購買設計請充值后下載，，資源目錄下的文件所見即所得，都可以點開預覽，，資料完整，充值下載就能得到。。。【注】：dwg后綴為CAD圖，doc,docx為WORD文檔，有不明白之處，可咨詢QQ:1304139763

1 第 1 章 緒 論 1 1 選題的目的和意義 輪椅是病人康復的重要工具 它不僅是肢體傷殘者的代步工具 更重要的是使他 們借助于輪椅進行身體鍛煉和參與社會活動 普通輪椅一般由輪椅架 車輪 剎車裝 置及座靠四部分組成 許多行動不便者在解決移動能力障礙時 最直接使用的工具便是輪椅 根據(jù)我 國統(tǒng)計部門統(tǒng)計 截止到 2006 年 4 月 1 號 全國現(xiàn)有各類殘疾人總數(shù)約 8296 萬人 占總人口數(shù)的比例為 6 34 而屬于肢體殘疾的占總殘疾人數(shù)的比例為 29 07 人 數(shù)達到 2412 萬 與 1987 年第一次全國殘疾人抽樣調查統(tǒng)計數(shù)據(jù)可以看出 肢體殘 疾人數(shù)略有所增加 2005 年底 中國 60 歲以上老年人口 1 44 億 占總人口的比例 達 11 現(xiàn)在我國 60 歲以上老年人口每年以 3 的速度遞增 在 60 歲以上的老年人 口中 有相當一部分老年人在日常生活和工作中 在疾病治療和康復過程中 都需 要借助使用輪椅 這對于家庭生計 社會成本與國家經(jīng)濟均會造成嚴重的影響 不 可輕視 對于青壯年的肢體障礙患者而言 輪椅可使他們重新返回職場 以改善家 庭生計和降低社會負擔 對于行動不便的高齡老人或出現(xiàn)重度神經(jīng)肌肉萎縮的患者 而言 輪椅是他們走出戶外的最佳輔具 不但能改善他 她 們的精神生活 而且 在心靈層面上更得到慰藉 隨著我國人口老齡化速度越來越快 老人因疾病或衰老 需要輪椅來輔助行走 但是目前城市人行道上都鋪設了各種尺寸的地磚 加上凹凸不平的盲道 使得輪椅在 行駛時受到來自路面的高頻激振 嚴重影響乘坐的舒適性 所以 需要一種研究針對 人行道路面激勵的減振裝置 而根據(jù)我國的國情 老人和殘疾人的收入相對較低 所 以輪椅減振機構的結構要盡可能地簡單 以使輪椅的價格便宜 1 2 減振器的發(fā)展歷史 世界上第一個有記載 比較簡單的減振器是 1897 年由兩個姓吉明的人發(fā)明的 他們把橡膠塊與葉片彈簧的端部相連 當懸架被完全壓縮時 橡膠減振塊就碰到連接 在汽車大梁上的一個螺栓 產(chǎn)生止動 這種減振器在很多現(xiàn)代汽車懸架上仍有使用 但其減振效果很小 1898 年 第一個實用的減振器由一法國人特魯芬特研制成功并被安裝到摩托賽 車上 該車的前叉懸置于彈簧上 同時與一個摩擦阻尼件相連 以防止摩托車的振顫 2 減振器的結構發(fā)展主要經(jīng)歷了以下幾種發(fā)展形式 加布里埃爾減振器 它是由固定在汽車大梁上的罩殼和裝在其里面的渦旋形鋼帶 組成 鋼帶通過一個彈簧保持其張力 鋼帶的外端與車橋軸端連接 以限制由振動引 起的彈跳量 平衡彈簧式減振器 這是加到葉片彈簧上的一種輔助螺旋彈簧 由于每一個彈簧 都有不同的諧振頻率 它們趨向于抵消各自的振顫 但同時也增大了懸架的剛性 所 以很快就停止了使用 空氣彈簧減振器 空氣彈簧不僅兼有彈簧和吸振的作用 而且常?？墒∪ソ饘購?簧 第一個空氣彈簧減振器是 1909 年由英國考溫汽車工廠研制成功的 它是一個圓 柱形的空氣筒 利用打氣筒可以把空氣經(jīng)外殼上部的氣閥注滿空氣筒 空氣筒的下半 部分容納一個由橡膠和簾布制成的膜片 因為它被空氣所包圍 所以其工作原理與充 氣輪胎相似 它的主要缺點是常常泄漏空氣 液壓減振器 第一個實用的液壓減振器是 1908 年由法國人霍迪立設計的 液壓 減振器的原理是迫使液流通過小孔產(chǎn)生阻尼作用 通常的筒式減振器是由一個與汽車 底盤固定的帶有節(jié)流小孔的活塞和一個與懸架或車橋固定的圓柱形貯液筒組成 門羅 在 1933 年為赫德森制造的汽車裝用了第一個采用原始液壓減振器的汽車 到了二十 世紀三十年代末 雙作用減振器在美國生產(chǎn)的汽車上被普遍采用 到了二十世紀六十 年代 歐洲采用的杠桿式液壓減振器占了優(yōu)勢 這種減振器與哈德福特的摩擦式減振 原理相似 但使用的是液流而不是摩擦緩沖襯墊 麥弗遜支柱式減振器 隨著前輪驅動汽車的出現(xiàn) 二十世紀七十年代以來 制造 商開始采用麥弗遜式減振器 這種減振器是二十世紀六十年代通用公司麥弗遜工程師 研制成功的 他把螺旋彈簧 液壓減振器和上懸架臂桿組成一個緊湊的部件 其主要 優(yōu)點是體積小 適合前輪驅動汽車 可在與變速器組成一體的驅動橋上應用 另外 有一種電子控制減振器 能根據(jù)道路狀況 車速和驅動形式自動調節(jié)懸架軟 中 硬 三種剛度 該減振器通過在汽車保險杠下方裝有一個帶聲納的測量部件監(jiān)測路面狀況 把測得的數(shù)據(jù)輸入處理單元 然后調節(jié)減振器中的按鍵 以改變液流通道的尺寸 充氣式減振器是二十世紀六七十年代以來發(fā)展起來的一種新型減振器 充氣式減 振器的特殊結構和充氣參數(shù) 可以大大地降低噪音 并有利于保證活塞高速運動時的 阻尼特征 同時減振器上的減振支柱實質上屬于雙筒結構 它除了阻尼減振還有如下 附加功能 他和控制臂一起對車輪進行導向 1 3 雙筒式減振器國內外發(fā)展狀況和發(fā)展趨勢 目前國內汽車減振器大部分是筒式液阻減振器 其阻尼力主要通過油液流經(jīng)空隙 3 的節(jié)流作用產(chǎn)生 減振器的設計開發(fā)也由基于經(jīng)驗設計加實驗修整的傳統(tǒng)方法向基于 CAD CAE 技術的現(xiàn)代優(yōu)化設計方法轉變 20 世紀 50 年代發(fā)展起來了液壓減振器技 術 在雙筒式減振器內充入油液 0 3 0 5MPa 減振器的臨界工作速度相應提高 后來又發(fā)展了雙筒式減振器 它采用活塞閥體與底閥相配合的結構 在浮動活塞在缸 筒間的一端形成的補償室內充入一定量的高壓氣體 2 0 2 5MPa 氮氣 與雙筒式 減振器比 單筒充氣式減振器質量顯著減輕 安裝角度不受限制 但其制造精度要求 和成本較高 據(jù)調查 目前國內雙筒液阻減振器配套產(chǎn)能有過剩趨勢 生產(chǎn)高檔次減振器的不 多 單筒充氣式減振器國內生產(chǎn)廠家正在消化吸收設計技術和提高制造工藝技術階段 產(chǎn)品質量還沒很過關 對于充氣式減振器的研究也主要集中在單缸充氣式汽車減振器 方面 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(jīng) 驗 但由于橡膠的壽命不過關及設計 制造等多方面因素的影響 一直沒有形成比較 成熟的技術 近幾年 由于高速公路的迅速發(fā)展 對舒適性的要求也越來越高 國內 對充氣式減振器研究及產(chǎn)品開發(fā)工作又重新重視起來 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(shù)學模型 建 立計算機仿真程序 利用該程序可以得到參數(shù)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 并具有了一定的 生產(chǎn)規(guī)模 國外工程機械主要配套件大多數(shù)都生產(chǎn)歷史悠久 技術成熟 供應充足 生產(chǎn)集 中度高 品牌效應突出 目前世界上生產(chǎn)減振器最大的企業(yè) 美國天納克 TA 汽 車工業(yè)公司是世界最著名的減振器生產(chǎn)商 也是目前全球最大的專業(yè)生產(chǎn)減振器的廠 家 其生產(chǎn)的充氣式減振器符合美國軍用標準 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 另外還有幾家較為先進的公司如 Ford 和 General Motors 這兩家 這兩家公司生產(chǎn)的減振器能很好的解決汽車的安全性和舒適 性這兩方面的要求 例如德國大眾公司的 GTI 甲殼蟲 奔馳 戴姆勒 克萊斯勒汽車 有限公司生產(chǎn)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 由于汽車在不同的行駛工況下對減振器的特性有不同的要求 可調阻尼減振器是 筒式減振器技術發(fā)展的目標 目前國外已經(jīng)開發(fā)有機械控制式的充氣式減振器 電子 4 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 充氣 式減振器相比電流變液減振器 不需要特殊的高壓供電裝置 成本低 使用安全 穩(wěn) 定性強 9 目前最先進的充氣式減振器的響應時間約 10ms 需進一步提高 充氣式 減振器有很好的運用前景 是半主動或主動懸架較好的配置 但是尚需在縮短響應時 間上改進 德國奧迪推出的 2 7T 越野車 使用了雙充氣式減振器 奔馳 戴姆勒 克萊 斯勒汽車有限公司生產(chǎn)的 300C 和 Jeep4700 均采用了充氣式減振器 充氣式減振器是 一個較為新興的技術 可同時提高車輛的舒適程度 駕駛性能和安全性能 由于車輪 控制得到改善 車輛的安全性和可靠性得到提升 通過控制車身運動 提高駕駛平順 性 并使操作更精確 反應更迅速 在剎車和加速過程中減少乘員 前沖 和 后仰 改善負荷轉移特性 在車輛高速行駛中突然變向時 可提供更好的防側翻控制 由 于減小了路面反沖力 使駕駛更為安靜 精確 正是由于這些特點 充氣式減振器首 先在中高級轎車上得到了應用 充氣式減振器的發(fā)展前景 國外對充氣式減振器的研究已經(jīng)發(fā)展到電子控制式減 振器 我國對減振器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(jīng)濟的快速發(fā)展大有益處 1 4 研究的主要內容及方法 通過 Autocad 軟件的輔助 設計一種用于老年人輪椅并且符合技術要求 具有良 好經(jīng)濟性與實用性的雙筒液壓式減振器 通過大量的社會實際調查研究和圖書館查閱 資料 設計計算以及老師的指導下 按照任務書的要求最終完成設計工作 在設計的 過程中參考國內外相關的文獻資料以及借鑒相關企業(yè)的產(chǎn)品 預期的設計產(chǎn)品能夠符 合理論設計要求 各項技術指標符合要求 并且將生產(chǎn)成本降到最低 5 第 2 章 減振器的類型和工作原理 2 1 減振器的類型 懸架中用的最多的減振器是內部充有液體的液力式減振器 輪椅和車輪振動時 減振器內的液體在流經(jīng)阻尼孔時的摩擦和粘性液體的摩擦形成了振動阻尼 將振動能 量轉化為熱能 并散發(fā)到周圍的空氣中去 達到迅速衰減振動的目的 如果能量的消 耗僅僅只是在壓縮行程或者是在伸張行程進行 則把這種減振器稱為單向作用減振器 反之稱為雙向作用減振器 后者因為減振作用比前者好而得到廣泛應用 減振器大體上分為兩大類 即摩擦式減振器和液力減振器 摩擦式減振器利用兩 個緊壓在一起的盤片之間相對運動時的摩擦力提供阻尼 但是由于庫侖摩擦力隨相對 運動速度的提高而減小 并且很容易受到油 水等的影響 無法正常工作 無法滿 足平順性的要求 因此雖然具有質量小 造價低 容易調整等優(yōu)點 但現(xiàn)在已經(jīng)很少 采用這類減振器 液力減振器最早出現(xiàn)于1901年 有兩種主要的結構形式分別是搖臂式和筒式 懸 架中用的最多的減振器是內部充有液體的液力式減振器 所以我選擇筒式減振器 而 在筒式減振器中 常用的三種形式是 雙筒式 單筒充氣式和雙筒充氣式 我選擇雙 筒式液力減振器 2 2 減振器的工作原理 懸架系統(tǒng)中由于彈性元件受沖擊產(chǎn)生振動 為改善輪椅行駛平順性 懸架中與彈 性元件并聯(lián)安裝減振器用來衰減振動 液力減振器在汽車懸架系統(tǒng)中廣泛應用 其作 用原理是利用液體流動的阻力來消耗振動的能量 當車架與車橋相對運動時 活塞在 缸筒內上下移動 減振器殼體內的油壓便反復地從一個內腔通過一些窄小的孔隙流入 另一個內腔 此時 孔壁與油液間的摩擦及液體分子內摩擦便形成對振動的阻尼 使 車身和車架的振動能量轉化為熱能而被油液和減振器殼體所吸收 最后散到大氣中去 減振器的阻尼力大小隨車架與車橋的相對運動速度的增減而增減 并且與油液的粘度 有關 減振器與彈性元件承擔著減振和緩沖擊的任務 阻尼力過大 將使懸架彈性變壞 甚至使減振器連接件損壞 因面要調節(jié)彈性元件和減振器這一矛盾 1 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 懸架伸張行程 6 車橋和車架相互遠離 減振器阻尼力應大 迅速減振 3 相對速度 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 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式 減振器 2 3 雙筒式液壓減振器的工作原理及優(yōu)點 主要構成有 密封氣室 浮動活塞 工作活塞 封圈 壓力閥板 活塞 速度閥 板 活塞桿等 雙向作用筒式減振器工作原理說明 在壓縮行程時 指汽車車輪移近車身減振器 受壓縮 此時減振器內活塞 3 向下移動 活塞下腔室的容積減少 油壓升高 油液流 經(jīng)流通閥 8 流到活塞上面的腔室 上腔 上腔被活塞桿 1 占去了一部分空間 因而上 腔增加的容積小于下腔減小的容積 一部分油液于是就推開壓縮閥 6 流回貯油缸 5 這些閥對油的節(jié)約形成懸架受壓縮運動的阻尼力 減振器在伸張行程時 車輪相當于 遠離車身 減振器受拉伸 這時減振器的活塞向上移動 活塞上腔油壓升高 流通閥 8 關閉 上腔內的油液推開伸張閥 4 流入下腔 由于活塞桿的存在 自上腔流來的油 液不足以充滿下腔增加的容積 主使下腔產(chǎn)生一真空度 這時儲油缸中的油液推開補 償閥 7 流進下腔進行補充 由于這些閥的節(jié)流作用對懸架在伸張運動時起到阻尼作用 由于伸張閥彈簧的剛度和預緊力設計的大于壓縮閥 在同樣壓力作用下 伸張閥及相 應的常通縫隙的通道載面積總和小于壓縮閥及相應常通縫隙通道截面積總和 這使得 減振器的伸張行程產(chǎn)生的阻尼力大于壓縮行程的阻尼力 達到迅速減振的要求 2 1 7 雙筒式減振器具有如下的優(yōu)點 使用廣泛 制造成本低 使結構簡化 重量減 輕 性能也較為穩(wěn)定 而且是雙向作用 在壓縮與伸張的狀態(tài)下都有設計好的阻尼力 所以在各個工況 2 4 本章小結 主要介紹減振器種類 分類方法和具體的工作原理以及在現(xiàn)代汽車中的應用 在 闡明雙筒式液壓結構特點和應用 得出雙筒式液壓減震器功能上的優(yōu)點和缺點 為后 文的設計計算做好基礎 8 第 3 章 輪椅減振器示功特性分析 3 1 建立模型 3 1 1 輪椅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 0sinmXckFt 其中m為質量 單位kg c為阻尼系數(shù) k為彈性系數(shù) 圖 2 1 路況簡化圖 3 1 2 輪椅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 0sinmXcFt 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(chǎn)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(chǎn)生的慣性力 因此可忽略慣性力的影響 這時有 2 3 0sincXFt 即示功圖的測試模型簡化成了純阻尼模型 由于復原行程與壓縮行程有不同的 阻尼系數(shù) 因此有 2 4 12sinfycXFtP 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 9 程為 2 5 222cossini 2xsXrttVrlat 式中 r為曲柄半徑 l為連桿長度 為曲柄旋轉的角速度 3 2 輪椅減震器示功圖 3 2 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 2 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 圖 2 2 線性阻尼模型的示功圖 3 2 2 實測示功圖分析 圖 2 3 幾種有問題的示功圖 10 根據(jù)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(shù)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(xiàn)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(chǎn)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 滑柱與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 00sincXkfFt 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 f 圖2 3 a 表示復原阻尼力過小 出現(xiàn)這種現(xiàn)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 3 b 表示壓縮阻力過小 出現(xiàn)這種現(xiàn)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 3 c 是無液壓阻尼 僅有機械摩擦 這類缺陷通常出現(xiàn)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(xiàn)這種現(xiàn)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 3 d 復原行程有空程 這類示功圖表現(xiàn)為復原行程初期無阻力 運行一定距 離后阻力才建立 出現(xiàn)這類現(xiàn)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 11 圖2 3 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(chǎn)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(xiàn)象的產(chǎn)生 圖2 3 f 壓縮終端處的阻力陡增 對前阻尼器來說 這是正?，F(xiàn)象 此時阻尼器 運行于壓縮終端的液壓限位區(qū) 理應產(chǎn)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?，F(xiàn)象了 產(chǎn)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(xiàn)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(jù) 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 12 第 4 章 雙筒式液壓減振器的設計 4 1 雙筒式液壓減振器的設計參數(shù) 筒式減振器設計中涉及的參數(shù)較多 大致可以分為如下幾類 1 整車參數(shù) 包括輪椅全重 懸置質量 車輛縱向的轉動慣量 輪椅懸架剛度 輪椅振動固有 頻率 圓頻率 減振器個數(shù)等 2 幾何布置參數(shù) 包括減振器的位置 彈性元件位置等 3 減振器結構參數(shù) 包括減振器長度 減振器活塞直徑 活塞桿直徑 閥孔位置 閥孔個數(shù) 閥孔直 徑 減振器筒徑 工作缸直徑與長度 儲液筒直徑與長度等 4 減振器工作參數(shù) 包括減振器的工作長度 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 減振器阻尼系 數(shù)等 這些參數(shù)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(shù)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(shù) 最大卸荷力等參數(shù)的計算 尺寸設計計算 強度校合 壽命計算 等 活塞面積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 減振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 活 塞上常通孔面積按壓縮行程最大活塞線速度即開閥速度計算 設計減振器時 阻尼比 的確切值是未知的 它只能通過測定減振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 減振器阻尼力等物理量的值 所以 在設計過 程中通常從減振器吸收振動能量的角度來估計阻尼比的值 4 2 雙筒式減振器參數(shù)和尺寸的確定 4 2 1 液壓器工作缸直徑 D 的確定 根據(jù)伸張行程的最大卸荷力 計算工作缸直徑D為 0F 13 4 1 024 1 FDP 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 取 根據(jù)式 3 1 計算得 0 3 50 3 224476 5 1 1 FDmP 由上式計算得出工作缸直徑的理論值 再依據(jù) QC T4911999 汽車筒式減震器 尺寸系列及技術條件 如表 4 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 4 1 筒式減振器工作缸直徑 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(jīng)知道了減震器的工作缸直徑D 30mm 根據(jù)表4 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 表 4 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 4 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(jù)執(zhí)行機 構實際工作的最大行程來確定 并參照表4 3和表4 4設計要求來選取標準值 故選取 活塞行程為180mm 14 表4 3 減震器設計尺寸 mm 基長工作缸 L1 L3 L2 駐液筒最 大外徑 防塵罩最 大外徑 壓縮到 底長度 最大拉 伸長度 直徑 D HH 型 CG 型 HG GH 型 1 D2允差minL允差ax 20 90 70 80 34 40 30 120 86 103 48 56 40 65 75 45 160 120 140 70 80 50 190 120 155 80 90 65 210 130 170 90 102 3 負值不限 4 負值不限 正值不限 3 正值不限 4 注 1 基長 為設計尺寸 其值為 2 S為行程 123 l minL 3 壓縮到底長度 4 最大拉伸長度 minLlS max2LlS 4 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d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 4 2 2yPD 式中 實驗壓力 一般取最大工作壓力的 1 25 1 5 倍 yP d 液壓缸壁厚 D 液壓缸內徑 缸筒材料的許用應力 其值為 鑄鐵 100 110MPa 計算得 15 61 530 752yPD 表 4 4 減振器活塞行程 活 塞 行 程 S工作缸 直徑 D 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(jīng)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 2mm 內徑 D 為 30mm 20 63 因為比值小于 0 1 故 4 3 2 pD 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(shù) 一般取 n 5 活塞桿材料的許用應力 bn 取設計中的工作壓力 3MPa 內徑 D 已知為 30mm 查閱 GB699 88 取 376MPa b 16 75 2 5376 0 6 2 02 pD 設計的壁厚為 2mm 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 KF 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 4 4 KFn 式中 液壓缸最大推力 F 液壓缸的穩(wěn)定臨界力 K 穩(wěn)定性安全系數(shù) 一般取 2 4 nKn 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 14208 dl 因為當 時要進行穩(wěn)定性校核 依據(jù)長度折算系數(shù)知10ld 36 9 1l 故需要對液壓缸進行穩(wěn)定性驗算 4 5 280vlr 4 6 2 64 50IrA 得 112820 5r 表 4 5 穩(wěn)定校核相關系數(shù) 17 材 料 a b 1 2 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 4 7 2 kEIFl 412 0 67 8 2 2 N91KFn 42018 KF 經(jīng)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 4 8 20 43 yPtD 有孔時 4 9 220 yt d 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 18 實驗壓力 yP 因為活塞桿的直徑為20mm 所以 而儲液筒的最大外徑48mm 除去mdo20 筒壁厚度3m mD42 經(jīng)計算得 61 53 40 3 0 617202t 4 活塞桿的計算 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 5 對桿強度進行校核 活塞桿的強度校合 前面已經(jīng)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 4 10 80KFDmn 式中 液壓缸最大推力 F 液壓缸的穩(wěn)定臨界力 K 穩(wěn)定性安全系數(shù) 一般取 2 4nKn 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 260 1 5ld 當 的比值大于 10 時要進行穩(wěn)定性校核 依據(jù)長度折算系數(shù)知 ld 4 11 7 vlrr 19 4 12 2 0 16 4 5IrA 10 72 7280r 由歐拉公式計算 2142 92 6 01 07 kEIF Nl Kn 418 KKFnF 符合要求 4 13 6221409 510 3 6 d 空心活塞桿內徑 對實心桿 1d 活塞桿材料的許用應力 為材料的屈服強度 安全系數(shù) n 1 4 2 系 sn s 數(shù)越高 安全性越好 取 n 為 2 6610 81 故 符合要求 s 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 10ld 0 16 44dim 1725 li 6109 2pPE 0463 2 58sab 20 由上式可知 01p 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 4 14 1462 58 3crabMP 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(shù)法 引入 則用穩(wěn)定安全系數(shù)表示的穩(wěn)定條件 可以表示為 crcrwn 4 15 crcrwn 式中 工作應力 穩(wěn)定許用應力 cr 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(shù) 的乘積來 表示 即 4 16 cr 式中 折減系數(shù) 查機械設計手冊知 根據(jù)表可以知道桿的折減系數(shù)為 981MPa 0 61 表 4 6 壓桿的折減系數(shù) 值 柔度 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 21 4 17 0 69815craMP 壓桿的穩(wěn)定條件為 cr 由式 4 13 和式 4 17 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 應滿足式 4 18 的要求 4 18 2035LDHm 式中 L 液壓缸的最大行程 D 缸筒內徑 4 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(jù)密封的部位 使用的壓力 溫度 運動速 22 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 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(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 側間隙 背間隙以及因材料不同時的活塞環(huán)圓周 線漲量 活塞環(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 4 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 0 6 1 D 在 D80mm 時 取 所以取 A 0 6 1 Ad A 1 0D A 30mm 符合要求 活塞的內徑取 6mm m25 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 在減振器工作的時候 閥的作用是只允許液流沿一個方向通過 而反向液流被 23 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 損失要小 反向截止時密封性要好 動作靈敏 工作時無沖擊噪聲小 考慮到減振器 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(chǎn)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(chǎn)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 出油口的尺寸比閥孔的內徑稍大 油孔直徑與 內徑相差一定的數(shù)量形成階梯狀以降低每一級的工作壓差 2 閥孔的尺寸計算 汽車行駛平順性的優(yōu)劣直接關系到乘員的舒適性 并涉及汽車動力性和經(jīng)濟性的發(fā)揮 影響到零部件的使用壽命 所以它是同類車在市場競爭爭取優(yōu)勢的一項重要性能指標 而減震器作為汽車懸架的阻尼元件之一 其作用是確保車輛具有良好的行駛平順性和 安全性 因此汽車阻尼器的質量將直接影響汽車的使用性能 根據(jù) 減震器復原閥和 補償閥以及 減震器內特性的常通孔或閥結構所滿足的制約關系 利用加權因子將由 兩個制約關系建立的目標函數(shù)組合成統(tǒng)一的目標函數(shù) 選擇活塞桿直徑 復原閥片厚 度 壓縮閥片厚度 常通孔截面寬度 常通孔截面厚度作為優(yōu)化參數(shù)來保證減震器在 復原行程和壓縮行程上不發(fā)生空程性畸變 首先計算壓力閥孔的尺寸壓力閥孔取6個 均布 進出油口直徑D 應滿足下式 4 19 4 sqDv 式中 閥的公稱流量 sq 進 出油口的許用流速 一般取 6m s sv sv 活塞的速度一般為0 15 0 3m s 取0 3m s 24 230 14 sqRvms 2 0 34 1 66sqDvm 由于在活塞上孔是均布的8個小孔 每個孔的直徑為d 小孔的總面積應等于進 出油孔的面積 22 8 Ddd 由于 故6Dm 62 18m 將d圓整為2 孔的長度一般根據(jù)經(jīng)驗公式 3 23 來確定 4 20 4 10 ld 取 108ldm 單向閥孔的尺寸比壓力閥略大 計算方法類似 得出單向閥孔徑為3mm 孔長為 閥片在減振器中起截流的作用 保證活塞或底閥兩端面的油腔建立高壓及疏通油 液 產(chǎn)生節(jié)流壓差 形成阻尼力 由于閥片與閥在長期高頻振動和彎曲變形中要保持 密封可靠 不允許出現(xiàn)殘余變形 要求閥片平面度為0 02 兩端面平行度 0 01 0 02 維氏硬度HV486 HV600及較高的彈性極限 閥片材料一般采用 65Mn 60Si2Mn 5CrMnMo等鋼帶材料 用精密沖壓而成 再進行模壓熱定形工藝 一般加熱到380 10 保溫1小時定形 溫度過高 時間過長會導致硬度下降 單向閥板尺寸根據(jù)要求和配合尺寸選用外徑為 28mm 內徑為 6mm 厚度為 1 2mm 壓縮閥板的尺寸定為外徑為 17 5mm 內徑為 13mm 厚度為 1mm 壓力閥 板上預留壓力閥彈簧座 壓縮閥板與壓縮閥板導向套緊密結合 25 單向閥彈簧在選用的時候根據(jù)彈簧特性 考慮到減振器在壓縮的行程中閥板的受 力圖為一曲線 故選用圓錐螺旋壓縮彈簧 參考 GB4357 89 選用最小內徑為 12 最 大外徑為 21 鋼絲直徑為 0 8 采用材料為碳素鋼 壓力閥彈簧 GB4357 89 采用圓柱 螺旋壓縮彈簧 下式為彈簧的旋繞比為 4 21 2DCd C 是彈簧的一個重要參數(shù) 它直接影響到彈簧的強度 材料的利用率及彈簧加工 時的難易 一般取 C 4 16 根據(jù)表 3 6 可以確定直徑應小于 2 取直徑為 1 6 C 的取用范圍是 5 10 取 C 10 中徑 D2 16 外徑 16 7 內徑 21 64Dd 節(jié)距 20 8 5035 6t p 工作圈數(shù) 取n 總圈數(shù) 1 4 自由度 H P 0 5 d 6 0 5 239 間距 p d 6 螺旋升角 o26 33 14parctgD 鋼絲展開長度 104 csnL 表 4 7 旋繞比 C 的選用范圍 d 0 2 0 4 0 45 1 1 1 2 2 5 6 7 16 18 42 C 7 14 5 12 5 10 4 9 4 8 4 6 4 2 6 密封元件和工作油液的確定 1 密封元件 自然界泥水隨著氣候 車輛行駛狀態(tài)和地理環(huán)境特點的變化 不斷與減振器密封 部發(fā)生接觸 接觸結果一方面侵蝕和磨損減振器密封部外露面 另一方面 在一定條 件下會穿越密封部而進入減振器內 惡化減振器性能 降低減振器壽命 當油封唇口 半徑小于0 2mm時 由于油封失去潤滑油膜 活塞桿和油封之間摩擦加劇 過大的摩 擦力會導致油封迅速失去抵抗泥水的功能 因此 0 2mm為油封唇口半徑最佳值 自 然界泥水進入減振器內部后 對減振器產(chǎn)生復雜 多方面的影響 26 1 與工作液混合 改變油液粘度系數(shù) 影響正常阻尼發(fā)揮 2 影響工作液粘溫特性 改變減振器額定設計阻尼 3 惡化其泡沫特性 影響正常阻尼輸出并引發(fā)高頻異響 4 在截流部形成無規(guī)律堵塞 導致硬阻澀 惡化整車乘座感 5 其微粒使減振器內摩擦部位加速磨損 引發(fā)內部泄漏 降低輸出阻尼 導 致疲軟感 表4 8 密封尺寸 項目 尺 寸 mm d1 8 10 12 18 20 22 25 26 d2max 6 6 8 4 10 2 15 8 17 7 19 6 22 5 23 4 自然界泥水進入減振器內部 導致工作液性能惡化和內部零件過度磨損 隨工作 時間推移 減振器內各零 部件工作關系迅速惡化 這種惡性循環(huán)將急劇降低減振器 的耐久性能 油封裝配過程中 為避免劃傷油封唇口 裝配不到位 在油封裝配孔或 軸的設計上需要特別注意 車輛減振器冷成型封口工藝對成品密封性 強度和外觀質 量都有著嚴格的要求 如封口工藝不合理 會使零件出現(xiàn)表面脫落 裂紋及表面材料 堆積 起皺 在高速高壓工作狀態(tài)下油封 導向組件將軸向竄動 引發(fā)彈性緩沖件早 期損壞 更嚴重的是 過大減薄外筒管材壁厚 將降低減振器的抗拉強度 與電弧焊 熱成型封口工藝比較 冷成型封口成本低廉 操作簡單 并可有效避免橡膠密封件過 熱失效 行星強力旋壓工藝可從根本上解決密封 強度和外觀質量等問題 達到預期 目的 需要特別說明的是 減振器油封分總成是減振器的關鍵部件之一 油封分總成的 材料和工藝路線隨著技術的新發(fā)展和企業(yè)的實際情況而多種多樣 圖4 1和表4 8說明 的僅僅是比較典型的情況 27 圖4 2 密封結構 2 油液的選取 由于大多數(shù)減震器是通過油的流動阻尼力來吸收沖擊和震動能量 并轉化為油的 熱量散發(fā)掉 所以 阻尼力與油的粘度有著密切的關聯(lián) 而油的粘度是隨溫度變化的 摩托車使用時間的長短 使用時的環(huán)境溫度等都是不同的 因此 為適應摩托車運行 地域的各種氣候條件 對減震器油提出了以下技術要求 1 減震器油不但要具有良好的粘溫性能以及較高的粘黏度指數(shù) 還應有低的 凝固點 當環(huán)境溫度發(fā)生變化或隨著工作時間的延長 減震器油本身溫度變化時 其 油的粘度變化應很小 2 在我國境內使用的減震器油 其凝點不得低于 40 也就是說 當進入嚴 寒冬季氣溫下降至0 40 時 其油液應不失去流動性 3 減震器油在所有的使用范圍內 包括高速 滿負荷以及超載行駛等特殊情 況 要盡可能少的汽化損失 即所謂的汽化小性能 4 當減震器油與空氣接觸時 必須具有抗氧化穩(wěn)定性和抗油氣混合穩(wěn)定性 即所謂的良好的工作穩(wěn)定性能 5 由于含有雜質的減震器油液會在摩托車行駛過程中 很快將活塞桿劃傷或 造成油封刃口殘缺 從而導致漏油 所以 減震器油液一定要保持絕對的清潔 6 減震器油必須具有良好的防銹和抗磨作用 根據(jù)GB7631 2 87 選用型號為L HFC的液壓油 該產(chǎn)品通常為含乙二醇或其 他聚合物的水溶液 低溫性 粘溫性和對橡膠的適用性好 他的耐燃性好 通常用于 低壓和中壓系統(tǒng)中 對溫度適應性好 使用溫度為 20 50 oC 適用于中國的大部分地 區(qū)的氣溫 4 3 本章小結 敘述了在減振器的設計中需要的各種設計參數(shù) 介紹了減振器各類參數(shù)的選用方 28 法和在設計過程中需要的各種公式以及對重要參數(shù)的確定 重點敘述了缸體 活塞 活塞桿以及閥系的結構設計和尺寸計算 第 5 章 雙筒液壓減振器的結構優(yōu)化 5 1 雙筒液壓減振器連接件的優(yōu)化 在本節(jié)中列出了四種減振器連接件的基本型式 選擇一種適合本設計的類型作 為本文設計的減振器的連接件 并對其結構做一定的優(yōu)化 圖 5 1 H1 H4 錐吊環(huán) 型 29 圖 5 2 H2 直吊環(huán) 型 在圖5 1中所描繪的是一種錐型吊環(huán)的減振器吊環(huán) 其結構簡單應用廣泛 但是 由于技術過于陳舊 現(xiàn)代減振器上采用的已經(jīng)很少了 圖 5 2 中的是直吊環(huán)型的減振器吊環(huán) 在實際應用中用的比較廣泛 并且結構相 對簡單 我認為直吊環(huán)型的減振器吊環(huán)比較適合本文設計的減振器 所以我選擇了直 吊環(huán)型的減振器吊環(huán)作為本文設計的減振器的連接件 表5 1 連接件尺寸A1 尺 寸 mm 工作缸直徑 D 12Dh 1h 20 12 19 28 0 18 24 30 19 30 44 5 28 33 40 26 40 57 0 38 50 1H 及 4 型 50 32 50 70 0 46 60 20 10 21 28 0 18 24 30 16 35 44 5 28 38 40 22 47 57 0 38 50 50 28 57 70 0 46 60 2H 型 65 30 64 80 0 50 60 30 圖 5 3 H3 X 型銷吊環(huán) 型 圖 5 4 G 雙頭螺栓 型 圖 5 3 中的是 X 型銷吊環(huán) 這種減振器吊環(huán)工作可靠 但是結構較復雜 裝卸不 是很方便 圖 5 4 中的是雙頭螺栓型連接件 這種減振器連接件也具有工作可靠 使用方便 等特點 但是結構較復雜 而且不適合本文設計的減振器 表5 2 連接件尺寸A2 尺 寸 mm 工作缸 直徑 D 12LH 12L a b c t 1 20 13 8 21 28 18 53 46 6 63 9 6 4 20 4 6 2 3 3H 型 30 18 0 28 34 24 65 56 5 77 11 6 4 26 6 4 3 2 d 12L 123LB C t 20 M8 1 6h 14 14 27 5 4 40 4 4 6 0 2 3 30 M10 1 25 6h 16 16 34 5 5 50 5 5 7 5 5 2 G 型 40 M14 1 5 25 58 0 7 75 8 8 11 0 6 0 31 45 6h 50 M18 1 5 6h 30 68 0 8 91 10 15 0 9 0 注 1 H型吊環(huán)形狀可以在性能與壽命允許的范圍內改變 2 G型的L為用標準緊固扭矩 M8 1為10N m M10 1 25為15N m M14 1 5為50N m M18 1 5為 165 200N m 擰緊螺母后的尺寸 3 螺紋精度按 CB2516 1981 普通螺紋 偏差表 的規(guī)定 根據(jù)查表 5 1 和表 5 2 得出下列數(shù)據(jù) 因為工作缸直徑為 30mm 所以直吊環(huán)的 D 取 16mm 取 35mm 取 44 5mm h 取 28mm 取 38mm 12D1h 直吊環(huán)在根據(jù)表中數(shù)據(jù)裝在減振器上后發(fā)現(xiàn) 實際尺寸較大 所以重量也較大 對減振器的工作有負面影響 通過減小沒有標準值的 D 和 之間的厚度 來減小質1 量 從而使設計在重量和成本上得到一定的優(yōu)化 5 2 雙筒液壓振器焊接方法的優(yōu)化 針對汽車減震器連桿凸焊質量不穩(wěn)定的工程實際問題 將優(yōu)化理論應用于凸焊工 藝規(guī)范參數(shù)的確定 建立回歸方程和多變量函數(shù)的優(yōu)化數(shù)學模型 用內點罰函數(shù)法求 解 科學地獲得了汽車減震器凸焊優(yōu)化工藝 焊接生產(chǎn)實踐表明 30 型汽車減震器 連桿凸焊優(yōu)化工藝為 預壓壓力 0 15MPa 焊接壓力 0 25MPa 變壓器級數(shù) 5 級 焊 接時間 2s 將最優(yōu)化理論與技術應用于大規(guī)模凸焊生產(chǎn) 可迅速 準確地找到凸焊 優(yōu)化工藝 其廢品率低 1 試驗工作量小 置信度大 經(jīng)濟 省時 省力 通常制定焊接工藝 一般都采用傳統(tǒng)的對比分析法 這種方法不僅費時費力 不 經(jīng)濟 而且不知其工藝滿足質量要求的可信度有多大 所焊的接頭質量是否為最優(yōu)結 果 其科學依據(jù)不足 近年來 應用最優(yōu)化理論研究焊接規(guī)范的最優(yōu)化問題 已在堆焊 CO2 焊 真 空擴散焊和焊后熱處理規(guī)范等方面取得了良好效果 但在凸焊方面的應用至今很少 在輪椅減震器連桿的凸焊生產(chǎn)中 應用最優(yōu)化理論與技術可迅速 準確地找到最 佳凸焊工藝 既經(jīng)濟又省時省力 采用 P1 0 15MPa P2 0 25MPa N 5 級 t9 2s 的凸焊優(yōu)化工藝 進行雙筒液 壓減震器連桿焊接生產(chǎn) 其廢品率始終小于 1 焊接通電時間減少 焊點直徑和發(fā)藍區(qū)將減小 軸向拉力也隨之減小 在保證軸 向拉力滿足工藝要求的前提下 減少焊接通電時間 可節(jié)省大量能源 32 5 3 本章小結 本章節(jié)對四種減振器連接件的結構做了簡單的比較 進而對直吊環(huán)型的連接件做 了質量上的優(yōu)化設計 并且設計了凸焊 使連桿的焊接工藝也得到了優(yōu)化使減振器從 整體上得到了優(yōu)化 結 論 本文設計一種能應用于大部分輪椅的雙筒液壓式減振器 雙筒液壓式減振器的設 計主要分為結構設計和尺寸設計兩大部分 同時對相關零部件進行強度校核和穩(wěn)定性 驗算 對減振器的特性 設計參數(shù)和設計原則的了解是非常重要的步驟 尺寸計算的 過程主要包括相對阻尼系數(shù)以及最大卸荷力的確定 減振器工作缸 活塞 活塞桿 閥系以及相關零部件的尺寸計算 完成結構設計與尺寸設計后應對減振器的強度和穩(wěn) 定性進行校核 校核的結果符合國家相關技術標準 根據(jù)本文對減振器的優(yōu)化設計 得出如下結論 1 本文設計了雙筒液壓式減振器的結構參數(shù)和減振器工作參數(shù) 這其中主要 包括工作缸直徑 活塞行程 活塞及閥系尺寸 活塞桿結構 阻尼系數(shù) 最大卸荷力 33 等 2 對雙筒液壓減振器的結構設計與尺寸設計的強度和穩(wěn)定性等方面的校核 校核的結果均符合設計的相關技術要求 3 對雙筒液壓減振器的結構進行了多方面的優(yōu)化設計 其中主要包括降低直 吊環(huán)型連接件的重量和連桿的凸焊焊接工藝優(yōu)化 從而在整體上使減振器的設計更加 優(yōu)化 但是由于時間和個人能力有限 與課題有關的研究工作還存在許多需要改進和完 善之處 最終設計的雙筒液壓式減振器理論上具有良好的安全性和穩(wěn)定性 能提高輪椅行 駛時的平順性 能應用于大部分輪椅上 致 謝 經(jīng)過半年的忙碌和工作 本次畢業(yè)論文設計已經(jīng)接近尾聲 作為一個本科生的畢 業(yè)論文 由于經(jīng)驗的匱乏 難免有許多考慮不周全的地方 如果沒有導師的督促指導 以及一起工作的同學們的支持 想要完成這個設計是難以想象的 在論文寫作過程中 得到了導師的親切關懷和耐心的指導 他嚴肅的科學態(tài)度 嚴謹?shù)闹螌W精神 精益求精的工作作風 深深地感染和激勵著我 從課題的選擇到項 目的最終完成 導師都始終給予我細心的指導和不懈的支持 多少個日日夜夜 他不 僅在學業(yè)上給我以精心指導 同時還在思想 生活上給我以無微不至的