absorber test rig , a detailed analysis of the shortcomings . In this paper, the relevant information at home and abroad under the inspection of the premise, the subject of this design were the overall structural design, structural design of components , the main components of the design , calculation and check in the same analysis. The use of two-dimensional drawing software AUTO CAD design and assembly of parts to meet the requirements.The final completion of the shock absorber bench , overall design and key components gantry design. Ultimately designed this comprehensive training purposes .Keywords : hydraulic shock absorbers , test bench for dynamometer testing , the damping characteristic testI目 录摘要IABSTRACTI第1章绪论41.1 减震器的发展概述41.2 液压减震器的工作原理及分类51.2.1 液压减震器的工作原理51.2.2 液压减震器的分类51.3 液压减震器的研究现状及发展趋势71.3.1 液压减震器的研究现状71.3.2 液压减震器的发展趋势81.4液压减振器试验台的组成及种类81.5液压减振器试验台的研究状况及发展趋势91.5.1 液压减振器试验台的研究状况91.5.2 液压减振器试验台的发展趋势101.6课题研究的意义及内容11第2章 液压减震器试验台总体结构设计132.1 液压减震器试验台设计要求及基本性能132.1.1 液压减震器试验台设计要求132.1.2 液压减震器试验台基本性能132.2 液压减震器试验台架满足三个试验的要求132.2.1 减振器示功试验132.2.2 液压减振器试验台阻尼力试验142.2.3 液压减振器试验台耐久特性试验142.3 液压减震器试验台总体结构设计142.4 液压减震器试验台液压系统设计15第3章 液压减震器试验台主要零部件设计163.1 液压减震器的确定163.1.1 减振器相对阻尼系数的确定163.1.2 减振器阻尼系数的确定163.1.3 最大卸荷力的确定163.1.4 减振器工作缸直径D的确定173.1.5 减振器活塞行程的确定173.2 电磁激振器的选择173.3 车轮的设计183.4 弹簧的设计183.5 导柱的设计193.6 板的设计203.7 减震器轮胎链接件设计203.8 液压缸的设计203.8.1 液压缸的作用力203.8.2 缸筒内径的确定213.8.3 活塞杆直径的确定213.9 主要零件的校核23第4章 结论24致谢25参考文献26II第1章 绪论1.1 减震器的发展概述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。1.2 液压减震器的工作原理及分类1.2.1 液压减震器的工作原理其工作原理是当车架(或车身)和车桥间受振动出现相对运动时,减振器内的活塞上下移动,减振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振动形成阻尼力,使汽车振动能量转化为油液热能,再由减振器吸收散发到大气中。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。1.2.2 液压减震器的分类从不同的角度出发,可以把液压系统分成不同的形式。1、按油液的循环方式,液压系统可分为开式系统和闭式系统。开式系统是指液压泵从油箱吸油,油经各种控制阀后,驱动液压执行元件,回油再经过换向阀回油箱。这种系统结构较为简单,可以发挥油箱的散热、沉淀杂质作用,但因油液常与空气接触,使空气易于渗入系统,导致机构运动不平稳等后果。开式系统油箱大,油泵自吸性能好。闭式系统中,液压泵的进油管直接与执行元件的回油管相连,工作液体在系统的管路中进行封闭循环。其结构紧凑,与空气接触机会少,空气不易渗入系统,故传动较平稳。工作机构的变速和换向靠调节泵或马达的变量机构实现,避免了开式系统换向过程中所出现的液压冲击和能量损失。但闭式系统较开式系统复杂,因无油箱,油液的散热和过滤条件较差。为补偿系统中的泄漏,通常需要一个小流量的补油泵和油箱。由于单杆双作用油缸大小腔流量不等,在工作过程中会使功率利用下降,所以闭式系统中的执行元件一般为液压马达。2、按系统中液压泵的数目,可分为单泵系统,双泵系统和多泵系统。3、按所用液压泵形式的不同,可分为定量泵系统和变量泵系统。变量泵的优点是在调节范围之内,可以充分利用发动机的功率,但其结构和制造工艺复杂,成本高,可分为手动变量、尽可能控变量、伺服变量、压力补偿变量、恒压变量、液压变量等多种方式。4、按向执行元件供油方式的不同,可分为串联系统和并联系统。串联系统中,上一个执行元件的回油即为下一个执行元件的进油,每通过一个执行元件压力就要降低一次。在串联系统中,当主泵向多路阀控制的各执行元件供油时,只要液压泵的出口压力足够,便可以实现各执行元件的运动的复合。但由于执行元件的压力是叠加的,所以克服外载能力将随执行元件数量的增加而降低。并联系统中,当一台液压泵向一组执行元件供油时,进入各执行元件的流量只是液压泵输出流量的一部分。流量的分配随各件上外载荷的不同而变化,首先进入外载荷较小的执行元件,只有当各执行元件上外载荷相等时,才能实现同时动作。此外,还有新型油压减振器,新型油压减振器包括一系悬挂用垂向油压减振器,二系悬挂用垂向、横向和抗蛇行油压减振器,以及用于连接车体并驱动制动单元的耦合减振器。全液压传动机械性能的优劣,主要取决于液压系统性能的好坏,包括所用元件质量优劣,基本回路是否恰当等。系统性能的好坏,除满足使用功能要求外,应从液压系统的效率、功率利用、调速范围和微调特性、振动和噪声以及系统的安装和调试是否方便可靠等方面进行。现代工程机械几乎都采用了液压系统,并且与电子系统、计算机控制技术结合,成为现代工程机械的重要组成部分。1.3 液压减震器的研究现状及发展趋势1.3.1 液压减震器的研究现状传统的设计方法主要是根据经验确定设计参数通常采用结构参数不同的样机,装备于欲匹配的汽车,由试车员进行实车试验评价。这往往须对减振器内部参数进行多次反复调整,和许多次的开发、试验。这种完全依赖与样机实验的设计开发方法不但周期长、消耗大,而且较难获得最优的减振器特性。为克服上述方法的缺点,减少减振器样机试制及实车试验的费用,并缩短开发周期,利用CAD/CAE技术进行减振器的设计开发已 经成为必然的趋势。其基本过程是:基于减振器的结构建立数学模型,并经模拟分析得到其阻尼特性,将此特性用于汽车系统的动力学和振动分析,以评价汽车的操纵稳定性和乘坐舒适性 平顺性等性能,在此基础上对减振器的的特性和结构进行优化设计。该过程的核心问题是在设计阶段能够准确地预测减振器的特性,也就是建立能够准确反映减振器特性的数学模型,并在此基础上进行CAD 设计。 从20世纪70年代开始,国外学者就已经开展了双筒液压减振器工作特性的模拟分析研究。其中,比较有代表性的是Lang的工作,他建立了悬架减振器的8 3参数模型,用于研究其外特性高频畸变现象。Lang采用简化的汽化和液化模型描述工作腔室内混入气体发生的变化, 利用模拟电路实现减振器特性的仿真。Lang的模型及其开展的模拟分析工作,代表了1970年代减振器建模和仿真分析技术水平,但用来研究减振器对整车性能的影响,却很不适用。到1980年代末期,Karadayi和Masada认为Lang的模型虽然能够较好地表达减振器的非线性特性,但是过于复杂,不适用于汽车系统动力学和振动仿真分析。为了建立一种既能展示减振器特性又较为简明的模型,他们采用了将减振器等效化为弹性元件、阻尼元件、间隙及摩擦元件等组合而成的力学模型。此后,许多学者对双筒液压减振器的建模开展了大量的研究工作。等在1990年代中后期将这种建模应用于重型车辆悬架减振器的建模,并采用了非线性的弹性和阻尼元件,其模型仿真结果在活塞运动频率小于IOHz ,速度小于lm/,的范围内与实验结果吻合的较好。 如果应用在其它范围和其它类型车辆上的减振器的仿真分析,误差就比较大了。我国在此领域的起步较晚,但也进行了一些分析研究工作。但都是对减振器的结构做了较大的简化后,建立了一些简化的模型,有关减振器等效参数化模型的研究主要是将国外的建模方法应用到国产汽车悬架减振器的建模。综上所述,国内外至今所建立的减振器分析模型,基本上都是集总参数模型,其关键的模型参数很大程度上依赖于实验测定,因此不适用于减振器特性的预测分析。而且,现在还没有较好的方法描述求解复原压缩阀片的变形问题。另外,虽然我国减振器的总产量已达1亿只,生产厂也多达200余家,但是技术水平在总体上与国外还存在着较大的差距,产品结构也比较单一,具有自主知识产权的先进减振器产品很少,工作稳定性差,早期漏油失效、产生异常噪声等问题仍较普遍存在。这些都是减振器的设计及工作特性的预测出现了问题导致的结果。1.3.2 液压减震器的发展趋势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 液压减振器试验台的组成及种类减振器试验台一般有液压伺服式和机械式两种。液压式主要由液压伺服系统、控制器、数据采集系统、工控机、作动缸、软件和机器框架组成。机械式主要由曲柄滑块机构、伺服电机(或电机+变频调速)、控制器、数据采集系统、工控机、软件和机器框架组成。1.5 液压减振器试验台的研究状况及发展趋势1.5.1 液压减振器试验台的研究状况油压减振器试验台是检验油压减振器性能的专用设备,为设计、制造及检修减振器的路、段、企业所不可缺少。我国自50年代末设计制造了带油压减振器的202型客车转向架以后,油压减振器的使用范围不断扩大,品种增多,不仅新造客车用,而且内燃机车、电力机车上也用;不仅有国产的垂向、横向减振器,也有国外的减振器,如波兰减振器、KONI减振器、DISPEN减振器、SACHS减振器等。为了检测新造及检修后的油压减振器性能,必须要有相应的检测手段 即油压减振器试验台。我国自60年代初即由四方车辆研究所研制了试验台,现在我国修、造减振器的单位几乎全配备了这类试验台。随着我国实施铁路实施“跨越式”发展战略,铁路快速进入高速发展时期,油压减振器作为机车行装置中重要的部件之一,必须具备适应有效地保证高速列车的运行平稳与安全的性能。在“高速”这个系统工程中,除了要研制性能优良、与机车车辆匹配的减振器之外,具有性能先进、精度较高的检测手段也是必不可少的。要想检验油压减振器的性能,从原理上说就是把某种已知的激励作用在减振器上或减振器与设备共同组成的系统上,并从收集到的响应中分析其性能。故试验台只要具备一个产生激励并把它作用在试件上的部分以及接收或记录试件响应的部分即可。因此复合这个要求的减震器实验台有很多,就目前而言,减振器试验台按照其作用形式分为机械式、液压式和其他形式;按照运动控制方式可以分为手动式、开环式、闭环式等方式。目前使用范围最广的主要是以下三种试验台。1、机械测力式试验台自60年代起,我国铁路机车车辆开始使用减振器,多种型式的油压减振器试验台应运而生。四方车辆研究所专门研制的框架型、J81型、J85型均属此类,原苏联各铁路厂段也多配备了这类试验台。过去普遍采用J85型试验台,其主要技术参数:偏心轴转速62r/min,可调滑块行程0160mm,油压减振器上、下安装座距离350-600mm,扭臂长300mm,画笔杆长720 mm,电源电压380V,电机5.5kW,外型尺寸1791X1100X899mm;净重1675kg。2、机械测力式简单改进版,通过传感器及微机数据处理的试验台目前普遍采用J95、J99型试验合就属此类。J95型双向油压减振器试验台是由青岛四方车辆研究所研制的铁路减振器专用试验设备,于1998年底通过铁道部科技成果鉴定。它由机械传动系统和测试系统组成。机械传动系统基本结构是电机驱动,机械传动,两套曲柄连杆机构组成,可以分别用于垂向和横向减振器的试验。其主要技术参数:垂向及横向允许铡试最大减振阻尼力20KN;横向滑块往复频率0.5Hz,1Hz;垂向滑块往复频率0.25Hz、0.5Hz、1Hz、2Hz;垂向油压减振器上、下安装座距离100600mm,横向油压减振器左、右安装座距离100980 mm;电源电压380V;电机5/7.5KW;外型尺寸2800X900X2000mm;净重2500Kg。J95型油压减振器试验台的测试系统如图2所示,由一台计算机作为数据采集处理器,传感器的信号经过放大滤波和A/D转换后进入计算机进行处理。3、以液压系统输入运动,以传感器、微机等作数据采集、处理的试验台德国SACHS公司研制的液压伺服减振器试验台就是其中典型。几乎与机械测力式装置同时出现的还有用示波器等电测手段来检测减振器的阻抗力与速度的对应关系,由于种种原因,该装置未普及。后来,在该装置的基础上原苏联又研制了以液压驱动、微机控制和处理数据的试验台。其结构特点是:输入部分为液压系统。一般的液压动力油缸其运动随时间的变化不可能是正弦波而类似于梯形波,即活塞运行于油缸中部很长一段距离内基本保持等速运动,仅在活塞接近两端时迅速减速制动,然后再向反方向加速。若把多个油缸的运动串接起来,对每一油缸分别加以不同的速度控制,则可以改善梯形波的形状。若采用一套电液伺服系统再加上闭环控制,则输入波形的可控度是相当高的,既可以输入不同振幅与频率的正弦波,也可以模仿在线路上运行时的随机波。由于输运动的可控性相当好,试件两端的相对运动速度及试件的最大可能阻抗力予先均可控制;又由于用传感器把机械讯号转变成电讯号,故不必再用扭杆来测力,减振器另端也可固定不动,所测的阻抗力中排除了弹性元件的阻抗力,减振器两端的相对运动排除扭杆簧后也变得简单和一致,加以数据的检测与处理中排除了人为因素,故所得结果可比度好,可信度也提高了。1.5.2 液压减振器试验台的发展趋势l、工装夹具的通用性和方便性 目前国内外所使用油压减震器接头形式很多,而且结构类型和尺寸大小有 很多差异,这样就给各个生产厂,车辆段、车辆厂以及检验单位对减振器的检验带来许多问题。特别是减振器新铁标TBT14912004机车车辆油压减震器技术条件中规定对于减振器的阻尼力测试时应去除弹性节点,而做耐久测试时又必须附带弹性节点。这样对工装夹具就有更高的要求,如何设计出更加方便快捷的夹紧装置,对提高测试精度和测试效率起到重要作用。 2、安装距离调整的便捷性 现在我国国内所使用的机车车辆车型很多,减振器的类别和尺寸之间有很 大差异,因此具有方便快捷的安装距离调整对于提高减振器检验效率起到举足轻重的作用。在这方面,油压伺服试验台具有较强的优势。 3、试验台试验速度、试验振幅和试验频率调整的便捷化和随机化 生产厂家所给出减振器性能参数基本上都是基于某一速度点下的阻尼值,而减振器实际的阻尼性能并不是完全线性的,特别是生产过程控制不严时其性 能与设计要求存在更大的差异。为了更好的检测减振器的性能,需要检测减振 器在不同速度、不同振幅、不同频率下的阻尼特性,因此需要试验台调整的便 捷化;减振器实际在装车使用时其振动形式并非频率和幅值均固定的简谐振动,而是随机振动。为使试验台仿真效果更加逼真,需要试验台的随机化。 4、试验台应该能够检测减振器的动态性能 减振器的阻尼特性有静态阻尼特性和动态阻尼特性之分。所谓静态阻尼特性是不计减振器结构和液体刚度产生的动态影响,力和速度之间没有相位变化 现今所使用豹减振器试验台一般只能够通过载荷和位移传感器测定出FS 曲线、FV曲线,而不能够精确的测定力、速度和位移之间的相位关系。不能够给出减振器的动态阻尼特性。随着机车车辆的运行速度的日益提高,列车振动剧烈,起到减振作用的油压减震器基本上工作在高频状态,从而这种建立在低频运动基础上的静态阻尼特性参数对整个走行部分设计已经不太适合。因此能够反映减振器实际状态的动态阻尼性能参数对整个走行部分的设计起到指导性意义。 5、试验步骤的程序化,自动化 为了使减振器试验台具有更好的操作性和更高的效率,应该使减振器试验 台能够提前设定所需要的试验参数,如测试振幅、频率、速度、测试开始时间和测试结束时问等,并能够在测试过程中适时通过死循环回馈进行检测测试数据,与设定值进行比较并进行相应的调整。 6、试验台应能够测定减振器商低温状态下的性能 油压减震器依靠液压油在减振器拉压过程中通过小孔产生的阻尼力来工作,因此温度对减振器的性能有很大的影响,而我国的实际条件决定我国的列车运行过程中所经历的温差变化很大。要全面衡量减振器的性能,需要进行高低温方面的测试和研究。1.6 课题研究的意义及内容减震器是重要部件,事关人的舒适度和一定的安全性。在减震器的生产中,减震器试验台架起着检验和矫正的作用,因而它的设计制造影响着减震器的改进。可以这样说,减震器试验台架的发展在一定程度上决定了减震器的发展,它有助于工作人员正确生产合格的减震器,及减震器各项性能测试。为了尽快改变这种现状,铁道部在近年来引进、消化国外先进技术的基础上,结合油压减震器产品技术条件的修改,对原有标准TB/T2229-1991进行了全面的修订,编制了新的试验台验收标准TB/T2229-2004。因此,设计油压减振器试验台就具有十分重要的实际意义。本课题设计的内容:针对教学用具备多种实时显示功能的液压减震器性能测试试验台,进行整体方案和零部件的设计与分析。1、理解铁道车辆液压减震器的主要功能及结构特点; 2、掌握液压结构设计的基本原理与功能; 3、提出液压减震器主要性能测试(作功图、阻尼力等)及实时显示的技术方案;4、试验台选型配套部件的分析;5、进行总成设计和主要零部件设计,提交相关加工设计图纸;6、提交实时显示的数据处理分析软件;7、完成毕业论文。31第2章 液压减震器试验台总体结构设计2.1 液压减震器试验台设计要求及基本性能2.1.1 液压减震器试验台设计要求1、试验台的试验功能应符合TB/T 1491-2004中有关阻尼性能的试验要求。2、试验台机械部分采用的主要材质应满足试验中的强度、刚度要求。3、试验台的垂向、横向安装座距离和结构应满足各种连接形式的油压减振器安装要求,安装方式。应快捷、方便,正常安装后与被试件连接部分应无间隙。4、拉压力负荷传感器应符合JJG 391-1986中0.05级精度的有关规定;位移传感器应符合JB/T 9257-1999中0.1级精度或JB/T 9258-1999中0.05级精度的有关规定;试验台测试系统的检定应符合JJG 139-1999,JJG 391-1986的有关规定。5、试验台机身和运动附件,在试验台工作时,不应出现异常噪音,颤动不应影响测试精度。6、试验台应便于操作维修,表面油漆层应均匀、平整、光滑。7、试验台应提供有关校准试验台的方式、方法或仪器。8、试验台的安全防护装置、噪声声压级应符合GB 9061的有关规定。2.1.2 液压减震器试验台基本性能1、试验台测试阻尼力范围宜为0 kN-30 kN。2、试验速度及滑块位移应符合油压减振器的试验要求,速度调整范围宜为0.01 m/s-0.5 m/s.3、试验频率范围应满足活塞试验速度要求。4、试验台的系统精度为:(1)、力的测试误差不大于名义值的11%;(2)、位移测试误差不大于11 mm;(3)、速度测试误差不大于名义值的士5%.2.2 液压减震器试验台架满足三个试验的要求2.2.1 减振器示功试验减振器示功试验台可采用机械式或液压式。无论采用何种形式,均需满足以下条件:1、单动:一端固定,另一端实现谐波(正弦)运动。2、行程可调,至少为100mm,测量精度高于1%。3、有级或无级变速,最大试验频率至少为5 Hz。4、功率足够大,在速度为1.0m/ s 时,检测减振器速度误差小于1%。5、力传感器,其精度高于1%。6、减振器示功试验台的3 次检测误差要小于3或40N。测量过程自动记录、保存、处理及输出。2.2.2 液压减振器试验台阻尼力试验1、试件温度为203。测试前,需将减振器在203的温度下至少存放6 个小时。2、运动方向:如没有特别说明,垂直方向。3、减振器活塞位置:减振器行程的中间区域。2.2.3 液压减振器试验台耐久特性试验耐久特性试验设备减振器耐久性试验台可采用机械式或液压式,无论采用何种型式,均需满足以下条件:1、叠加运动;下端(筒身端)进行上下的高频运动,上端(活塞杆端)进行上下的低频运动;或上端固定,下端进行上下的叠加运动。2、机器要装有计数器,自动记录循环次数.3、机器要装温度测量仪,并当温度超过特定数值时,有自动关闭机构。4、机器要装有强制冷却装置,一般为水冷,对试件进行冷却。5、耐久特性试验准备尽可能地去除连接件(如防尘罩),以增大冷却面积,试件的活塞位置位于减振器工作行程的中间区域。上下位置应对中良好,垂直方向安装。并安装强制冷却装置及温度仪。2.3 液压减震器试验台总体结构设计由上面的分析可知:减震器的规格较多,这里选择其中一种系列进行设计计算,其它规格可以此分析。在设计好之后,其它系列可根据台架的调整实现。这里选用:工作缸直径(mm)最大外:径贮液缸最大外径(mm)活塞杆直径(mm)基本长L(mm)压缩阻尼力(N)复原阻尼力(N)测试速度(m/s)温度()行程S(mm)测试频率(Hz)469520560180050000.52201601.67我在这里只进行台架设计,选用汽车车身作为设计素材。通过电磁激震器,做动力元件,模仿路面的不同工况。把减震器固定在两板之间,板1连接在导柱1上进行上下运动。导柱1有四个板4起固定作用,弹簧1有两个是模仿大众悬架弹簧设计,不过弹簧系数只有其0.5。弹簧2有四个分别,分布在板1两边,起保护台架和对试验的补偿作用。这里的所有导柱起固定和导航的作用。具体结构详见装配图。2.4 液压减震器试验台液压系统设计本电液系统由伺服放大器、电液高速线性比例阀、作动器、液压泵站、垂向横向测试机架等部分组成。本试验台通过垂向和横向作动器的运动来模拟列车的振动状态。位移传感器通过模数转换卡把作动器的振动信号输入到计算机,根据一定的控制策略,计算机计算出数字控制电压信号,并通过数模转换卡输出相应的模拟控制电压信号;模拟控制电压信号经过伺服放大器进行功率放大,在控制信号的作用下垂向或横向作动器可以实现任意波形的振动,并可以模拟轨道谱振动。电液系统能否实现高频振动关键在于高性能的电磁阀,即取决于电磁阀的动态响应特性。该试验台采用了日本YuKEN生产的LSVG一036010型高速线性比例阀,该电磁阀的响应频率高达450Hz,流量为60Lmin。高速线性比例阀的控制信号为5I(V)的直流或交流电压,对应于阀芯的正负开口,因此通过改变控制信号的大小和符号可以改变振动速度和方向,实现减震器的压缩和拉伸模拟。具体原理详见下图:第3章 液压减震器试验台主要零部件设计3.1 液压减震器的确定3.1.1 减振器相对阻尼系数的确定 首先确定其簧上质量,参照设计手册。悬架静挠度是指在满载静止时悬架上的载荷与此时悬架刚度才c 之比,即= 悬架与其簧上质量组成的振动系统的固有频率,是影响平顺性的主要参数之.而固有频率(偏频)可用下式表示: C悬架刚度,N/mm;m 悬架簧上质量,kg;n悬架偏频,Hz 而汽车悬架的静挠度可用下式表示: 由这两式可得出: 根据上面公式可以计算出前悬架的静挠度为:=188.6mm汽车悬架有阻尼后,簧上质量的振动是周期衰减振动,用相对阻尼系数的大小来评定衰减的快慢速度。的表达式式中:为悬架系统的垂直刚度;为簧上质量;为阻尼系数。设计时,先选取Y 与S 的平均值 。相对无摩擦的弹性元件悬架,取 =0.250.35;对有内摩擦的弹性元件悬架, 值取的小些。为避免悬架碰撞车驾,取 y =0.5 s 。取 =0.3 计算得:伸张=0.4 压缩=0.23.1.2 减振器阻尼系数的确定减振器阻尼系数。因悬架系统固有振动频率,所以理论上。实际上,应该根据减振器的布置特点确定减振器的阻尼系数。悬架系统固有振动频率的值在1.001.45之间,取为1.2。3.1.3 最大卸荷力的确定为减小传到车身上的冲击力,当减振器活塞振动速度达到一定值时,减振器打开卸荷阀。此时的活塞速度称为卸荷速度,一般为0.150.30m/s,取0.2m/s11。 如已知伸张行程时的阻尼系数,在伸张行程的最大卸荷力是:;式中, x v 为卸荷速度,一般为0.150.3m/s;A 为车身振幅,取 40 mm; 为悬架震动固有频率。代入数据计算得卸荷速度为:v =0.046.90.8cos30=0.24m/s符合x v 在0.150.30 之间范围要求。根据伸张行程最大卸荷力公式: F o =可以计算最大卸荷力F o =765.3KN3.1.4 减振器工作缸直径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: 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,单筒式减振器取=0.300.35,取为0.3。计算得:D=30.05mm由上式计算得出工作缸直径的理论值,再依据QC/T491-1999汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件。将工作缸直径D圆整为标准系列直径为46mm;初选壁厚取为3mm,材料选用20钢。3.1.5 减振器活塞行程的确定减振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,并参照设计手册的要求来选取标准值,故选取活塞行程为160。3.2 电磁激振器的选择激振器是整个系统的动力来源,模仿路面个汽车带来的各种不同工况。这里选择JZQ系列。JZQ一系列电动式激振器是一种电/机变换器,即将电能转换为机械能,对试件提供激振力的一种装置。它配合KD57系列宽频带功率放大器再加上其它相关仪器,可广泛地应用于各种工程结构如火箭、导弹、飞机、船舶、汽车、机床、火车、矿山机械、房屋建筑等等,特别适用于桩基、桥梁、水坝等结构的振动试验。此外,它可以用作振动台,对小型仪表、零件等作环境振动试验、疲劳试验以及对传感器进行校验。电磁激振器应选择激振力较大的,选择JZQ-50(江苏省宝应新力振动仪器厂)台面顶杆总高长宽总质量最大激振力最大激振频率mmmm190mm200mm200mm3.3 车轮的设计选择普通的试验轮胎,轮胎在50260mm,轮胎宽在30200mm之间,在这选择轮胎180mm,轮胎宽100mm,胎厚90mm。弹簧下的车轮和车桥的质量越大,其固有振动频率越低,分母中,对具有与同样的关系。与振动时相反,为了减小车身的摇摆,弹簧下的质量越大越好。但这样做使汽车的行驶性能变坏。这是因为以的关系表示的阻尼系数n减少了。这样一来,车桥系统的自激振动不可避免地要有所加强。另外,在车桥系统上,如果车轮的重量增加,则支承车身的悬架弹簧向下推压车桥的加速度将减小。由于以上两个原因,就产生了车轮要从波状路面跳离的倾向,使汽车的行驶性能变坏。所以实际上车桥系统的质量应尽量减轻。但是在减震器的试验过程中是可以很大的,这样就减少了减震器的横向摆动,这就只需要考虑对减震器的影响就可以了。3.4 弹簧的设计弹簧在车辆行驶过程中,承受高频往复压缩运动,起着缓冲和减振作用,其质量好坏对车辆平稳性、安全性起着至关重要的作用。专业企业承包生产的汽车悬架弹簧表面平整光滑、规格尺寸规范、喷漆工艺水平高。家用车、乘用车对悬架弹簧性能要求较高,以达到减小噪声、振动小、弹性好、平稳性好、舒适性好等特性;商用车(重型及超重型载货车)需要高强度悬架弹簧。悬架弹簧的技术发展趋势总体上为轻量化(高应力)、高可靠性,悬架弹簧设计应力普遍要求大于1000MPa,高的可达1200MPa。1、弹簧1的设计采用两边对称弹簧,都是压缩弹簧,和减震器在车上的配合弹簧一样。弹簧的加工过程:卷簧回火(420 , 40min) 磨端面抛丸处理压并分选包装入库。此配合弹簧,悬架弹簧一般用常用Si-Mn系列钢60Si2MnA、55SiMnVB、55Si2Mn这个材料的应力 1000MPa ;这里选用普通钢线SWC 长度L=310mm F=1800/2=900N 有效行程h=50mm 在自由状态时P=0,f=0; 计算主要尺寸旋转比c=58 这里取c=8 已知此钢的切边模量 =0.1 = 800/50=16代入数值 d12mm材料直径d取13mm 有效圈数取16外径弹簧1的自由长度是根据减震器的安装尺寸长度确定的。2、弹簧2的设计弹簧2有四个互相对称起补偿振动带来的损失,2004Yoshimura单轮模型要求,减震器的上下最大行程是50mm,这里只要保证 有效行程h=50mm由于小弹簧弹性系数比大弹簧还大因选择较好的材料50CrV 同理根据上面的公式的计算出材料直径 d=5mm有效圈数 n=15外径D=61mm所以长度 Ldn+h=75+50=125mm3、弹簧3的设计主要起保护电磁继电器的作用,可以是弹簧,也可不是,要求非常的大。这里也进行弹簧的设计。只要保证就可以,因为可以调点此激振器和板3的距离,这样的话,的有效行程,长度就不用确定。当然,有效圈数也不用确定,弹簧的外径自然不用确定只要根据要求选择即可。弹簧系数k与中径有效圈数成反比,与材料直接车正比,图5-10所示,用35CrMnB钢中加入0.11%V ,根据与上面的计算相同。3.5 导柱的设计导柱1、导柱2、导柱3可以是实心可以是空心,主要起导向作用,不承担负载。1、导柱1、2的设计导柱1和2的功能一样,可以是实心或空心。主要是根据减震器的长度进行选择长度,但是其末端要固定在板2上面,可以通过螺纹,在这里两者都是通过焊接到板2上面。对于导柱2要有能固定弹簧2的物体,这里设计个环通过螺纹连接在导柱2上。2、导柱3的设计首先导柱3由四个导柱组成,分别对称,多板1起导向作用,是通过焊接固定在板4上面即底座上。下端加大起一定的保护横向摆动作用。3.6 板的设计对于四个板多选用45号钢GB/T699-1999标准规定45钢抗拉强度为600MPa,屈服强度为355MPa,伸长率为16,断面收缩率为40,冲击功为39J。密度一般为1、板1的设计对于板1在这里起固定减震器上端,加载块安放和导向的作用。设计如下图,配合导柱1、导柱2、导柱3,并能上下运动和有一定的刚度。厚度为15mm,长800mm,宽600mm,倒角10mm;中间半径为9mm能安放减振器,活塞杆直径为17mm;两个直径为60mm的通孔配合导柱1;两个直径为30mm的通孔配合导柱2;四个直径为50mm的通孔配合导柱3。2、板2和板3的设计减震器耳环能放进的矩形,并不产生干涉。长取500mm,宽取300mm,倒角半径为10mm。对于板3除去的矩形通孔和板2各尺寸相同。3、板3的设计厚度为40mm,长800mm,宽600mm,倒角10mm;板4主要起固定导杆3,和安放激振器、弹簧3的作用。板4即是底板普通的铸铁就可以,没太大要求。3.7 减震器轮胎链接件设计主要是通过销钉、减震器轮胎连接件的配合,连接减震器和轮胎,同时还承载着板3以上的全部重量。其设计尺寸也是根据减震器和所选轮胎确定,不产生干涉,和达到强度要求为目的。3.8 液压缸的设计3.8.1 液压缸的作用力液压缸的作用力及时液压缸的工作是的推力或拉力,该升降台工作时液压缸产生向上的推力,因此计算时只取液压油进入无杆腔时产生的推力: F= 式中: p 液压缸的工作压力 Pa 取p= D 活塞内径 m 0.09m 液压缸的效率 0.95 代入数据: F = F = 10.3KN 即液压缸工作时产生的推力为10.3KN。3.8.2 缸筒内径的确定 该液压缸宜按照推力要求来计算缸筒内经,计算式如下: 要求活塞无杆腔的推力为F时,其内径为: 式中: D 活塞杆直径 缸筒内经 m F 无杆腔推力 N P 工作压力 MPa 液压缸机械效率 0.95 代入数据: D= =0.083m D= 83mm 取圆整值为 D=90mm液压缸的内径,活塞的的外径要取标注值是因为活塞和活塞杆还要有其它的零件相互配合,如密封圈等,而这些零件已经标准化,有专门的生产厂家,故活塞和液压缸的内径也应该标准化,以便选用标准件。3.8.3 活塞杆直径的确定(1)活塞杆直径根据受力情况和液压缸的结构形式来确定 受拉时: 受压时: 该液压缸的工作压力为为:p=2MPa ,取 。(2)活塞杆的强度计算活塞杆在稳定情况下,如果只受推力或拉力,可以近似的用直杆承受拉压载荷的简单强度计算公式进行: 式中: F 活塞杆的推力 N d 活塞杆直径 m 材料的许用应力 MPa 活塞杆用45号钢 代入数据:=6.3MPa 活塞杆的强度满足要求。(3)稳定性校核 该活塞杆不受偏心载荷,按照等截面法,将活塞杆和缸体视为一体,其细长比为: 时,在该设计及安装形式中,液压缸两端采用铰接,其值分别为: 将上述值代入式中得: 故校核采用的式子为:式中: n=1 安装形式系数E 活塞杆材料的弹性模量 钢材取 J 活塞杆截面的转动惯量 L 计算长度 1.06m代入数据: =371KN 其稳定条件为: 式中: 稳定安全系数,一般取=24 取=3 F 液压缸的最大推力 N 代入数据: =123KN 故活塞杆的稳定性满足要求。 3.9 主要零件的校核只要对板2进行校核,因为它承受主要的四分之一车的质量。销钉直径50mm,能承载50kN以上的力,根本不需要校核。很明显板2中间是危险截面。45号钢一般密度为板1的重量,对板1放大不考虑其通孔板2的质量,对板2也进行放大处理,不考虑其通孔质量 质量块的质量 连接减震器和轮胎件对板2的力在进行应力计算时只计算其危险截面,减震器轮胎连接件长通孔长 通孔高 危险截面 远远小于 符合要求。
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