减震器的特性分析与仿真毕业设计(编辑修改稿)

减震器的特性分析与仿真毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

素；当油液中混有气体时 , 油液压缩性显著增加 , 体积模量则相对减小。 （ 2） 粘性 液体在外力作用下流动（或有流动趋势）时，分子间的内聚力要阻止分子相对运动而产生一种内摩擦力，这种现象叫做液体的粘性。 油液粘性可用运动粘度或动力粘度来表达，它们的关系为： t  其中， t 为油液动力黏度，  为运动黏度，  为油液密度 第二章 油液节制及其流动 液体的粘度随液体的压力和温度而变化。 对液压油液来说，压力增大时，粘度增大。 但在一般液压系统使用的压力范围内，增大的数值很小，可以忽略不计。 液压油液的粘度对温度的变化十分敏感，温度升高，粘度下降。 油液粘度受温度和压力影响，且对温度影响特别敏感。 油液粘度随温度和压力的变化特性 , 分别称为油液的粘温特性和压粘特性。 油液粘度随温度和压力的变化规律 , 可以利用指数形式表示为 0()0 p T Ttte  (21) 0t 为温度为 0T ，压力为 0p 使得油液黏度； t 为温度为 T ，压力为 p 时的油液黏度；  为压黏系数，通常情况下油液压黏系数 ~   ；  为黏温系数，在通常情况下油液温黏系数 ~  。 可知 , 温度对油液粘度影响很大 , 而压力对油液粘度影响很小。 在工程设计计算中，当压力很小时，常不计压力对油液黏度的影响。 （ 3）抗磨性 油液 抗磨性 与油液粘度无关 , 是指油液中加入耐磨添加剂 , 在对偶表面成润滑膜而减小磨损的一种性 能。 在油液介质中加入油性添加剂或耐磨抗磨损添加剂 , 可以提高油液的抗磨性。 对于具有重载、交变而又高速滑动摩擦副的液压系统 , 常常对油液的抗磨性提出要求。 （ 4）氧化稳定性和热稳定性 氧化稳定性指油液抵抗与空气中氧或其它含氧物质发生化学反应能力。 油液氧化可能导致油液形成固体沉淀物、胶状物和酸性物质 , 使元件锈蚀、堵塞和加剧磨损。 热稳定性指油液在高温时抵抗化学反应和分解能力。 当温度达到某一温度时 , 油液将会产生一些裂化或聚合作用 , 产生一些挥发性物质、树脂状物质、焦油甚至焦炭。 因此 , 油液不宜在高于极限温度条件 下工作。 （ 5）抗乳化和水解稳定性 防止油液与水混合形成乳化液的能力称为抗乳化性。 油液抵抗与水起化学反应的能力称为水解稳定性。 水解变质的油液将会降低油液粘度、增加腐蚀性。 油液中存自由状态的水往往会形成乳化液 , 从而对减振器特性产生影响。 因此 , 在油液中加入适量的抗乳化剂 , 可提高油液抗乳化特性。 第二章 油液节制及其流动 （ 6）防锈蚀性 油液防止与其接触的金属材料生锈、受侵蚀的能力称为防锈蚀性。 减振器元件生锈会严重影响减振器特性和寿命。 为了提高油液防腐蚀性 , 油液中添加 防锈蚀剂 , 使油液在金属表面形成牢固的吸附膜或与金属表面化合形 成钝化膜 , 防止金属锈蚀。 综上所述，液压油液对减振器的影响是很大的，所以对减振器用油的选择必须根据减振器的具体要求再联合液压油液的性质具体选择液压油液，只有这样才能使减振器工作在最佳状态， 本文所采有的液压油液的性质如表 所示。 表 减振器选用油样的物理、化学特性指标 物理特性 化学特性 特性 密度 3(kg/m) 动力粘度 ( sPa ) 酸性 mgKOH/g 盐性 mgKOH/g 数值 890  油液流动 油液流动公式 （ 1）细长孔管中流动 细长孔管中流动是液压系统中最常见流动状态，因此，研究它具有重要的实际意义，例如，活塞节流孔就属于这种情况。 当动力黏度为 t 油液，流经直径为 d ，长度为 L （等效长度）得圆管 ，由哈根 泊萧叶（ Hagenpoiseiulle）定理，可得流量与节流压力之间关系为： 4128 tdpQ L  （ 22） 对减振器参数设计和仿真时，活塞节流孔的节流压力就是利用该公式分析计算的。 （ 2）孔口出流 孔口出流是相对于薄壁小孔和厚壁小孔而言的。 设孔的直径为 d ，长度为 l ，当 2/ dl 时，则为薄壁小孔；当 4/2  dl 时，否则为厚壁小孔。 两种孔口出流，虽然流量与节流压力关系相同，但是孔口的流量系数不同，节流压力与流第二章 油液节制及其流动 量之间关系为：  pAQ 20 （ 23） 其中， 0A 孔口的面积；  为孔口的流量系数。 薄壁小孔的流量系数为 。 （ 3）缝隙流动 汽车筒式减振器的油液流动可能有三种缝隙流动，分别为平行平面缝隙流动、平行圆盘缝隙流动和偏心圆环缝隙流动，在减振器参数设计和特性分析中非常重要。 1. 平行平面缝隙流动 设平板为静止，即 0 0V ，当油液流经长度为 L ，宽度为 B ，高度为  的平行缝隙时，其流量与节流压力之间的关系为 312 tBpQ L （ 24） 2. 平行圆盘缝隙 假设油液流境内半径为 ar ，外半径为 br ，高度为  的平行圆盘时，其流量与节流压力之间关系为 )/ln(63abt rrpQ   （ 25） 3. 偏心圆环缝隙 假设活塞运动速度为 V ，活塞长度为 L ，直径为 hD ，平均缝隙为  ，偏心率 e ，则流经偏心圆环缝隙得油液， 其流量与节流压力之间关系为 32(1 1 .5 )12h tD e pQ L  （ 26） 油液流动分析 油液在流动过程中有两种运动状态 , 分别为层流和紊流。 液体流动时究竟是层流还是紊流，须用雷诺数 Re 判别。 vdRe 第二章 油液节制及其流动 v 为油液运动速度， d 为管道直径，  为运动黏度。 在工程上常用雷诺数 ecR 来判断油液的流动状态。 当雷诺数 ece RR  时，油液流动状态为层流；当雷诺数 ece RR  时，油液流动状态即为紊流。 对于非圆形油路，管路直径可以用水力半径 R 来计算。 在工程中所使用油液一般为矿物油，粘度较大且管中油液流速不大（一般小于 6m/s），因 此多数为层流。 当油液流经阀口或弯曲较大的节头时才会形成紊流。 局部损失叠加原理 （ 1） 沿程阻力损失 层流状态下，沿程阻力系数为 64Re 紊流状态下，沿程阻力系数为  （ 2）局部阻力损失 下面介绍减振器设计和仿真中，常见的几种局部阻力系数  管道局部扩大，由包达定理得到理论公式为： 2121 )1( AA （ 27） 突然扩大局部阻力系数，经过阿切尔（ Archer）精密仪器测试认定，该局部扩大阻力系数是可靠的。 假设油液有大管道进入小管道，形成一个过流断面最小的收缩面，其面积为 1A ，令 21/AACc （ 28） cC 称为收缩数，突然缩小的局部阻力系数 2 与收缩数 cC 有关。 在不同结构下的 cC 和局部阻力系数 2 的关系见下表 所示。 第二章 油液节制及其流动 表 突然缩小的收缩系数 cC 与局部阻力系数 2 折管的流动方向十分复杂。 由于流动惯性，在折管的内侧，往往流线分离而形成涡流。 有关学者通过实验总结出了折 管在角度为  的阻力系数 )2(s )2(s 423   可以将局部压力损失换算成直管的等效长度：  dLe )( 321  （ 29） 本章小结 本章主要对流体力学知识进行了汇总，首先掌握了这些知识才能够为以后计算和分析打下基础。 其中，包括： （ 1）对减振器的油液介质的物理特性和技术性能指标等知识进行了分析，为油液的设计和选择 提供了参考依据。 （ 2）对减振器油液的流动性质和局部损失叠加原理进行了介绍。 A2/A1 cC  第三章 汽车筒式减振器阻尼构件分析 第三章 汽车筒式减振器阻尼构件分析 减振器通常由活塞及活塞杆、流通阀、压缩室、复原室、补偿室、底阀等组成。 在对减振器进行特性分析时，应考虑常通节流孔、活塞孔、活塞缝隙，同时还要考虑局部节流损失。 下面对节流阀的具体结构及节流压力与流量的关系进行分析。 常通节流孔 常通节流孔是由节流阀片上的多个小矩形节流孔构成的。 常通节流孔可看作是小孔节流，因此，式（ 23）可知，其节流压力与流量之间的关系可表示为  /200 pAQ  （ 31） 式中，  节流孔流量系数，由节流孔的类型所决定； 0p 为复原常通节流孔压力； 0A 为常通节流孔总面积，是由带孔阀片厚度和常通节流孔宽度和个数决定的，即 AAl nlhA 0 ，其中， Al 为常通节流孔宽度， An 为节流孔的个数， lh 为带孔节流阀片的厚度。 叠加阀片等效厚度与阀口开度 减振器节流阀片大都是利用多片节流阀片叠加，以满足减振器不同特性要求。 为精确、可靠地对减振器进行特性分析，必须对节流阀片的弯曲变形以及在节流阀阀口位置的有效开度进行研究，同时必须对叠加节流阀片以及等效厚度对节流阀开度的影响进行研究。 叠加阀片等效厚度 减振器环形弹性节流阀片中间是固定约束，有效内圆半径为 ar (考虑安装尺寸 )，外圆半径为 br ，阀片的厚度为  ，所受的压力为 q ，在半径 r 处的弯曲变形量为 f ，如图 1 所示。 图 1 减振器节流阀结构简图 第三章 汽车筒式减振器阻尼构件分析 (1) n 片不同厚度阀片的叠加 对于 n 片不同厚度的节 流阀片叠加，可看作为长度相同，而弹性系数不同的弹簧并联，因此，利用弯曲变形系数可得 33322311 erknnrkrkrk hpGhpGhpGhpG  因为 pppp n  21 ，由上式可得不同厚度叠加阀片的等效厚度 eh为 3 33231 ne hhhh  (2) n 片相同厚度阀片的叠加 相同厚度叠加阀片可看作上述 n 片不同厚度阀片叠加的特殊，因此，由上式可得叠 加阀片等效阀片厚度为 ie hnh 3 (3) n 组不同厚度阀片叠加 设有 n 组阀片厚度和片数分别为 1h ， 1n ； 2h ， 2n ；„„； nh ， n。 因 此，可看作上述两种情况的组合，所以 n 组不同厚度叠加阀片等效厚度为 3 3333322311 nne hnhnhnhnh  通过上述对叠加阀片分析可知，叠加阀片等效厚度 eh 与 n 个叠加阀片厚度ih 之间具有如下关系： (a) 叠加阀片等效厚度为各个叠加阀片厚度 3 次方之和的 3次方根； (b) 叠加阀片等效厚度大于最厚弹性阀片的厚度，即  ie hh max ； (c) 等效厚度远小于各叠加阀片的厚度之和，即 ni ie hh 1； (d) 两片叠加阀片厚度相差很大，则可以直接用最厚阀片的厚度代替等效厚度。 阀口开度 汽车减振器正常工作速度比较低，节流压力比较低，阀片变形可看作是小挠度弯曲变形。 因此，根据阀片弯曲变形系数计算方法，阀片在阀口位置半径 kr处的变形量，可表示为 第三章 汽车筒式减振器阻尼构件分析 3hpGf frrkk  （ 32） 式中，krG为节流阀片在阀口位置半径 kr 处的弯曲变形系数； h 为叠加阀片的等效厚度； fp 为阀片所受均布压力。 节流阀开度是由阀片在阀口半径位置的总变形量krf和预变形量 0krf所决定的，即 0kkk rrr ff  节流缝隙 当减振器开阀后，节流阀片与阀片座端面之间形成平面环形节流缝隙 rk ，因此，由式（ 25）可知，阀片节流缝隙的节流压力与流量之间的关系可表达为 )/ln(63kbtfrf rrpQ k （ 33） 式中， t 为油液动力粘度。 活塞缝隙 活塞缝隙大小是根据活塞和减振器。