摩托車液壓減震器設計【含CAD圖紙+文檔全套】

喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== ..大學 畢業(yè)設計說明書 題 目： 摩托車液壓減震器設計 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： .. 姓 名： .. 指導教師： ..教授 完成日期： 2012-5-17 ..大學.. 畢業(yè)論文（設計）任務書 論文（設計）題目： 摩托車液壓減震器設計 學號： .. 姓名： .. 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 指導教師： ..教授 系主任： 一、主要內容及基本要求 (1)基本掌握摩托車液壓減震器的組成及功能。 (2)掌握摩托車液壓減震器的基本知識。 (3)分析液壓減震器的原理，繪制原理圖。 (4)對液壓減震器的有關參數進行計算，并繪制裝配圖，若干零件圖。 (5)翻譯一份有關本課題的3000字以上中英文文獻資料。 (6)設計說明書8000字以上。 二、重點研究的問題 分析液壓減震器的原理。 三、進度安排 序號 各階段完成的內容 完成時間 1 資料檢索、查詢 第1至2周 2 總體方案構思設計 第3至4周 3 掌握減震器原理 第5至7周 4 完成減震器的相關參數設計 第8至12周 5 畢業(yè)論文撰寫和編輯 第13至14周 6 交畢業(yè)設計說明書和圖紙，答辯準備 第15周 四、應收集的資料及主要參考文獻 [1]陳守慶.摩托車減震器行業(yè)的現狀及發(fā)展策略[J]. 摩托車技術，2003，5：32-38 [2]張冰蔚，單春賢.摩托車減震器示功圖測試與分析[J]. 華東船舶工業(yè)學院學報， 2000，14(4)：59-62 [3]田茹會, 王鐘羨. 改進的遺傳算法在減震器優(yōu)化中的應用[J]. 機械工程師，2006.(03) [4]摩托車技術[M].北京,機械工業(yè)出版社,2005 [5]單春賢,張冰蔚,陸　勇.摩托車前減震器阻尼特性數學模型的建立 江蘇理工大學學報，2001，22(5):26-32 [6]單春賢,仲敏波,吉恒松,邵　霞.摩托車筒式減震器液壓阻尼特性的模擬與仿真江蘇理工大學學報,2007,28(1):26-34 [7]姜水生,文華,劉越琪.減震器特性的統(tǒng)計模擬研究[J].南昌大學學報，1999,21(2):9-29 [8]汪通悅.摩托車減震器動力特性研究[J].現代機械，2000，4：56-60 [9]劉愛紅 ,茹小元.摩托車減震器總成靜載荷特性分析[J].摩托車技術，2005，4：11-14 [10]劉愛紅,賀陽.摩托車減震器阻力_速度特性曲線常用種類及應用[J]. 摩托車技術,2007,6:65-71 [11]楊基忠,俞大衛(wèi),葉全勇.減振器振動系統(tǒng)穩(wěn)定性分析與研究[J].兵工學報，2000,77(1):43-56 [12]周　臻,何正琛.淺析摩托車減震器的_軟_與_硬_[J].成都航空職業(yè)技術學院學報，2004，60(3):79-83 [13]馬震來. 汽車液壓減震器參數優(yōu)化設計[J]，2004.(3) [14]成大先，王德夫，姬奎生，韓學銓，姜勇，李長順. 機械設計手冊[M]. 工業(yè)出版社，2002.(3) ..大學.. 畢業(yè)論文（設計）評閱表 學號 .. 姓名 .. 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計）題目： 摩托車液壓減震器設計 評價項目 評 價 內 容 選題 1.是否符合培養(yǎng)目標，體現學科、專業(yè)特點和教學計劃的基本要求，達到綜合訓練的目的； 2.難度、份量是否適當； 3.是否與生產、科研、社會等實際相結合。 能力 1.是否有查閱文獻、綜合歸納資料的能力； 2.是否有綜合運用知識的能力； 3.是否具備研究方案的設計能力、研究方法和手段的運用能力； 4.是否具備一定的外文與計算機應用能力； 5.工科是否有經濟分析能力。 論文 （設計）質量 1.立論是否正確，論述是否充分，結構是否嚴謹合理；實驗是否正確，設計、計算、分析處理是否科學；技術用語是否準確，符號是否統(tǒng)一，圖表圖紙是否完備、整潔、正確，引文是否規(guī)范； 2.文字是否通順，有無觀點提煉，綜合概括能力如何； 3.有無理論價值或實際應用價值，有無創(chuàng)新之處。 綜 合 評 價 選題較具時代性和現實性。全文結構安排合理。觀點表達基本準確。全文內容緊扣機械設計專業(yè)要求來寫，充分體現出機械設計專業(yè)特色。查閱的相關資料較多。但不足之處主要是屬于自己創(chuàng)新的東西還不多。 總體上符合畢業(yè)論文要求。 評閱人： 2012年5月 日 ..大學.. 畢業(yè)論文（設計）鑒定意見 學號： .. 姓名： .. 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計說明書） 36 頁 圖 表 張 論文（設計）題目： 摩托車液壓減震器設計 內容提要： 本課題是對摩托車減震器進行系統(tǒng)設計，主要完成以下兩個內容的研究： 1：摩托車減震器的工作原理，繪制原理圖 2：對摩托車減震器的結構進行分析設計，對有關參數進行運算論證。 指導教師評語 ..同學于本次畢業(yè)設計過程中積極查找相關文獻、資料，按時完成老師要求，多與同學交流，雖水平仍有待提高，但總體表現良好，同意進行答辯。 指導教師： 年 月 日 答辯簡要情況及評語 答辯小組組長： 年 月 日 答辯委員會意見 答辯委員會主任： 年 月 日 目錄 第1章 緒　　論 1 1.1 選題的目的和意義 1 1.2 國內外研究現狀 2 1.3研究的主要內容及方法 3 第二章 摩托車減震器示功特性分析 3 2.1液壓減震器的機構及工作原理 3 2.2系統(tǒng)組成 4 2.3建立模型 5 2.3.1摩托車減震器的動力學模型 5 2.3.2摩托車減震器示功圖測試模型 6 2.4摩托車減震器示功圖 6 2.4.1簡化測試模型的示功圖 6 2.4.2實測示功圖分析 7 第三章 雙筒式液壓減震器的設計 9 3.1 雙筒式液壓減震器的設計參數 9 3.2 雙筒式減震器參數和尺寸的確定 10 3.2.1 減震器工作缸直徑D的確定 10 3.2.3 液壓缸壁厚、缸蓋、活塞桿和最小導向長度的計算 12 3.2.4 液壓缸的結構設計 19 3.2.5 活塞及閥系的尺寸計算 20 3.2.6密封元件和工作油液的確定 24 總結 27 致 謝 28 參 考 文 獻 29 外文翻譯-原文部分 30 外文翻譯—譯文部分 34 摩托車液壓減震器設計 摘要 為改善車輛行駛平順性，懸架中與彈性元件并聯安裝減震器，為衰減震動，車輛懸架系統(tǒng)中采用減震器多是液力減震器，其工作原理是當車架(或車身)和車橋間受震動出現相對運動時，減震器內的活塞上下移動，減震器腔內的油液便反復地從一個腔經過不同的孔隙流入另一個腔內。此時孔壁與油液間的摩擦和油液分子間的內摩擦對震動形成阻尼力，使車輛震動能量轉化為油液熱能，再由減震器吸收散發(fā)到大氣中。在油液通道截面和等因素不變時，阻尼力隨車架與車橋(或車輪)之間的相對運動速度增減，并與油液粘度有關。 發(fā)展到今天減震器的結構有了很大的改變，性能也有了極大的提高。通過對減震器的發(fā)展歷史和發(fā)展趨勢的深入了解，明確了設計該型減震器的重要性和意義，并設計了一種應用于微型車輛懸架的雙筒油壓減震器。本文研究的主要問題如下： （1）對雙筒式油壓減震器的結構設計，結構設計主要是確定減震器的類型、布置形式、安裝角度和選用數量，這是進行尺寸設計的基礎。 （2）對雙筒式油壓減震器的尺寸設計，尺寸設計的過程主要包括相對阻尼系數以及最大卸荷力的確定，減震器工作缸、活塞、活塞桿、閥系以及相關零部件的尺寸計算。 （3）完成結構設計與尺寸設計后應對減震器的強度和穩(wěn)定性進行校核，校核的結果應符合國家相關技術標準。 本文的研究成果對減震器的進一步研究有重要的理論和實際應用意義，本文提出的優(yōu)化方案為實際的生產制造提供一定的理論依據。 關鍵詞：油壓式； 減震器； 優(yōu)化；阻尼系數；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 absorber’s 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 Cylinder 36 第1章 緒　　論 1.1 選題的目的和意義 中國摩托車工業(yè)自上世紀九十年代開始快速發(fā)展，已經連續(xù)13年位居世界產量第一。摩托車產業(yè)作為國民經濟的重要組成部分，年產值大約占國內生產總值的1％，在生產企業(yè)集中的地區(qū)，摩托車產業(yè)已經成為該地的支柱產業(yè)。減震器作為摩托車的組件，為人們在駕駛摩托車過程，保障安全、舒適性起了重大作用，具有研究意義。 隨著國內一些城市的“禁摩”是不是意味著中國摩托車行業(yè)已是“夕陽行業(yè)”？答案是否定的。中國摩托車行業(yè)廣闊的國內市場已由城市轉向農村，而摩托車具有交通工具、生產工具、休閑工具“三位一體”的巨大優(yōu)勢和旺盛需求，是“新農民”擴大行動半徑、運輸農業(yè)產品、改善生活質量的最佳選擇之一。時下，由于有建設社會主義新農村的“國策”支持，在“老農村”向“新農村”轉型的建設過程中，在“舊農業(yè)”向“新農業(yè)”升級的發(fā)展變革間，在“土農民”向“新農民”進步的社會大潮下，由于公共財政傾斜、農村基礎建設、農業(yè)產業(yè)升級、農民收入提升等“利好”不斷，使得包括生活消費品、住宅消費品、能源消費品、交通消費品、休閑消費品等在內的各種消費需求被大面積“激活”，處于空前旺盛的“后發(fā)”增長態(tài)勢。伴隨國內農村越來越多的人使用摩托車，面對農村的多山地，對摩托車減震器的創(chuàng)新開發(fā)設計又尤為迫切了。 摩托車減震器按其安裝位置的不同可分為前減震器和后減震器兩大類。前減震器是連接前輪與車身之間的一切裝置的總稱，按其結構特性，可分為套筒式前叉減震器和下拉桿式減震器兩大類，目前，摩托車前減震器的形式以套筒式為主。后減震器則按阻尼器的構造形式可分為單筒減震器和雙筒減震器等，由于雙筒減震器可使減震液在任何時候都能充滿工作缸，保證了阻尼器的正常工作，因此目前摩托車上所用的后減震器主要是雙筒減震器。 近年來，隨著摩托車品種的不斷更新，人們對車輛的行駛平順性和乘騎舒適性也提出了更高的要求。發(fā)動機排量及摩托車自身質量的加大，也對摩托車減震器的設計要求越來越高。 傳統(tǒng)的摩托車減震器設計方法主要是憑借設計人員的經驗確定設計參數，然后通過反復的試驗進行參數修正。通常采用將結構參數不同的減震器裝備于欲匹配的摩托車，由試車員進行實車試驗評價，這種方式往往需對減震器內部結構參數進行反復調整和多次的開發(fā)、試驗，不但設計周期長、資金消耗大，而且較難獲得最優(yōu)的減震器特性，也與國家創(chuàng)建資源節(jié)約型、環(huán)境友好型國策不符。只有理論結合實踐，通過力學、材料學、設計學科學的論證設計方法，才能更有利于摩托車減震器的發(fā)展。 1.2 國內外研究現狀 經過50多年的發(fā)展，摩托車已成為我國使用最普遍的交通工具之一。我國摩托車行業(yè)自新中國成立以來，其發(fā)展歷程大體可分為三個時期。(一)起步發(fā)展時期，生產發(fā)展緩慢，沒有規(guī)模生產能力。(二)蓬勃發(fā)展時期，初步形成了生產規(guī)模，摩托車行業(yè)作為汽車工業(yè)的一部分已不再無足輕重。(三)高速發(fā)展時期。 摩托車產量年增長速度超過50%，成為世界摩托車行業(yè)的領導者。 近年來，在郭孔輝院士的領導下，長春汽車研究所作了大量的試驗工作，積累了一些經驗。橡膠壽命設計、制造等多方面技術有了一定的增張。又隨著高速公路的迅速發(fā)展，對舒適性的要求也越來越高，國內對減震器研究及產品開發(fā)工作重視了起來。哈爾濱鐵路局減速預調速研究中心和哈爾濱工業(yè)大學的高起波、曾祥榮兩位老師對充氣式減振器性能進行了理論分析和試驗；天津大學的馬國清、王樹新、卞學良等對充氣式減振器建立數學模型，建立計算機仿真程序，利用該程序可以得到參數變化對減振器性能的影響趨勢，取得一些較好的研究成果。后勤工程學院的晏華等設計的充氣式電流變減振器設計比較先進。有些廠家也投入人力物力對充氣式減振器關鍵部件進行開發(fā)，如浙江瑞安東歐汽車零部件廠、貴州前進橡膠有限公司、寧波美亞達金屬塑料有限公司等，均取得了喜人的成績。 國外工程機械主要配套件大多數都生產歷史悠久，技術成熟、供應充足、生產集中度高、品牌效應突出。例如德國大眾公司，奔馳-戴姆勒·克萊斯勒汽車有限公司生產的C200均采用了雙筒油壓式減振器，在保證安全性的前提下充分提升了汽車的穩(wěn)定和操控性。同時還不斷推出新的減振器，推動減振器技術不斷向更高技術水平發(fā)展。目前國外已經開發(fā)有機械控制式的充氣式減振器，電子控制式的充氣式減振器，在個別高檔車還試用電流變液減振器，但電流變液減振器的工作溫度范圍窄-25～125℃，其強度和化學穩(wěn)定性較差，影響其工作的可靠性。 如今國外對充氣式減振器的研究已經發(fā)展到電子控制式減振器。而我國的研究主要集中在單筒充氣式減振器方面，而且發(fā)展比較緩慢。我們應當在前人對充氣式減振器研究的基礎上更加深入地對其進行分析和研究，努力縮短和發(fā)達國家的差距。對充氣式減振器的研究能有效的提高我國汽車工業(yè)的制造水平，降低汽車的制造成本，對中國經濟的快速發(fā)展大有益處。 1.3研究的主要內容及方法 查閱相關的文獻資料，對課題進行初步的了解，確定設計方案，對其進行合理設計。對摩托車減震器的結構進行分析設計，對有關參數進行運算論證，搞清工作原理，繪制原理圖。通過對摩托車減震器系統(tǒng)的分析設計，鞏固機械設計中的設計原理及其作用，為自己日后在機械設計方面的研究積累經驗。 第二章 摩托車減震器示功特性分析 2.1液壓減震器的機構及工作原理 圖2-1為125 型摩托車前輪液壓減震器結構原理圖。該結構為內置彈簧式,在滑柱內腔裝有一活塞桿,滑柱內腔被活塞隔開的左右兩部分通過活塞桿的內孔和導流孔連通?；钊麠U通過螺釘與外筒固連,桿上開有兩個阻尼小孔?；軌簳r, 彈簧1 被壓縮, 提供緩沖阻力, B 腔容積減小, 腔內空氣受到壓縮,腔內液壓油通過導流孔進入活塞桿內腔。同時A 腔容積增大,形成局部真空,通過兩阻尼孔吸油,產生壓縮阻力;復原時,在彈簧1 的回復力作用下, A 腔容積減小,腔內油壓增加,只能通過阻尼孔和配合縫隙排出腔外,形成復原阻力。阻尼力將振動能量轉化為熱能, 減小車輪振動傳給車身的振幅和能量,提高行駛的平穩(wěn)性和舒適性。 圖 2-1 125型摩托車前輪液壓減震器結構原理圖 2.2系統(tǒng)組成 圖2-2 是減震器示功圖計算機檢測系統(tǒng)的組成框圖。機械部分由調速電機驅動,通過皮帶降速將運動傳給曲柄滑塊機構產生往復直線運動。由于曲柄滑塊機構在運動時存在曲柄旋轉時的離心慣性力和滑塊周期性的往復慣性力,因此,一方面在曲柄輪上加平衡配重,另一方面用大皮帶輪兼作飛輪,儲存能量,增加整個轉動件的慣性矩,減小轉矩波動和慣性力的影響。試驗臺采用框架結構,力傳感器裝在上部,試驗時與減震器的活塞桿相連,用來檢測阻力的大小。飛輪一端與編碼器相連,檢測速度和位移。單片機測試儀接受計算機的指令對力傳感器和編碼器的輸出進行采樣,將力和速度值在數碼管上顯示,并通過RS232 串口將采集的數據送給計算機,由計算機經過計算和處理在屏幕上繪出示功圖和速度特性圖,并通過打印機打印出檢測報告。 圖2-2 計算機檢測系統(tǒng) 2.3建立模型 2.3.1摩托車減震器的動力學模型 把道路不平假定為按正弦曲線的變化形式,并且只考慮垂直方向的運動,這樣就可以簡化模型,MJ試驗臺通過提供簡諧運動模擬實際路況。MJ 的動力學模型可簡化為一個單自由度的二階受迫振動,即: （2-1） 圖2-3 路況簡化圖 其中m為質量，單位kg, c為阻尼系數，k為彈性系數。 2.3.2摩托車減震器示功圖測試模型 由于示功圖測試主要是測試減震器液壓阻尼所吸收的能量,可對（2-1）式作進一步的簡化。規(guī)定測試時不裝緩沖彈簧，即上式中的k=0，得： （2-2） 上式中的m 為隨減震器一起移動的質量,在示功圖測試中,由于傳感器固定在橫梁上,滑塊和減震器外筒運動所產生的慣性力未作用在測試的力傳感器上。傳感器測得的僅僅是部分油液運動所產生的慣性力。因此可忽略慣性力的影響,這時有: （2-3） 即示功圖的測試模型簡化成了純阻尼模型, 如圖3c) 所示。由于復原行程與壓縮行程有不同的阻尼系數，因此有： （2-4） 示功圖測試臺采用曲柄滑塊機構提供近似的簡諧運動,曲柄滑塊機構的運動學方程為: （2-5） 式中, r 為曲柄半徑，為連桿長度,ω為曲柄旋轉的角速度。 2.4摩托車減震器示功圖 2.4.1簡化測試模型的示功圖 由(2-4)式描述的線性阻尼模型的示功圖如圖2-4 所示。MJ 中國汽車行業(yè)標準所列出的示范圖形與此相同。示功圖曲線所包容的面積即為阻尼吸收的能量。減震器受簡諧激振時, 示功圖是相對Y 軸的對稱圖形。從示功圖中,不僅可以反映減震器壓縮阻力、復原阻力的大小和Pf / Py的比值,更重要的是通過示功圖曲線的形狀,描繪出了減震器的整體工作性能。曲線應該飽滿,沒有畸變和突變 。 Pf=5Py=5 S=5 圖2-4線性阻尼模型的示功圖 2.4.2實測示功圖分析 圖2-5幾種有問題的示功圖 根據汽車行業(yè)標準 ,具體復原阻力和壓縮阻力應符合圖樣要求值, 偏差為±25 %(后減震器) 和±30 %(前減震器) 。速度特性圖反映了減震器的阻尼力與速度之間的變化關系,線性阻尼與速度之間呈線性關系,以及實際阻尼系數的非線性,造成正反向速度的阻力變化曲線不重合和非線性。實際MJ 阻尼表現為非線性特性,其與減震器的速度、加速度,以及溫度、油液粘度及油液在減震器內的流動特性有關,加之慣性、摩擦力等因素的影響產生遲滯誤差。由于各相對運動件之間存在摩擦力。又由于減震器的內腔容積是變化的,油氣共存?；c外筒的滑配以及油封的作用基本上對內腔的空氣起封閉作用,形成一定的空氣阻力。因此實際模型還應包括空氣阻力和摩擦力的影響。即: （2-6） 式中, 為空氣彈簧剛度, 為摩擦力,視其為常量(實際上它是隨速度變化的)。 圖2-5(a)表示復原阻尼力過小，出現這種現象的原因可能是復原節(jié)流孔過大；阻尼器內泄漏嚴重；流通閥關閉不嚴；復原閥開啟過早或關閉不嚴；試驗速度偏低以及油液偏稀所致。 圖2-5（b）表示壓縮阻力過小，出現這種現象的原因可能是壓縮節(jié)流孔偏大；阻尼器內泄漏嚴重；補償閥關閉不嚴；壓縮閥開啟過早或關閉不嚴；底閥脫落等原因所致。 圖2-5(c)是無液壓阻尼，僅有機械摩擦，這類缺陷通常出現在前阻尼器上，其阻力實際上是油封和內外套筒間的摩擦而非液壓阻尼。摩擦阻力一般要小于技術要求值，但若達到與技術要求接近，則說明該阻尼器摩擦阻力過大，不能適應摩托車的需要。出現這種現象的原因可能是阻尼器內油液過少；阻尼孔過大；油封過緊；或套筒配合、導向不良。 圖2-5(d)復原行程有空程，這類示功圖表現為復原行程初期無阻力，運行一定距離后阻力才建立。出現這類現象的直接原因是受壓腔未被油液充滿，需待該腔中的空氣被排除后，液壓阻力才能建立起來，這類缺陷可能因底閥座、補償閥、壓縮閥過大的泄漏引起(如閥片翹曲、閥座不平、密封面間墊入細屑等)；也可能因活塞上流通閥片關閉不暢引起。 圖2-5(e)是壓縮行程有空程，特點是壓縮行程初期無壓縮阻力，運行一定距離后，壓縮阻力才能建立。產生這類缺陷的原因可能是壓縮初期補償閥關閉不嚴；也可能是復原行程時補償閥開啟不良所致。當阻尼器內油液不足時也常導致這種現象的產生。 圖2-5(f)壓縮終端處的阻力陡增，對前阻尼器來說，這是正?，F象。此時阻尼器運行于壓縮終端的液壓限位區(qū)，理應產生強勁的液壓緩沖阻力，防止阻尼器剛性碰撞，但對后阻尼器來說，這就是非正常現象了，產生這類缺陷的原因是阻尼器內油液過多所致，特別當阻尼器溫度升高，油液膨脹后，此類現象更常遇到。 綜上所述,過大的摩擦力與加工精度和裝配質量有很大關系, 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 測試標準修訂中增加摩擦力的測試。 總之，示功圖是阻尼器質量檢驗的依據，又是阻尼器缺陷分析的第一手材料。 因此，通過試驗對減震器進行示功測試的意義也就在此。 第三章 雙筒式液壓減震器的設計 3.1 雙筒式液壓減震器的設計參數 筒式減震器設計中涉及的參數較多，大致可以分為如下幾類： （1）整車參數 包括車輛全重、懸置質量、車輛縱向的轉動慣量、車輛懸架剛度、車輛振動固有頻率（圓頻率）、減震器個數等。 （2）幾何布置參數 包括減震器的位置、彈性元件位置、安裝杠桿角度等。 （3）減震器結構參數 包括減震器長度、減震器活塞直徑、活塞桿直徑、閥孔位置、閥孔個數、閥孔直徑、減震器筒徑、工作缸直徑與長度、儲液筒直徑與長度等。 （4）減震器工作參數 包括減震器的工作長度、限壓閥閥門彈簧的剛度、彈簧預緊壓縮量、閥門附加最大行程、活塞行程、活塞最大線速度、活塞正反最大阻力、開閥壓力、減震器阻尼系數等。 這些參數在設計中有的是作為已知量，有的是作為待確定量，所以選擇參數時，要考慮的情況比較多，但一般來說，主要包括活塞面積計算、閥門機構設計計算、阻尼比或者阻尼系數，最大卸荷力等參數的計算，尺寸設計計算，強度校合，壽命計算等?；钊娣e按反行程的最大阻力來確定，反行程最大阻力與活塞最大線速度有關，活塞最大線速度取決于懸架裝置結構。閥門機構設計主要包括常通孔面積計算和閥門彈簧的計算。減震器內通常有兩個常通孔，活塞上常通孔和補償閥座上的常通孔?；钊铣Ｍ酌娣e按壓縮行程最大活塞線速度即開閥速度計算。設計減震器時，阻尼比的確切值是未知的，它只能通過測定減震器工作時的衰減振動情況計算求得。但是阻尼比的大小又關系到活塞最大線速度、減震器阻尼力等物理量的值，所以，在設計過程中通常從減震器吸收振動能量的角度來估計阻尼比的值。 3.2 雙筒式減震器參數和尺寸的確定 3.2.1 減震器工作缸直徑D的確定 根據伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑D為： （3.1） 式中：[p]為工作缸最大允許壓力，取3～4MPa，為連桿直徑與缸筒直徑之比，單筒式減震器取=0.30～0.35，取為0.3。根據式（3.4）計算得： = =20.05mm 由上式計算得出工作缸直徑的理論值，再依據QC/T491-1999《汽車筒式減震器尺寸系列及技術條件》，如表3.1。將工作缸直徑D圓整為標準系列直徑為30mm；初選壁厚取為2mm，材料選用20鋼。 表3.1 筒式減震器工作缸直徑 （mm） 工作缸直徑D 20 30 40 (45) 50 65 注：表中有括號者，不推薦使用。 由于已經知道了減震器的工作缸直徑D=30mm，根據表3.2確定減震器的復原阻力在1000—2800之間和壓縮阻力不大于1000，可以確定其大概的復原阻力和壓縮阻力分別是1800N和700N。 3.2.2 雙筒式減震器活塞行程的確定 減震器活塞行程即液壓缸的工作行程。液壓缸的工作行程長度，可以根據執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，并參照表3.3和表3.4設計要求來選取標準值，故選取活塞行程為180㎜。 表3.2 復原阻力和壓縮阻力取值 （N） 工作缸直徑D（mm） 復原阻力 壓縮阻力 20 200—1200 不大于600 30 1000—2800 不大于1000 40 1600—4500 400—1800 （45） 2500—5500 600—2000 50 4000—7000 700—2800 65 5000—10000 1000—3600 表3.3減震器設計尺寸 （㎜） 工作缸 直徑D 基長 貯液筒最大外徑 防塵罩最大外徑 壓縮到底長度 允差 最大拉伸長度 允差 (HH型) (CG型) (HG型) (GH型) 20 90 70 80 34 40 +3 負值不限 +4 負值不限 正值不限 -3 正值不限 -4 30 120 86 103 48 56 40 160 120 140 65 75 （45） 70 80 50 190 120 155 80 90 65 210 130 170 90 102 注：1、基長為設計尺寸，其值為。 2、為行程。 3、壓縮到底長度。 4、最大拉伸長度。 3.2.3 液壓缸壁厚、缸蓋、活塞桿和最小導向長度的計算 1、液壓缸的壁厚的計算 液壓缸的壁厚一般指缸筒結構中最薄處的厚度。當缸筒壁厚與內徑D的比值小于0.1時，稱為薄壁缸筒。壁厚按照材料力學薄壁圓筒公式計算。 計算公式如下式： （3.2） 式中：—實驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25～1.5）倍； —液壓缸壁厚； —液壓缸內徑： —缸筒材料的許用應力。其值為：鑄鐵：=100～110MPa。 計算得： ==0.675 表3.4 減震器活塞行程 （㎜） 工作缸直徑D 活 塞 行 程 S 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 240 20 － － － － － － － － － － － 30 － － － － － － － － － － － － － － 40 － － － － － － － － － － － － （45） － － － － － － － － － － 50 － － － － － － － － 65 － － － － － － 在中低壓液壓系統(tǒng)中，按上式計算所得的液壓缸壁厚往往很小，是剛體的剛度不夠，如在切削過程中的變形、安裝變形等引起液壓缸工作過程卡死或漏油。因此一般不做計算，按經驗取值，然后進行校核。 缸筒內徑確定后，由強度條件確定壁厚；然后求出缸筒外徑D1。 當缸筒壁后厚與內徑D的比值小于0.1時，稱為薄壁缸筒壁厚的校核按照材料力學薄壁圓筒公式計算。在設計中選定的缸筒壁厚為2㎜，內徑D為30㎜。 因為比值小于0.1，故 （3.3） 式中：p—液壓缸的最大工作壓力； —缸筒材料的抗拉強度極限； n—安全系數，一般取n=5； —活塞桿材料的許用應力，=。 取設計中的工作壓力3MPa內徑D已知為30mm。查閱GB699—88取=376MPa。 ==75.2 =0.6 設計的壁厚為2㎜，符合強度要求。 2、液壓缸的穩(wěn)定性驗算 按照材料力學的理論，一根受壓的直桿，在其軸向負載超過穩(wěn)定臨界力時，即失去原有狀態(tài)下的平衡，稱為失穩(wěn)。對液壓缸其穩(wěn)定條件為 （3.4） 式中：—液壓缸最大推力； —液壓缸的穩(wěn)定臨界力； —穩(wěn)定性安全系數，一般取=2～4。 液壓缸的穩(wěn)定臨界力值與活塞桿和缸體的材料、長度、剛度、及其兩端的支撐狀況等因素有關。 因為當時要進行穩(wěn)定性校核，依據長度折算系數知 故需要對液壓缸進行穩(wěn)定性驗算，由式（3.8）與式（3.9）可知： （3.5） 0.25 （3.6） 得 表3.5 穩(wěn)定校核相關系數 材 料 a b λ1 λ2 鋼（Q235） 3100 11.40 105 61 鋼（Q275） 4600 36.17 100 60 硅 鋼 5890 38.17 100 60 鑄 鐵 7700 120 80 — 由下式計算： （3.7） = =2.2×N 經過校核，液壓缸穩(wěn)定性符合要求。 3、缸蓋厚度的計算 一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可以用下面兩式進行近似計算。 無孔時 （3.8） 有孔時 （3.9） 式中：t—缸蓋有效厚度（m）； D2—缸蓋止口內徑（m）； d0—缸蓋孔的直徑（m）； 材料許用應力； ------實驗壓力； 因為活塞桿的直徑為20mm，所以，而儲液筒的最大外徑48mm，除去筒壁厚度3m 經計算得 =0.0061m 4、活塞桿的計算 減震器活塞桿（或前叉管） 承受來自活塞和連接部件拉伸和壓縮載荷以及或大或小的側向力。因其表面粗糙度對減震器滲漏油影響較大，在減震器所有零部件中被列為A 類件。其要求必須有足夠的強度、剛度和較低的表面粗糙度。 活塞桿（或前叉管）材料一般采用35、40、45、40Cr 等冷拉圓鋼. 其硬度為HRC18～HRC32。取活塞桿的材料為45#鋼，硬度為HRC18。 由于活塞的行程S為200mm，活塞桿的長度應該大于活塞的行程，初步確定活塞桿的長為220mm。 5、對桿強度進行校核 活塞桿的強度校合，前面已經得知活塞的復原阻力和壓縮阻力分別是1800N和700N。 在確定活塞桿直徑后，還需要滿足液壓缸的穩(wěn)定性及其強度要求。 液壓缸的穩(wěn)定性驗算 按照材料力學的理論，其穩(wěn)定條件為 （3.10） 式中：—液壓缸最大推力； —液壓缸的穩(wěn)定臨界力； —穩(wěn)定性安全系數，一般取=2～4 液壓缸的穩(wěn)定臨界力值與活塞桿和缸體的材料、長度、剛度、及其兩端的支撐狀況等因素有關。 當l/d的比值大于10時要進行穩(wěn)定性校核，依據長度折算系數知 =0.7×260/r （3.11） （3.12） 由歐拉公式計算 符合要求。 （3.13） d1—空心活塞桿內徑，對實心桿，d1=0。 活塞桿材料的許用應力，為材料的屈服強度，安全系數n=1.4～2，系數越高，安全性越好，取n為2。 故，符合要求。 6、對壓桿穩(wěn)定性進行校核 當活塞桿的長徑比，且活塞桿承受壓力時，需要對壓桿穩(wěn)定性進行校核。 由上式可知： 桿屬于中長壓桿，只有細長桿才能應用歐拉公式來計算臨界力，因此采用直線公式計算臨界力。 （3.14） 在工程中為了簡便計算，對壓桿的穩(wěn)定計算常采用折減系數法。引入，則用穩(wěn)定安全系數表示的穩(wěn)定條件，可以表示為 （3.15） 式中：—工作應力； —穩(wěn)定許用應力。 在工程中常將穩(wěn)定需用應力表示為強度許用應力與一個小于1的系數的乘積來表示，即 （3.16） 式中：—折減系數。 查機械設計手冊知，根據表可以知道桿的折減系數為。 表3.6 壓桿的折減系數 柔度 值 Q235鋼 16錳鋼 鑄鐵 木材 0 1.000 1.000 1.00 1.00 10 0.995 0.993 0.97 0.99 20 0.981 0.973 0.91 0.97 30 0.958 0.940 0.81 0.93 40 0.927 0.895 0.69 0.87 得出 （3.17） 壓桿的穩(wěn)定條件為 由式（3.17）和式（3.20）知壓桿符合穩(wěn)定條件。 7、最小導向長度的確定 當活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面中點到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度增大，影響減震器工作的穩(wěn)定性，因此必須要保證有一定的導向長度。對于一般液壓缸，最小導向長度H應滿足式（3.21）的要求： （3.18） 式中：L—液壓缸的最大行程； D—缸筒內徑。 3.2.4 液壓缸的結構設計 1、缸體與缸蓋的連接形式 缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。主要的幾種連接形式有：法蘭連接、螺紋連接、外半環(huán)連接和內半環(huán)連接。選擇使用螺紋連接。原因主要有幾點：（1）結構簡單、成本低；（2）容易加工、便于拆裝；(3）強度較大、能承受高壓。 2、活塞桿與活塞的連接形式 活塞在徑向由活塞桿和壓力閥底座進行定位，軸向由活塞桿進行定位即可，不需要特殊的連接結構。 3、活塞桿導向部分的結構 活塞桿導向部分的結構，包括活塞桿與端蓋、導向套的結構，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。在本設計中采用上密封蓋進行直接導向。 4、活塞及活塞桿處密封圈的選用 活塞及活塞桿處密封圈的選用，應根據密封的部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選取不同類型的密封圈。在本設計中主要選用O型密封圈，具體尺寸根據相關行業(yè)標準進行選用。 5、液壓缸的安裝連接結構 液壓缸的安裝連接結構包括液壓缸的安裝結構、液壓缸進出油口的連接等。液壓缸的安裝形式，頭部法蘭和按壓連接。 6、活塞環(huán) 活塞環(huán)主要起密封作用，防止油液從高壓腔泄漏到低壓腔，減小內泄漏，以保證阻尼效果。活塞環(huán)靠自身的彈力貼緊工作缸的內腔，可使工作缸和活塞的加工及配合精度適當降低，有利于大批量生產。 活塞環(huán)材料常用：尼龍1010、聚四氟乙烯、酚醛樹脂、填充聚四氟乙烯及三層復合材料其工藝應保證兩端面與中心線垂直。兩端面平行度不大于0. 03、表面粗糙度Ra0.8。外觀不應有裂紋、毛刺、縮孔及折皺。根據活塞環(huán)的密封原理，在設計上應考慮活塞環(huán)徑向厚度、開口形狀、側間隙、背間隙以及因材料不同時的活塞環(huán)圓周線漲量?；钊h(huán)裝入工作缸要求進行透光檢驗，其貼合面不小于85%。 7、液壓缸主要零件的材料和技術要求 （1）缸體采用45號鋼；調質HRC28—33；表面法蘭處理；缸體和端蓋采用螺紋連接。 （2）活塞采用40Cr；調質HRC28—35；上下面高頻淬火HRC40—45；活塞外徑用橡膠密封圈密封時取f7～f9配合。 （3）活塞桿采用40Cr；調質HRC28—33；表面整體氮化，深度0.4—0.75；使用磁力探傷避免有裂紋；活塞桿和活塞采用H7/t6配合。 （4）缸蓋采用45號鋼；表面陽極氧化處理。 （5）浮動活塞采用45號鋼；熱處理后硬度為HRC28—33；法蘭。 3.2.5 活塞及閥系的尺寸計算 1、活塞尺寸的計算 活塞的寬度B由公式得，取B=19mm。導向套滑動面的長度A，在D<80mm時，取，當D>80mm時，取，所以取A=1.0D，A=30mm符合要求，活塞的內徑取6mm。 2、閥系的計算 在液壓系統(tǒng)中，用于控制系統(tǒng)中液流的壓力、流量和液流方向的元件稱為液壓控制閥。在減震器工作的時候，閥的作用是只允許液流沿一個方向通過，而反向液流被截止。故活塞上的閥系均為單向閥，對單向閥的主要性能要求是液流正向通過時壓力損失要??；反向截止時密封性要好，動作靈敏，工作時無沖擊噪聲小?？紤]到減震器的內部尺寸較小，工作壓力較低，同時活塞的尺寸本身較小，如采用鋼球式或錐閥式單向閥就會使閥心的尺寸過小，從而不能保證其強度。故設計時采用直通式單向閥。單向閥所用的彈簧，主要用來克服摩擦力，閥板的重力和慣性力，使閥板在反向流動時能迅速關閉，單向閥開啟壓力一般為0.03～0.05MPa。 (1) 閥孔的結構設計 當進、出油口前后壓力差較大，閥口流速過高時，出油口流場中的局部壓力可能低于油液中所溶空氣的分離壓，使溶解于油液中的空氣分離出來或者局部的壓力低于油液的飽和蒸汽壓，使油液汽化。兩種情況都會使油液中產生氣泡，使油液的質量變差，同時這些氣泡隨液流到壓力較高處會瞬時壓破，產生噪聲，這種噪聲稱為氣穴噪聲，為了改善這一狀況，在過程上主要是對閥孔的結構進行改進，將液壓油的壓力分級降低，逐步衰減。故在設計的時候，進、