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江蘇科技大學蘇州理工學院畢業(yè)設計（論文）開題報告概述表 學生姓名 班級學號 指導教師 畢業(yè)設計(論文)題目 載重汽車懸架減震器設計及其三維建模 選 題 的 目 的 和 意 義 隨著社會的不斷發(fā)展，人們對汽車的要求也越來越高。包括有汽車的動力性、經(jīng)濟性、制動性、操縱穩(wěn)定性、平順性、通過性等性能的要求。減震器是安裝在車體與負重輪之間的一個阻尼元件，其作用是衰減車體的振動并阻止共振情況下車體振幅的無限增大，能減小車體振動的振幅和振動次數(shù)，因而能延長彈性元件的疲勞壽命和提高人乘車的舒適性[1]。長期以來，人們對汽車的平順性一直都在研究，在技術上也有重大的改駛員操縱輕便，乘員更加舒服。 因外部條件的不同，對減振器的使用要求也會相應的不同。在不同的國家或不同的地區(qū)，他們各自的天氣環(huán)境、道路建筑等都有著很大的區(qū)別。單一的減振器是可能都滿足他們的性能要求。隨著社會的發(fā)展，汽車市場出現(xiàn)了細分化。純黑色的“福特”時代，早已經(jīng)過去，針對各國道路交通情況，各國汽車生產(chǎn)商們開始生產(chǎn)有屬于自己特色的汽車了。本文就是針對我國大多數(shù)城市道路情況，而進行研究設計的。 國 內(nèi) 外 研 究 現(xiàn) 狀 及 存 在 的 問 題 為加速車身振動的衰減，改善汽車行使平順性，大多數(shù)轎車的懸架內(nèi)都裝有減震器。減震器和彈性元件是并聯(lián)安裝的。其中采用最廣泛的是液力減震器，又稱筒式液力減振器，現(xiàn)簡稱為筒式減振器。根據(jù)結構形式不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。而筒式減震器工作壓力僅在2.5～5MPa，但是它的工作性能穩(wěn)定而在現(xiàn)代的汽車上得道廣泛的應用。又可以分為單筒式、雙筒式和充氣筒式三種[3]。減震器的阻尼力越大，振動消除得越快，但卻使并聯(lián)的彈性元件的作用不能充分發(fā)揮；還可能導致連接件及車架損壞。通常為了保證伸張過程內(nèi)產(chǎn)生的阻尼力比壓縮行程內(nèi)產(chǎn)生的阻尼力大得多，所以伸張閥彈簧剛度和預緊力比壓縮閥大；在同樣油壓力作用下，伸張閥及相應的通?？p隙的同道截面積總和小于壓縮閥及相應的通?？p隙的通常截面積總和。這樣也保證了懸架在壓縮行程內(nèi)，減震器的阻尼力較小，以便充分利用彈性元件的彈性來緩和沖擊；在伸張行程內(nèi)，減震器的阻尼力應較大，以求迅速減振[2]。由于汽車行駛的路面狀況不同，所用的減震器要求也會有所不同。 參考文獻: [1]中國知識網(wǎng) “充氣式汽車減震器的研制” 哈爾濱工業(yè)大學 高起波 曾祥榮 [2]《汽車構造 第2版》 吉林大學 陳家瑞 主編 機械工業(yè)出版社 [3]《汽車設計 第4版》 吉林大學 王望予 主編 機械工業(yè)出版社 [4]《機械設計與研究》的“新型減震器的研究”華中理工大學 李輝 何程 [5]《橡膠減震器設計與計算》 第二研究室 王光 [6]《可調(diào)阻尼減振器優(yōu)化設計的研究》 吉林大學碩士學問論文 孫雪梅 [7]《汽車工程手冊 設計篇》《汽車手冊》編輯委員會編 人民交通出版社 [8]《液壓系統(tǒng)設計簡明手冊》 楊培元 朱福元主編 機械工業(yè)出版社 [9]《減振器設計專家系統(tǒng)的研究與開發(fā)》 重慶大學 李若剛 [10]《機械設計手冊》 機械設計手冊編委會 機械工業(yè)出版社 [11]《液壓氣動技術速查手冊》 張利平 等編著 化學工業(yè)出版社 [12]《國內(nèi)外通用標準件手冊》 鳳凰出版?zhèn)髅郊瘓F 江蘇科學技術出版社 [13]《汽車高級減振器油的開發(fā)和應用》 蔣振森 王家乃 [1] 主 要 研 究 內(nèi) 容 研究內(nèi)容： 本文的設計是要滿足一般性能要求，具體是：一是要具有一般的舒適性；二是可以滿足中國現(xiàn)代一般城市道路的使用要求；三能保證有足夠的使用壽命；四是在使用期間保證汽車行駛平順性的性能穩(wěn)定。在減振器中，流通閥和補償閥是一般的單向閥，其彈簧很弱。當閥上的油壓作用力同向時，只要很小的油壓，閥便能開啟；壓縮閥和伸張閥是卸載閥，其彈簧較強，預緊力較大，只有當油壓到一定程度時，閥才能開啟；而當油壓降低到一定程度時，閥即自行關閉。根據(jù)它們不同的工作要求，各閥系設計計算和裝配都有所不同。 根據(jù)以上要求，本文設計的基本步驟有： 1）確定減振器的阻尼系數(shù)和相對阻尼系數(shù)； 2）計算出各機械結構的主要參數(shù)，其中包括缸筒、儲油缸筒、活塞桿導向座和活塞的尺寸設計計算； 3）在總體參數(shù)出來以后，就對減振器連接結構、密封結構的設計，彈簧片以及減振器油的選擇等； 4)總體參數(shù)確定后，建立各閥系的力學模型、各閥系模型以及阻尼閥閥片的撓曲變形模型，完成各閥系的設計計算。 5）完成設計計算后，對主要受力部件進行校核驗證。 研 究 方 法 、 步 驟 和 措 施 等 研究方法 （1）通過查閱相關資料，掌握汽車減震器的主要參數(shù)。 （2）充分考慮已有汽車減震器的優(yōu)缺點來確定電動滾筒的總體設計方案，對現(xiàn)有裝置的不足進行分析。 （3）對設計的汽車減震器進行修改和優(yōu)化，最終設計出能滿足要求的汽車減震器。 研究技術路線 （1）根據(jù)題目和原始數(shù)據(jù)查看相關資料，了解當今國內(nèi)外汽車減震器的發(fā)展現(xiàn)狀及發(fā)展前景，撰寫文獻綜述和開題報告。 （2）根據(jù)產(chǎn)品功能和技術要求提出多種設計方案，對各種方案進行綜合評價，從中選擇較好的方案，再對所選擇的方案做進一步的修改或優(yōu)化，最終確定總體設計方案。 （3）具體設計汽車減震器的驅(qū)動裝置、工作裝置等。 （4）對所設計的機械結構中的重要零件進行校核計算，如齒輪、軸、軸承等，保證設計的合理性和可行性。； （5）繪制零件圖、裝配圖，完成要求的圖紙量； （6）整理各項設計資料，撰寫論文。 指 導 教 師 意 見 指導教師簽字： 年 月 日 注：如頁面不夠可加附頁 世界最新機械設計理念 來源:中國科技期刊 摘要:根據(jù)目前國內(nèi)外設計學者進行機械產(chǎn)品設計時的主要思維特點，將產(chǎn)品方案的設計方法概括為系統(tǒng)化、結構模塊化、基于產(chǎn)品特征知識和智能。這幾種方法的特點及其相互間的有機聯(lián)系，提出產(chǎn)品方案設計計算機實現(xiàn)的努力方向。 關鍵詞：機械產(chǎn)品方案設計方法發(fā)展趨勢 設計文件是將語義設計網(wǎng)作為設計工具，在其開發(fā)的活性語義設計網(wǎng)ASK中，采用結點和線條組成的網(wǎng)絡描述設計，結點表示元件化的單元(如設計任務、功能、構件或加工設備等)，線條用以調(diào)整和定義結點間不同的語義關系，由此為設計過程中的所有活動和結果預先建立模型，使早期設計要求的定義到每一個結構的具體描述均可由關系間的定義表達，實現(xiàn)了計算機輔助設計過程由抽象到具體的飛躍。 系統(tǒng)化設計方法 系統(tǒng)化設計方法的主要特點是：將設計看成由若干個設計要素組成的一個系統(tǒng)，每個設計要素具有獨立性，各個要素間存在著有機的聯(lián)系，并具有層次性，所有的設計要素結合后，即可實現(xiàn)設計系統(tǒng)所需完成的任務。 系統(tǒng)化設計思想于70年代由德國學者Pahl和Beitz教授提出，他們以系統(tǒng)理論為基礎，制訂了設計的一般模式，倡導設計工作應具備條理性。德國工程師協(xié)會在這一設計思想的基礎上，制訂出標準VDI2221技術系統(tǒng)和產(chǎn)品的開發(fā)設計方法。 1. 將用戶需求作為產(chǎn)品功能特征構思、結構設計和零件設計、工藝規(guī)劃、作業(yè)控制等的基礎，從產(chǎn)品開發(fā)的宏觀過程出發(fā)，利用質(zhì)量功能布置方法，系統(tǒng)地將用戶需求信息合理而有效地轉(zhuǎn)換為產(chǎn)品開發(fā)各階段的技術目標和作業(yè)控制規(guī)程的方法。 2. 將產(chǎn)品看作有機體層次上的生命系統(tǒng)，并借助于生命系統(tǒng)理論，把產(chǎn)品的設計過程劃分成功能需求層次、實現(xiàn)功能要求的概念層次和產(chǎn)品的具體設計層次。同時采用了生命系統(tǒng)圖符抽象地表達產(chǎn)品的功能要求，形成產(chǎn)品功能系統(tǒng)結構。 3. 將機械設計中系統(tǒng)科學的應用歸納為兩個基本問題：一是把要設計的產(chǎn)品作為一個系統(tǒng)處理，最佳地確定其組成部分（單元）及其相互關系；二是將產(chǎn)品設計過程看成一個系統(tǒng)，根據(jù)設計目標，正確、合理地確定設計中各個方面的工作和各個不同的設計階段。 由于每個設計者研究問題的角度以及考慮問題的側(cè)重點不同，進行方案設計時采用的具體研究方法亦存在差異。下面介紹一些具有代表性的系統(tǒng)化設計方法。 4. 設計元素法 用五個設計元素（功能、效應、效應載體、形狀元素和表面參數(shù)）描述“產(chǎn)品解”，認為一個產(chǎn)品的五個設計元素值確定之后，產(chǎn)品的所有特征和特征值即已確定。我國亦有設計學者采用了類似方法描述產(chǎn)品的原理解。 5. 圖形建模法 研制的“設計分析和引導系統(tǒng)”KALEIT，用層次清楚的圖形描述出產(chǎn)品的功能結構及其相關的抽象信息，實現(xiàn)了系統(tǒng)結構、功能關系的圖形化建模，以及功能層之間的聯(lián)接。 將設計劃分成輔助方法和信息交換兩個方面，利用Nijssen信息分析方法可以采用圖形符號、具有內(nèi)容豐富的語義模型結構、可以描述集成條件、可以劃分約束類型、可以實現(xiàn)關系間的任意結合等特點，將設計方法解與信息技術進行集成，實現(xiàn)了設計過程中不同抽象層間信息關系的圖形化建模。 6. “構思”—“設計”法 將產(chǎn)品的方案設計分成“構思”和“設計”兩個階段?！皹嬎肌彪A段的任務是尋求、選擇和組合滿足設計任務要求的原理解。“設計”階段的工作則是具體實現(xiàn)構思階段的原理解。 將方案的“構思”具體描述為：根據(jù)合適的功能結構，尋求滿足設計任務要求的原理解。即功能結構中的分功能由“結構元素”實現(xiàn)，并將“結構元素”間的物理聯(lián)接定義為“功能載體”，“功能載體”和“結構元素”間的相互作用又形成了功能示意圖(機械運動簡圖)。方案的“設計”是根據(jù)功能示意圖，先定性地描述所有的“功能載體”和“結構元素”，再定量地描述所有“結構元素”和聯(lián)接件(“功能載體”)的形狀及位置，得到結構示意圖。Roper，H.利用圖論理論，借助于由他定義的“總設計單元(GE)”、“結構元素(KE)”、“功能結構元素(FKE)”、“聯(lián)接結構元素(VKE)”、“結構零件(KT)”、“結構元素零件(KET)”等概念，以及描述結構元素尺寸、位置和傳動參數(shù)間相互關系的若干種簡圖，把設計專家憑直覺設計的方法做了形式化的描述，形成了有效地應用現(xiàn)有知識的方法，并將其應用于“構思”和“設計”階段。 7. 鍵合圖法 將組成系統(tǒng)元件的功能分成產(chǎn)生能量、消耗能量、轉(zhuǎn)變能量形式、傳遞能量等各種類型，并借用鍵合圖表達元件的功能解，希望將基于功能的模型與鍵合圖結合，實現(xiàn)功能結構的自動生成和功能結構與鍵合圖之間的自動轉(zhuǎn)換，尋求由鍵合圖產(chǎn)生多個設計方案的方法。 提倡在產(chǎn)品功能分析的基礎上，將產(chǎn)品分解成具有某種功能的一個或幾個模塊化的基本結構，通過選擇和組合這些模塊化基本結構組建成不同的產(chǎn)品。這些基本結構可以是零件、部件，甚至是一個系統(tǒng)。 本結構應該具有標準化的接口(聯(lián)接和配合部)，并且是系列化、通用化、集成化、層次化、靈便化、經(jīng)濟化，具有互換性、相容性和相關性。我國結合軟件構件技術和CAD技術，將變形設計與組合設計相結合，根據(jù)分級模塊化原理，將加工中心機床由大到小分為產(chǎn)品級、部件級、組件級和元件級，并利用專家知識和CAD技術將它們組合成不同品種、不同規(guī)格的功能模塊，再由這些功能模塊組合成不同的加工中心總體方案。 以設計為目錄作為選擇變異機械結構的工具，提出將設計的解元素進行完整的、結構化的編排，形成解集設計目錄。并在解集設計目錄中列出評論每一個解的附加信息，非常有利于設計工程師選擇解元素。 網(wǎng)絡技術的蓬勃發(fā)展，異地協(xié)同設計與制造，以及從用戶對產(chǎn)品的功能需求→設計→加工→裝配→成品這一并行工程的實現(xiàn)成為可能。但是，達到這些目標的重要前提條件之一，就是實現(xiàn)產(chǎn)品方案設計效果的三維可視化。為此，不僅三維圖形軟件、智能化設計軟件愈來愈多地應用于產(chǎn)品的方案設計中，虛擬現(xiàn)實技術以及多媒體、超媒體工具也在產(chǎn)品的方案設計中初露鋒芒。目前，德國等發(fā)達國家正著力于研究超媒體技術、產(chǎn)品數(shù)據(jù)交換標準STEP，以及標準虛擬現(xiàn)實造型語言上基于虛擬環(huán)境的標準交換格式)在產(chǎn)品設計中的應用。 機械產(chǎn)品的方案設計正朝著計算機輔助實現(xiàn)、智能化設計和滿足異地協(xié)同設計制造需求的方向邁進，由于產(chǎn)品方案設計計算機實現(xiàn)方法的研究起步較晚，目前還沒有成熟的、能夠達到上述目標的方案設計工具軟件。作者認為，綜合運用文中四種類型設計方法是達到這一目標有效途徑。雖然這些方法的綜合運用涉及的領域較多，不僅與機械設計的領域知識有關，而且還涉及到系統(tǒng)工程理論、人工智能理論、計算機軟硬件工程、網(wǎng)絡技術等各方面的領域知識，但仍然是產(chǎn)品方案設計必須努力的方向。國外在這方面的研究已初見成效，我國設計學者也已意識到CAD技術與國際交流合作的重要性，及其應當采取的措施。 基于產(chǎn)品特征知識設計方法的主要特點是：用計算機能夠識別的語言描述產(chǎn)品的特征及其設計領域?qū)＜业闹R和經(jīng)驗，建立相應的知識庫及推理機，再利用已存儲的領域知識和建立的推理機制實現(xiàn)計算機輔助產(chǎn)品的方案設計。 機械系統(tǒng)的方案設計主要是依據(jù)產(chǎn)品所具有的特征，以及設計領域?qū)＜业闹R和經(jīng)驗進行推量和決策，完成機構的型、數(shù)綜合。欲實現(xiàn)這一階段的計算機輔助設計，必須研究知識的自動獲取、表達、集成、協(xié)調(diào)、管理和使用。為此，國內(nèi)外設計學者針對機械系統(tǒng)方案設計知識的自動化處理做了大量的研究工作，采用的方法可歸納為下述幾種。 蘇州理工學院 本科畢業(yè)設計 學 院 機電與動力工程學院 專 業(yè) ××××× 學生姓名 ××××× 班級學號 ××××× 指導教師 ××××× 二〇一九年 五月 摘 要 隨著汽車行業(yè)的飛速的發(fā)展，人們對于汽車的舒適性要求越來越高。而減震器則是提升乘客舒適性的必要裝置。本設計主要是結合現(xiàn)階段汽車減震器的結構設計出適用于中國一般城市道路使用的雙作用筒式減振器。首先，根據(jù)轎車的質(zhì)量算出減振器的阻尼系數(shù)，確定缸體結構參數(shù)，然后建立流體力學模型，先選定一條理想的減振器標準阻尼特性曲線，然后利用逼近理想阻尼特性曲線的方法，進行各閥、系的設計計算；在此基礎上，設計出整個減震器，并對主要部件的強度進行了校核。 關鍵詞：雙作用筒式減振器；流體力學模型；理想特性曲線；強度校核 Abstract With the rapid development of the automotive industry, people are demanding higher and higher comfort of automobiles. The shock absorber is a necessary device to improve passenger comfort. This design mainly combines with the structural design of automobile shock absorber at present stage to design a double-acting cylinder shock absorber suitable for general urban roads in China. Firstly, the damping coefficient of the shock absorber is calculated according to the mass of the car, and the structural parameters of the cylinder block are determined. Then, the hydrodynamic model is established. First, an ideal standard damping characteristic curve of the shock absorber is selected, and then the design calculation of the valves and systems is carried out by approaching the ideal damping characteristic curve. On this basis, the whole shock absorber is designed and the strength of the main components is introduced. It's checked. Key words: Double use of shock absorber; hydrodynamic model; characteristics of the ideal curve; strength checkin 目 錄 摘 要 2 Abstract 3 第一章 緒 論 1 1.1 減震器的簡介 1 1.2 減振器的國內(nèi)外發(fā)展狀況 1 1.3 減震器的功用 3 1.4 本課題研究的目的及意義 3 1.5 研究的方法及技術路線 3 1.5.1研究方法 3 1.5.2研究技術路線 4 1.6主要研究內(nèi)容 4 第二章 減震器的總體結構方案確定 6 2.1阻尼系數(shù)的確定 6 2.1.1 懸架彈性特性的選擇 6 2.1.2 相對阻尼系數(shù)的選擇 7 2.1.3 減振器阻尼系數(shù)的確定 8 2.2 最大負荷力的確定 9 2.3 減震筒的設計計算 9 2.4 活塞桿的設計計算 10 2.5 導向機構的設計計算 10 2.6 活塞行程的確定 11 第三章 減震器液壓機構的設計 12 3.1 液壓缸的連接形式 12 3.2 活塞桿導向部分的結構 12 3.3 密封圈的選用 13 3.4 液壓缸的安裝連接結構 13 3.5 活塞環(huán)的確定 13 3.6 液壓缸主要零件的材料確定 13 3.7 減震器油封設計 14 3.8 錐形彈簧的設計 14 3.9 減振器油的選擇 15 第四章 減震器閥系的結構設計 15 4.1 閥體的結構分析 15 4.2. 伸張閥的分析 20 4.2.1 伸張閥的結構和工作原理 20 4.2.2 伸張閥的力學分析 20 4.3 流通閥的分析 21 4.3.1 流通閥的結構和工作原理 21 4.3.2 流通閥的力學分析 21 4.4 壓縮閥的分析 22 4.4.1 壓縮閥的結構和工作原理 22 4.4.2 壓縮閥力學分析 23 4.5 補償閥的分析 23 4.5.1 補償閥的結構和工作原理 23 4.5.2 補償閥的力學分析 23 4.6 閥系的結構設計 24 4.7 特性曲線的確定 25 4.8 其他部件的參數(shù)的確定 27 4.8.1 活塞孔的優(yōu)化設計 27 4.8.2閥片的優(yōu)化設計 28 4.8.3底閥孔的優(yōu)化設計 29 第五章 活塞桿的強度校核 31 5.1 強度校核 31 5.2 穩(wěn)定性的校核 32 總 結 33 參考文獻 34 致 謝 35 畢業(yè)設計說明書 第一章 緒 論 1.1 減震器的簡介 減震器是一種利用液體在流經(jīng)阻尼孔時孔壁與油液間的摩擦和液體分子間的摩擦形成對振動的阻尼力,將振動能量轉(zhuǎn)化為熱能,進而達到衰減汽車振動,改善汽車行駛平順性，提高汽車的操縱性和穩(wěn)定性的一種裝置。對于提升乘客的舒適度有很大作用。 1.2 減振器的國內(nèi)外發(fā)展狀況 為加速車身振動的衰減，改善汽車行使平順性，大多數(shù)轎車的懸架內(nèi)都裝有減震器。減震器和彈性元件是并聯(lián)安裝的。其中采用最廣泛的是液力減震器，又稱筒式液力減振器，現(xiàn)簡稱為筒式減振器。根據(jù)結構形式不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。而筒式減震器工作壓力僅在2.5～5MPa，但是它的工作性能穩(wěn)定而在現(xiàn)代的汽車上得道廣泛的應用。又可以分為單筒式、雙筒式和充氣筒式三種[3]。減震器的阻尼力越大，振動消除得越快，但卻使并聯(lián)的彈性元件的作用不能充分發(fā)揮；還可能導致連接件及車架損壞。通常為了保證伸張過程內(nèi)產(chǎn)生的阻尼力比壓縮行程內(nèi)產(chǎn)生的阻尼力大得多，所以伸張閥彈簧剛度和預緊力比壓縮閥大；在同樣油壓力作用下，伸張閥及相應的通?？p隙的同道截面積總和小于壓縮閥及相應的通?？p隙的通常截面積總和。這樣也保證了懸架在壓縮行程內(nèi)，減震器的阻尼力較小，以便充分利用彈性元件的彈性來緩和沖擊；在伸張行程內(nèi)，減震器的阻尼力應較大，以求迅速減振[2]。由于汽車行駛的路面狀況不同，所用的減震器要求也會有所不同。 下面簡單介紹幾種比較先進的減震器： 1.磁懸浮式減震器。磁懸浮減震器的彈性介質(zhì)是兩塊同極相對的高強度永久磁鐵。兩磁鐵間的排斥力即為減震器的彈性力，它隨著兩磁鐵間的距離減小而增大。它具有很好的非線性剛度特性，而且可根據(jù)負載自動調(diào)整彈簧剛度特性及車身高度，能進一步改善汽車的行駛平順性；由于城市路況較好，路面對轎車車輪的沖擊絕大數(shù)屬于小位移激振，大位移激振較少。這就要求減震彈簧的小變形時較軟，而大變形時較硬，具有非線性剛度特性。另外，由于汽車的負載在每次行駛都不相同，車上的水平負載分布不同，這會使車身高度，水平度發(fā)生變化。雖然現(xiàn)在有很多彈簧都能滿足這些要求，但是磁懸浮減震器的技術要求比油氣彈簧低，維護方便，耐用，這是油氣彈簧所不及的[4]。 2.橡膠減震器。雖然說采用橡膠作為隔振、吸聲和沖擊的彈性元件，迄今至少已有五十多年的歷史了，但是它的作用是得到肯定的。橡膠減震器所采用的彈性材料―減震橡膠，屬于高分子聚合材料，具有特殊的性能，由于軟長的鏈狀分子的排列結構，使得不需要很復雜的形狀就能獲得優(yōu)良的彈性性能。在一定范圍內(nèi)，可以把橡膠減震器作為線性看。橡膠減震器是通過橡膠物體的物理變形來吸收沖擊振動的，技術上比較成熟[5]。 3.可調(diào)阻尼減震器?？烧{(diào)阻尼減震器可以分為有級可調(diào)阻尼減震器和無極可調(diào)阻尼減震器，阻尼減震器有兩種調(diào)節(jié)方法，一種是通過改變節(jié)流孔的大小調(diào)節(jié)阻尼，另一種是通過改變減震液的粘性調(diào)節(jié)阻尼[6]。它們是根據(jù)汽車在路面上的行駛情況，對減震器的阻尼進行相對應的調(diào)節(jié)。這種減震器技術要求高，舒適性強，平順性好等優(yōu)點。但是結構復雜，成本高，維修費用也高。 下面簡單介紹下，汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用的液力減震器。液力減震器的作用原理是，當車架與車身作往復相對運動時，減震器中的活塞在缸筒內(nèi)也是往復運動，于是減震器殼體內(nèi)的油液便反復地從一個內(nèi)腔通過一些窄小的空隙流入另一內(nèi)腔。此時，孔壁與油液間的摩擦及液體分子內(nèi)摩擦便形成對振動的阻尼力，使車身和車架的振動能量轉(zhuǎn)化為熱能，被油液和減震器殼體吸收，然后散到大氣中[2]。 減振器與彈性元件承擔著緩沖擊和減振的任務，阻尼力過大，將使懸架彈性變壞，甚至使減振器連接件損壞。因而要調(diào)節(jié)彈性元件和減振器這一矛盾。 (1) 在壓縮行程（車橋和車架相互靠近），減振器阻尼力較小，以便充分發(fā)揮彈性元件的彈性作用，緩和沖擊。這時，彈性元件起主要作用。 (2) 在懸架伸張行程中（車橋和車架相互遠離），減振器阻尼力應大，迅速減振。 (3) 當車橋（或車輪）與車橋間的相對速度過大時，要求減振器能自動加大液流量，使阻尼力始終保持在一定限度之內(nèi)，以避免承受過大的沖擊載荷。 在汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用的是筒式減振器，且在壓縮和伸張行程中均能起減振作用叫雙向作用式減振器，還有采用新式減振器，它包括充氣式減振器和阻力可調(diào)式減振器[2]。 1.3 減震器的功用 減振器是產(chǎn)生阻尼力的主要元件,其作用是迅速衰減汽車的振動,改善汽車的行駛平順性,增強車輪和地面的附著力.另外,減振器能夠降低車身部分的動載荷,延長汽車的使用壽命. 目前在汽車上廣泛使用的減振器主要是筒式液力減振器,其結構可分為雙筒式,單筒充氣式和雙筒充氣式三種. 導向機構的作用是傳遞力和力矩,同時兼起導向作用.在汽車的行駛過程當中,能夠控制車輪的運動軌跡。 汽車懸架系統(tǒng)中彈性元件的作用是使車輛在行駛時由于不平路面產(chǎn)生的振動得到緩沖，減少車身的加速度從而減少有關零件的動負荷和動應力。如果只有彈性元件，則汽車在受到一次沖擊后振動會持續(xù)下去。但汽車是在連續(xù)不平的路面上行駛的，由于連續(xù)不平產(chǎn)生的連續(xù)沖擊必然使汽車振動加劇，甚至發(fā)生共振，反而使車身的動負荷增加。所以懸架中的阻尼必須與彈性元件特性相匹配。 1.4 本課題研究的目的及意義 隨著社會的不斷發(fā)展，人們對汽車的要求也越來越高。包括有汽車的動力性、經(jīng)濟性、制動性、操縱穩(wěn)定性、平順性、通過性等性能的要求。減震器是安裝在車體與負重輪之間的一個阻尼元件，其作用是衰減車體的振動并阻止共振情況下車體振幅的無限增大，能減小車體振動的振幅和振動次數(shù)，因而能延長彈性元件的疲勞壽命和提高人乘車的舒適性[1]。長期以來，人們對汽車的平順性一直都在研究，在技術上也有重大的改駛員操縱輕便，乘員更加舒服。 因外部條件的不同，對減振器的使用要求也會相應的不同。在不同的國家或不同的地區(qū)，他們各自的天氣環(huán)境、道路建筑等都有著很大的區(qū)別。單一的減振器是可能都滿足他們的性能要求。隨著社會的發(fā)展，汽車市場出現(xiàn)了細分化。純黑色的“福特”時代，早已經(jīng)過去，針對各國道路交通情況，各國汽車生產(chǎn)商們開始生產(chǎn)有屬于自己特色的汽車了。本文就是針對我國大多數(shù)城市道路情況，而進行研究設計的。 1.5 研究的方法及技術路線 1.5.1研究方法 （1）通過查閱相關資料，掌握汽車減震器的主要參數(shù)。 （2）充分考慮已有汽車減震器的優(yōu)缺點來確定電動滾筒的總體設計方案，對現(xiàn)有裝置的不足進行分析。 （3）對設計的汽車減震器進行修改和優(yōu)化，最終設計出能滿足要求的汽車減震器。 1.5.2研究技術路線 （1）根據(jù)題目和原始數(shù)據(jù)查看相關資料，了解當今國內(nèi)外汽車減震器的發(fā)展現(xiàn)狀及發(fā)展前景，撰寫文獻綜述和開題報告。 （2）根據(jù)產(chǎn)品功能和技術要求提出多種設計方案，對各種方案進行綜合評價，從中選擇較好的方案，再對所選擇的方案做進一步的修改或優(yōu)化，最終確定總體設計方案。 （3）具體設計汽車減震器的驅(qū)動裝置、工作裝置等。 （4）對所設計的機械結構中的重要零件進行校核計算，如齒輪、軸、軸承等，保證設計的合理性和可行性。； （5）繪制零件圖、裝配圖，完成要求的圖紙量； （6）整理各項設計資料，撰寫論文。 1.6主要研究內(nèi)容 本文的設計是要滿足一般性能要求，具體是：一是要具有一般的舒適性；二是可以滿足中國現(xiàn)代一般城市道路的使用要求；三能保證有足夠的使用壽命；四是在使用期間保證汽車行駛平順性的性能穩(wěn)定。在減振器中，流通閥和補償閥是一般的單向閥，其彈簧很弱。當閥上的油壓作用力同向時，只要很小的油壓，閥便能開啟；壓縮閥和伸張閥是卸載閥，其彈簧較強，預緊力較大，只有當油壓到一定程度時，閥才能開啟；而當油壓降低到一定程度時，閥即自行關閉。根據(jù)它們不同的工作要求，各閥系設計計算和裝配都有所不同。 根據(jù)以上要求，本文設計的基本步驟有： 1）確定減振器的阻尼系數(shù)和相對阻尼系數(shù)； 2）計算出各機械結構的主要參數(shù)，其中包括缸筒、儲油缸筒、活塞桿導向座和活塞的尺寸設計計算； 3）在總體參數(shù)出來以后，就對減振器連接結構、密封結構的設計，彈簧片以及減振器油的選擇等； 4)總體參數(shù)確定后，建立各閥系的力學模型、各閥系模型以及阻尼閥閥片的撓曲變形模型，完成各閥系的設計計算。 5）完成設計計算后，對主要受力部件進行校核驗證。 第二章 減震器的總體結構方案確定 2.1阻尼系數(shù)的確定 2.1.1 懸架彈性特性的選擇 在前輪或后輪上，把前、后輪接地點垂直方向的載荷變化和輪心在垂直方向的位置變化量關系稱為懸架系統(tǒng)的彈性特性。如圖2.1所示，在任一載荷狀態(tài)下，該點曲線的切線斜率，就是該載荷下的懸架剛度。在滿載狀態(tài)下，彈性特性曲線的切線斜率便是滿載懸架剛度。在滿載載荷下可以確定車輪上、下跳行程，兩者之和稱為車輪行程。 圖2.1 懸架彈性特性 設懸架剛度為k，簧上質(zhì)量為m，則根據(jù)下式可求系統(tǒng)的固有振動頻率f： 車輪上下跳動行程的一般范圍是：上跳行程70～120mm，下跳動行程80～120mm。懸架垂直剛度隨車輛參數(shù)而不同，換算成系統(tǒng)固有振動頻率為1～2Hz[7]。 由于我設計的是轎車減振器，主要是用于城市一些比較好的路面上。所以，轎車在行駛時路面激起振動頻率會相對比較高。所以取減振器系統(tǒng)固有頻率f＝1.5Hz，而m＝1200kg，則根據(jù)上式 2.1.2 相對阻尼系數(shù)的選擇 減振器在卸荷閥打開前，減振器中的阻力F與減振器振動速度v之間有如下關系 F=dv (2.1) 式中，d為減振器阻尼系數(shù)。 圖2.2b示出減振器的阻力－速度特性圖。該圖具有如下特點：阻力－速度特性由四段近似直線線段組成，其中壓縮行程和伸張行程的阻力－速度特性各占兩段；各段特性線的斜率是減振器的阻尼系數(shù)d=F/v，所以減振器有四個阻尼系數(shù)。在沒有特別指明時，減振器的阻尼系數(shù)是指卸荷閥開啟前的阻尼系數(shù)而言。通常壓縮行程的阻尼系數(shù)與伸張行程的阻尼系數(shù)不等。 (a)阻力一位移特性 （b）阻力一速度特性 圖2.2 減振器的特性 汽車懸架有阻尼以后，簧上質(zhì)量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數(shù)y的大小來評定振動衰減的快慢程度。y的表達式為 (2.2) 式中，c為懸架系統(tǒng)垂直剛度；為簧上質(zhì)量。 式(2.2)表明，相對阻尼系數(shù)y的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度c和不同簧上質(zhì)量的懸架系統(tǒng)匹配時，會產(chǎn)生不同的阻尼效果。y值大，振動能迅速衰減，同時又能將較大的路面沖擊力傳到車身；y值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數(shù)取得小些，伸張行程時的相對阻尼系數(shù)取得大些。兩者之間保持＝(0.25～0.50)的關系。 設計時，先選取與的平均值y。對于無內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，取y＝0.25～0.35；對于有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，y值取小些。對于行駛路面條件較差的汽車，y值應取大些，一般取＞0.3；為避免懸架碰撞車架，取＝0.5 [3]。 根據(jù)以上所述：?。?.36 ＝0.5＝0.5×0.36＝0.18 y＝0.27 2.1.3 減振器阻尼系數(shù)的確定 減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率，所以理論上。實際上應根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。例如，當減振器如圖2.3 a、b、c三種安裝時，我選擇了如圖2.3 b所示安裝。 圖2.3 減振器安裝位置 2.3 b所示安裝時，減振器的阻尼系數(shù)占用2.3式計算[3] (2.3) 式中，a為減振器軸線與鉛垂線之間的夾角。 然而， y＝0.27 阻尼系數(shù)： 伸張阻尼系數(shù)： 2.2 最大負荷力的確定 為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷。此時的活塞速度稱為卸荷速度。在減振器安裝如圖2.3 b所示時 (2.4) 式中， 為卸載速度，一般為0.15～0.30m/s；A為車身振幅，取±40mm，w為懸架振動固有頻率。 如已知伸張行程時的阻尼系數(shù)，載伸張行程的最大卸荷力 [3]。 伸張行程的最大卸荷力： 壓縮行程的最大卸荷力： 2.3 減震筒的設計計算 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑D （2.5） 式中，[p]為工作缸最大允許壓力，取3～4Mpa；l為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取l＝0.40～0.50，單筒式減振器取l＝0.30～0.35[3]。 減振器的工作缸直徑D有20、30、40、（45）、50、65mm等幾種。選取時應按標準選用。 貯油筒直徑＝（1.35～1.50）D，壁厚取為2mm，材料可選ZG45號鋼。 取=30mm 2.4 活塞桿的設計計算 減振器活塞桿（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(cè)向力。因其表面粗糙度對減振器滲漏油影響較大，在減振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。 活塞（工作缸）直徑與活塞桿直徑可按下式計算經(jīng)驗數(shù)據(jù)：＝（0.4～0.5），取＝40mm則＝20mm 2.5 導向機構的設計計算 如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設計時必須保證有一定的最小導向長度。又因為在減振器工作時，活塞桿與導向座之間是相對滑動的。在導向座內(nèi)設計一襯套，在減少活塞桿的摩擦的同時也使活塞桿滑動輕便，迅速[8]。 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，影響減振器工作的穩(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應滿足要求： 式中：L—液壓缸的最大行程； D—缸筒內(nèi)徑。 活塞的寬度B，一般取B＝（0.6～1.0）D;缸蓋滑動支承面的長度, 根據(jù)液壓缸內(nèi)徑D而定： 當D<80mm時，取＝（0.6～1.0）D； 當D>80mm時，?。剑?.6～1.0）D； 所以： 導向座的長度：＝25mm 活塞寬度：B＝19mm 2.6 活塞行程的確定 減振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(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，并參照表2.1和表2.2設計要求來選取標準值，故選取活塞行程為180㎜。 表2.1 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2.2減振器設計尺寸 （㎜） 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。 第三章 減震器液壓機構的設計 3.1 液壓缸的連接形式 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(nèi)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。 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。 3.2 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。 3.3 密封圈的選用 活塞及活塞桿處密封圈的選用，應根據(jù)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(jù)相關行業(yè)標準進行選用。 3.4 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。 3.5 活塞環(huán)的確定 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(nèi)泄漏，以保證阻尼效果?；钊h(huán)靠自身的彈力貼緊工作缸的內(nèi)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(chǎn)。 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(jù)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(cè)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%。 3.6 液壓缸主要零件的材料確定 （1）缸體采用45號鋼；調(diào)質(zhì)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(diào)質(zhì)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(diào)質(zhì)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。 3.7 減震器油封設計 油封設計：本文設計的油封，是指對液壓油的密封。其主要功能是把油腔和外界隔離，對內(nèi)封油，對外封塵。油封的工作范圍如下：工作壓力0.3Mpa；密封線速度，低速型小于4m/s，高速型為4～5m/s；工作溫度-60～150℃（與橡膠種類有關）；適用介質(zhì)：油、水及弱腐蝕性液體，壽命12000h[10]. 根據(jù)機械設計手冊，我選擇的密封材料是丁腈橡膠；型式是粘接結構，粘接結構是橡膠部分和金屬骨架分別加工制造，再用膠粘接在一起成為外露骨架型。制造簡單，價格便宜。 3.8 錐形彈簧的設計 圖3.4 圓錐螺旋壓縮彈簧及其特性線 當受載后，特性線的OA段是直線，載荷繼續(xù)增加時，彈簧從大圈開始逐漸接觸，有效圈數(shù)逐漸減少，剛度逐漸增大，到所有彈簧圈壓并為止。特性線AB段是漸增型，有利于防止共振的發(fā)生。常用的圓錐螺旋壓縮彈簧有等節(jié)距型和等螺旋角型兩種[10]。 我選用了等節(jié)距型的圓錐螺旋壓縮彈簧。 3.9 減振器油的選擇 選用液壓油應考慮的因素是系統(tǒng)的工作環(huán)境:如溫度、濕度、空氣的清潔度等，選擇的油液黏度一定要適中,隨溫度變化小:黏度太大會造成系統(tǒng)壓力損失大,系統(tǒng)效率降低。另外隨溫度變化,要求液壓油黏度變化小。要具有良好的潤滑性，能夠減少各運動部件之間的磨損,延長機械設備的使用壽命。并能使各運動部件動作靈敏。如環(huán)境溫度高則選用粘度大的液壓油，加注液壓油時一定要通過過濾器,并在干燥、潔凈的環(huán)境中進行[13]。根據(jù)以上的要求，選擇了由上海海聯(lián)潤滑材料有限公司生產(chǎn)的HRI28減振器油，密度，體積彈性模量。 第四章 減震器閥系的結構設計 4.1 閥體的結構分析 對具體結構形式和流動方式進行分析，該結構形式減震器分為3個封閉區(qū)域，并假設各封閉區(qū)域之間狀態(tài)是連續(xù)的，狀態(tài)參數(shù)沒有突變，忽略庫倫摩擦力及瞬態(tài)液動力。 (a) (b) 圖4.1 阻尼狀態(tài)下的工作原理圖 如圖4.1（a)伸張行程通過兩種環(huán)節(jié)產(chǎn)生阻尼作用，即活塞上的常通孔和伸張閥閥片節(jié)流。分析伸張行程的工作情況要分開閥前和開閥后兩種工作狀態(tài)進行考慮。 設減震器活塞以相對速度向上運動，則上油腔排出的工作液的流量為： （4.1） 式中： —減震器活塞的截面積；—活塞桿的截面積；－活塞外徑；－活塞桿外徑； 由減震器的結構特點和工作原理可知：減震器伸張行程時，活塞相對于工作缸向上運動，活塞桿處于受拉狀態(tài)，流通閥是單向閥，此時關閉，見圖4.1。 伸張閥開閥前： 伸張閥關閉，則上油腔流入下油腔的減震液體積流量表達式為： （4.2） —流量系數(shù)；—活塞上的常通孔節(jié)流面積；—上油腔油壓；—下油腔壓；—儲油腔油壓。 伸張閥開閥后： 當上油腔的壓力克服伸張閥上螺母的預緊力時，伸張閥開啟，則上油腔排出的減震液體積流量表達式為： （4.3） 由儲油腔流到下油腔的流量: 通過補償閥的流量： （4.4） —補償閥的節(jié)流面積； 根據(jù)流量連續(xù)性定理： （4.5） 設由（4.3）、（4.4）、（4.5）得下油腔的壓力： （4.6） 由（4.4）、（4.5）、（4.6）得上油腔的壓力： 開閥前： （4.7） 開閥后： （4.8） 減震器伸張行程所產(chǎn)生的阻尼力為： （4.9） 由于伸張行程的阻尼性能大于補償閥的阻尼性能，補償閥僅僅起到補充下油腔油液的作用，這時由補償閥產(chǎn)生的壓差不會很大。 則由（4.5）、（4.7）、（4.8）得開閥前伸張行程阻尼力為： （4.10） 由（4.6）、（4.7）、（4.8）得開閥后伸張行程阻尼力為： （4.11） 從以上的數(shù)學模型可以看出，在該工況下，減震器伸張行程的阻尼力在開 閥前主要與活塞上常通孔的尺寸有關，開閥后與活塞上常通孔的尺寸及伸張閥閥片組的開度有關，即此時伸張閥在減震器中起主要作用，補償閥僅起到補充油液的作用，對減震器提供阻尼力影響不大[6]。 如圖4.1(b)減震器處于壓縮行程，也就是活塞相對于工作缸向下運動，活塞桿處于受壓狀態(tài)。下油腔的油液分別從流通閥和壓縮閥流出，這兩個閥的節(jié)流作用形成了減震器壓縮行程阻尼力。由于壓縮閥開閥前后的流量特性變化比 較明顯，因此在分析時要分開閥前和開閥后兩種工作狀態(tài)進行討論。設減震器活塞以相對速度向下運動，下油腔流到儲油腔的流量為： （4.12） 從下油腔流到上油腔的流量 （4.13） 此時流通閥開啟，通過流通閥的流量： （4.14） —流通閥的節(jié)流面積； 通過活塞常通孔的流量為： （4.15） 壓縮閥開閥前： 油液經(jīng)由底閥的流量為： （4.16） —底閥上常通孔節(jié)流面積； 壓縮閥開閥后： 壓縮閥開啟，則油液經(jīng)由底閥的流量為： （4.17） —壓縮閥的節(jié)流面積； 根據(jù)流量連續(xù)性定理： （4.18） 由式（4.13）、（4.16）、（4.18）得開閥前下油腔的壓力： (4.19） 由式（4.13）、（4.17）、（4.18）得開閥后下油腔的壓力： （4.20） 減震器壓縮行程所產(chǎn)生的阻尼力為：（考慮計算方便在此計入大氣壓） （4.21） 則由式（4.15）、（4.19）、（4.21）得開閥前壓縮行程阻尼力為： （4.22） 由式（4.15）、（4.20）、（4.21）得開閥后壓縮行程阻尼力為： （4.23） 從以上的數(shù)學模型可以看出，減震器壓縮行程的阻尼力在開閥前與活塞上常通孔、流通閥、底閥常通孔有關，開閥后又加上與壓縮閥閥片組的開度有關， 即此時壓縮閥在減震器中起主要作用，而流通閥對上下油腔的壓差變化起主要作用[6]。 4.2. 伸張閥的分析 4.2.1 伸張閥的結構和工作原理 如圖4.2所示伸張閥總成主要包括伸張閥閥片和閥座等零件。帶缺口伸張閥的閥片壓在伸張閥座的底部，當伸張閥上下的壓差比較低時，無法推動伸張閥片組，油液只能通過第一個伸張閥閥片的缺口（活塞上常通孔）流出，在這一過程中壓差變化較大，此時油液就是主要通過常通孔節(jié)流產(chǎn)生阻尼；當壓差增大到某一值時，使伸張閥閥片組由于撓曲變形產(chǎn)生環(huán)形間隙，從而增大了伸張閥閥口的開度，在這一過程中壓差會緩慢變化，此時油液就是通過伸張閥閥片撓曲變形產(chǎn)生的環(huán)形間隙和常通孔節(jié)流共同產(chǎn)生阻尼[6]。 圖4.2活塞總成 4.2.2 伸張閥的力學分析 以一個伸張閥閥片為研究對象，其受力模型可簡化為如圖4.3所示。即； 內(nèi)邊緣固定加緊、受均布載荷q作用的彈性圓環(huán)薄板，其中分別為活塞上下油腔的壓力[6]。 圖4.3伸張閥閥片的受力模型 4.3 流通閥的分析 4.3.1 流通閥的結構和工作原理 如圖4.4所示，流通閥是由一個閥片和該閥片上的彈簧壓片組成。其作用是保證油液由下油腔向上油腔單向流動，當下油腔的油壓大于上油腔時，流通閥開啟，而產(chǎn)生節(jié)流作用。 4.3.2 流通閥的力學分析 開閥時的通流面積： （4.24） x—流通閥閥片上彈簧壓片的壓縮量 如圖4.4所示， （4.25） —彈簧壓片的剛度，—彈簧壓緊力，—油壓力，—閥片質(zhì)量，—閥座支持力 圖4.4 流通閥的受力模型 由于流通閥彈簧的壓緊力很小，流通閥完全可以看作是一個單向閥，當完全開閥后，通流面積為活塞閥體外環(huán)的n個阻尼小孔的通流面積，即開閥后可以看作是n個薄壁阻尼小孔起節(jié)流作用[6]。 4.4 壓縮閥的分析 4.4.1 壓縮閥的結構和工作原理 圖4.5 底閥總成 如圖4.5所示壓縮閥總成主要包括壓縮閥閥片組及閥座等零件。其工作情況與伸張閥基本相同，當壓縮閥上下的壓差比較低時，無法推動壓縮閥片組，壓縮閥閥片關閉，油液通過常通孔（即壓縮閥第一個閥片上的開口槽）產(chǎn)生阻尼作用；當壓縮閥閥片組受到向下的壓力足以克服其向上的壓力時，壓縮閥閥片開啟，油液通過壓縮閥閥片撓曲變形產(chǎn)生的環(huán)形間隙和常通孔節(jié)流共同產(chǎn)生阻尼。 4.4.2 壓縮閥力學分析 圖4.6 壓縮閥閥片的受力模型 如圖4.6所示，壓縮閥的力學模型與伸張閥一樣（只是各參數(shù)加以改變）， 即；內(nèi)邊緣固定加緊、受均布載荷q作用的彈性圓環(huán)薄板，其中分別為活塞儲油腔、下油腔的壓力。 4.5 補償閥的分析 4.5.1 補償閥的結構和工作原理 如圖4.7所示，補償閥也是一個單向閥，由一個閥片和該閥片上的彈簧壓片組成。其作用是保證油液由儲油腔向下油腔單向流動，當儲油腔的油壓大于下油腔時，補償閥開啟，而產(chǎn)生節(jié)流作用。 4.5.2 補償閥的力學分析 補償閥的力學模型與流通閥一樣（只是各參數(shù)加以改變） 開閥時的通流面積： （4.26） x—流通閥閥片上彈簧壓片的壓縮量 如圖4.7所示， （4.27） —補償閥的彈簧力，x—彈性閥片的彈性變形量，—彈簧壓片的剛度，—彈簧力，—油壓力，—閥片質(zhì)量，—閥座支持力 圖4.7 補償閥閥片的受力模型 由于補償閥彈簧的壓緊力也很小，補償閥也可以看作是一個單向閥，當完全開啟后，通流面積為底閥閥體內(nèi)圈的n個阻尼小孔的通流面積，即開閥后可以看作是n個薄壁阻尼小孔起節(jié)流作用[6]。 4.6 閥系的結構設計 減震器阻尼特性曲線的形狀取決于閥系的具體結構和各閥開啟力的選擇。通過上述對可調(diào)減震器的流體力學模型及各閥的力學模型分析來看，不論是哪種工況下，減震器的阻力都大致與速度的平方成正比。如圖4.8所示，以伸張閥為例，分析伸張閥的開啟程度對減震器特性的影響。 圖4.8 閥的開啟程度對減振器特性影響示意圖 圖中曲線A所示為給定的伸張閥常通孔通道下阻尼力F與液流速度的關系，B表示伸張閥的閥門通道，當伸張閥的閥門逐漸打開時，可獲得曲線與曲間的過度特性。恰當?shù)倪x擇的孔徑和的逐漸開啟量，可以獲得任何給定伸張行程的特性曲線。 壓縮閥的開啟程度對減振器特性的影響與伸張閥相同。即恰當?shù)倪x擇底閥常通孔的孔徑和壓縮閥的閥門的逐漸開啟量，也可以獲得任何給定的壓縮行程的特性曲線[6]。 4.7 特性曲線的確定 減震器由3種典型的特性曲線，如圖4.9所示。(a)為斜率遞增型、(b)為等斜率（線性的）、(c)為斜率遞減型。本文根據(jù)所選用的車型、道路條件和使用要求,選擇第3種阻尼力特性，有利于提高車輪的接地性能和可操縱性。 圖4.9 典型的減振器特性影響示意圖 本設計選擇活塞行程S＝201mm 溫度t是在-10°C～120°C之間，關于開閥速度的說明：我國“QC/T 491—1999”標準并沒有采用先進國家普遍采用的，以0.3（m/s）來定義減震器阻尼力的規(guī)范限值，保持原“74”標準采用的0.52m/s的中速定義限值；而前者由于實際接近減震器外特定開閥速度（0.2—0.3m/s）因而是指在設計和測試上都具有穩(wěn)定基礎，由它決定的阻尼系數(shù)主要是滿足車輛平順性的匹配需要，是構成平安比（η）,鑒定減震器外特性和車輛阻尼匹配特性的一個重要因素。而“85”標準當時采用0.52m/s來定義減震器阻力，強調(diào)的是外特性開閥點之后的中速，來保持較高阻尼的檢測規(guī)范，以保證在中國條件下，通常道路條件較差，一般需要較重阻尼的需要。由于本文所設計的是在城市一些比較好的路面上行駛，故本文采用的開閥速度是0.25m/s，,伸張行程的開閥力為1200N，壓縮行程的開閥力300N。 根據(jù)所確定阻尼值及開閥參數(shù)，同時要保證壓縮阻尼力與伸張阻尼力的比值在0.2～0.65之間，作者擬定了趨勢性的經(jīng)驗設計曲線，即理想阻力特性曲線，為優(yōu)化各阻尼孔的尺寸及閥片的個數(shù)提供依據(jù)，見圖4.10所示 圖4.10 理想阻尼特性曲線 在設計閥系時候，采用了最佳一致逼近的理論，使理論特性曲線向理想曲線逼近。 已知參數(shù)如下： 4.8 其他部件的參數(shù)的確定 4.8.1 活塞孔的優(yōu)化設計 伸張行程開閥前理論的阻力特性： （4.32） 根據(jù)圖4.10所示可得到理想特性： （4.33） 設 （4.34） 1）設計變量為 2）目標函數(shù)： 由（4.32）、（4.33）、（4.34）目標函數(shù)可化為： （4.35） 3）約束條件： ①為防止懸架減震器在高頻激振條件下出現(xiàn)外特性呈現(xiàn)雙向空程畸變，要保證伸張行程內(nèi)特性連續(xù)，確保補償閥要響應好，供油足。根據(jù)液流連續(xù)原理和減震器伸張行程的液力計算，伸張閥和補償閥在結構設計和工藝設計上需保持如下的工程近似制約關系： （4.36） 式中—伸張閥的最大通流面積； —減震器的最大復原阻力為2826N。 視減震器活塞桿的速度為時為工作極限點[6]。 則此時的（忽略了大氣壓） ②補償閥的最大通流面積要小于其預留空間。 由代入4.35式 取 4）求解結果： 活塞常通孔總面積：，個數(shù)：n＝9，半徑R＝0.5mm； 補償閥孔：，n=8,R=1.85m 伸張閥孔總面積：，n=8,R=1mm 圖4.11 ，仿真曲線 4.8.2閥片的優(yōu)化設計 伸張行程開閥后理論阻力特性： （4.37） 理想狀態(tài)的阻力特性： （4.38） 式（4.37）中：，ω為運用大撓曲理論求得的伸張閥片外邊緣撓曲變形，其方程如下： （4.39） 式（4.39）中 ,a=0.018mm,b=0.006mm 代入后可推導出理論的關系： （4.40） 根據(jù)理想的特性曲線4.11，推導出理想的關系方程，如下式： （4.41） 設 1）設計變量 n、h 2）目標函數(shù)： 3）約束條件： 由于彈性薄板大撓曲變形更接近阻尼閥片的實際工作，雙筒液壓減震器環(huán)形閥片有時所受的壓力會很大，撓曲變形與薄片厚度的比值會超過五分之一，尤其在高壓階段[6]。...... 4)經(jīng)過求解得到結果：n=8,h=0.413mm 4.8.3底閥孔的優(yōu)化設計 壓縮行程開閥前理論阻力特性： （4.42） 其理想狀態(tài)的阻力特性： （4.43） 1）設計變量為 2）目標函數(shù)： 3)約束條件： ①為防止懸架減震器在高頻激振條件下出現(xiàn)外特性呈現(xiàn)雙向空程畸變，其中的另一方面要保證壓縮行程內(nèi)特性連續(xù)—流通閥要響應好供油足，壓縮閥開度不能過大。根據(jù) 減震器內(nèi)特性的液力計算，實施內(nèi)特性的常通孔或閥結構需保持如下的工程近似制約關系[6]： （4.44） ②流通閥的最大通流面積要小于其預留空間，即 3）求解結果： 流通閥孔總面積：,n=12,R=0.77mm 壓縮閥座常通孔總面積：,n=5,R=0.5mm 圖4.12 ,仿真曲線 第五章 活塞桿的強度校核 5.1 強度校核 活塞桿材料選用45鋼，取,而, , ,有如下關系： （5.1） 一般設計時加速度a=(1～3)g，取a=2g，，M＝1200/4＝300（Kg）, 代入（5.1）式得 5.2 穩(wěn)定性的校核 減振器在壓縮行程時，活塞桿受壓縮作用。因此要校核減震器在硬阻尼的情況下壓桿的穩(wěn)定性。 將減震器簡化為兩端鉸支桿，等效長度系數(shù)μ=1，對于危險段，,有效長度l=120mm， 滿足歐拉公式的使用條件，再根據(jù)歐拉公式： 而最大的壓力 這里取極限情況a=3g, ,得： 滿足的要求，即壓桿穩(wěn)定。 總 結 減振器都是在不斷的創(chuàng)新中發(fā)展的，專家門和設計師本著“使用方便，安全第一”的原則不斷對減振器進行完善創(chuàng)新，使減振器的功能和安全性不斷提高。本文是從選擇類型開始，接著設計計算阻尼系數(shù)，然后設計計算出機械結構部分，進而流體力學模型的建立，閥系結構參數(shù)的確定以及主要受力部件的校核等。都經(jīng)過了比較細心的查閱和比較選擇，選出比較適合本設計的參數(shù)、型式和參數(shù)等。 國內(nèi)減振器制造水平已有很大提高，主機廠配套占很大比例，在中低檔轎車領域，基本是國產(chǎn)減振器的天下。另外，減振器的技術水平也逐步提高，與國際先進水平的差距正在縮小，高端產(chǎn)品也有研發(fā)。減振器其中的主要問題有： 1）液壓元件制造精度要求高，必須保證減振器油液的密封性，技術要求高和裝配比較困難，使用維護比較嚴格。 2）油液中混入空氣易影響工作性能 油液中混入空氣后，容易引起液壓油變質(zhì)，使系統(tǒng)的工作性能受到影響、會影響系統(tǒng)工作的可靠性。 3）減振器與車架進行連接時，要使用聚氨酯緩沖塊。聚氨酯緩沖塊的功能:吸收來自路面的沖擊,改善乘坐的舒適性,起到輔助彈簧的作用。減振器相關行業(yè)的技術水平參差不齊，經(jīng)常由于橡膠件、油料等質(zhì)量不過關，導致減振器發(fā)生故障。 減振器未來的發(fā)展是向著結構設計更合理，操作更簡單，使用安全，采用新型材料，造價便宜的方向。在結構方面可以采用可調(diào)阻尼減振器，以實現(xiàn)減振器在不同的道路條件下，起到自動調(diào)節(jié)阻尼系數(shù)的作用。減振器的技術難點主要在整車匹配方面。因為汽車的輪胎、發(fā)動機甚至變速器等多個部件都能成為振動源，如何在車輛行駛過程中消除振動源的沖擊，是減振器研發(fā)過程中最主要的工作。國內(nèi)減振器企業(yè)在這方面的差距還比較大。 在本設計工作中，通過自己的努力，本人收獲良多。比如學會了查閱和利用相關資料，提高了自己的思維、繪圖、計算、分析能力，也提高了本人在機械和液壓方面的知識。雖然本人盡己所能以保證本文內(nèi)容的科學性和準確性，但由于本人的學識和能力以及時間的限制，本設計中必然仍有很多欠妥和錯誤之處，敬請各位老師和專家不吝賜教。參考文獻 [1] 中國知識網(wǎng) “充氣式汽車減震器的研制” 哈爾濱工業(yè)大學 高起波 曾祥榮 [2]《汽車構造 第2版》 吉林大學 陳家瑞 主編 機械工業(yè)出版社 [3]《汽車設計 第4版》 吉林大學 王望予 主編 機械工業(yè)出版社 [4]《機械設計與研究》的“新型減震器的研究”華中理工大學 李輝 何程 [5]《橡膠減震器設計與計算》 第二研究室 王光 [6]《可調(diào)阻尼減振器優(yōu)化設計的研究》 吉林大學碩士學問論文 孫雪梅 [7]《汽車工程手冊 設計篇》《汽車手冊》編輯委員會編 人民交通出版社 [8]《液壓系統(tǒng)設計簡明手冊》 楊培元 朱福元主編 機械工業(yè)出版社 [9]《減振器設計專家系統(tǒng)的研究與開發(fā)》 重慶大學 李若剛 [10]《機械設計手冊》 機械設計手冊編委會 機械工業(yè)出版社 [11]《液壓氣動技術速查手冊》 張利平 等編著 化學工業(yè)出版社 [12]《國內(nèi)外通用標準件手冊》 鳳凰出版?zhèn)髅郊瘓F 江蘇科學技術出版社 [13]《汽車高級減振器油的開發(fā)和應用》 蔣振森 王家乃 [14]《工程材料》 徐自立 主編 化學工業(yè)出版社 [15]《CB 786-74 圓筒形減震器》 中華人民共和國第六機械工業(yè)部編寫 [16]《QC T 491-1999汽車筒式減振器》 阮愛仙、俞德孚、李岫英主編 長春汽車研究所 [17]《汽車運用基礎》 凌永成、李雪飛主編 北京大學出版社 [18]《機械精度設計與檢測技術基礎》 楊沿平主編 機械工業(yè)出版社 [19]《汽車設計中減振器相對阻尼系數(shù)的確定》 中國汽車研究中心 史廣全、李檳，天津汽車減振器廠 孟憲民 致 謝 轉(zhuǎn)眼間，大學四年匆匆而過，時間是短暫的，但是其點點滴滴卻一輩子留在我的記憶中。依然記得自己剛步入大學時候的迷茫；與舍友一塊去探秘美麗的校園；在自己生病的時候，舍友陪我看病、給我送飯的場景；在自己遇到生活上或者學習上的困難時候，老師不斷地在精神上給予引導；現(xiàn)在的我只想對你們說聲感謝！感謝生命種有你們。