毕业设计轻型货车悬架减震器匹配计算与结构设计说明书(编辑修改稿)

毕业设计轻型货车悬架减震器匹配计算与结构设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

（ 24） cr — 临界阻尼系数。 由下式计算 cmc12P fr g 12 2 7 4 1 0 .6 9 .8 0 .1 2 0 5   =（ 25） 按图 2和（ 25）式，悬架临界阻尼系数为 /cr N S m。 本科生毕业设计（论文） 12 按计算式（ 23），悬架质量 M 的振幅是阻尼比  和频率  的 函数。 减振器是悬架的主要阻尼元件。 它与缓冲弹簧并联安装（参见图 22），按阻尼匹配原则要求的阻尼比为 ~   （ 26） 对于越野车辆或战车，悬架结构为独立螺旋弹簧悬架，减振器复原行程阻尼系数 fr 一般为 c( ~ )f （ 27） 按式（ 26）式， 此 悬架复原（伸张）行程的阻尼系数 cc0. 25 12 61 1. 94 /f NS m      现代车辆大部分均采用双向作用筒式减振器。 一般把复原和压缩行程阻尼系数，经验地作如 下分配： (0. 35 ~ 0. 5)yfrr （ 28） 按（ 28）式，悬架压缩行程阻尼系数为 /yfr r N S m 弹簧振子在震动平衡点处的悬架质量垂直振动速度 V ,由下式计算 002V f n （ 29） 式中： 0f — 受迫振动的振幅。 可按式（ 23）计算，悬架振幅为 0 cm 悬架质量垂直振动速度 V 为 /V cm s 悬架垂直振动速度 V 下的额定复原阻力为  额定压缩阻力为  本科生毕业设计（论文） 13 减振器受力分析 对于非独立悬架，如钢板弹簧悬架、减振器只承受阻尼力，受力状况 比较简单，而对于独立悬架，减振器除承受阻尼力外，还将承受侧向力等，受力状况比较复杂， 本次设计题目为货车减震器设计，因选用钢板弹簧非独立悬架，现对 减振器受力情况作一分析。 在分析减振器及悬架系统受力时，应该考虑以下三种极限工况。 （ 1） 纵向力 xF (牵引力或制动力 )最大，侧向力 yF =0，此时地面对车轮的垂直反力 112z mGF   = （ 210） 式中： 1m 一一负荷转移系数，可取 ； 1G 一一 后 轴 满载 负荷 (N)= xzFF （ 211） 式中，  —— 路面附着系数，驱动时可取 ，制动时极限状态可达。 xzFF == （ 2）侧向力 yF 最大，纵向力 xF =0，此工况意味着侧滑发生。 此时内、外轮上的总侧向力 1iG ，外轮上的垂直反力 0zF 和内轮上的垂直反力 zjF 分别为 : 0 1 120 .5z ghFG B  8202 7 4 1 0 .6 0 .5 11470   = （ 212） 0 2 0zj z zF F G F  （ ）= （ 213） 式中， gh —— 汽车质心高度； 2B —— 轮距； 本科生毕业设计（论文） 14 1 —— 侧滑附着系数，计算时取 1。 外轮和内轮上的侧向力 0 0 1yzFF = （ 214） 1yj yjFF = （ 215） （ 3） 垂直力 zF 最大，此时纵向力乓 xF =0，侧向力 yF =0，对应汽车通过不平路面。 12z GFK 22= （ 216） 式中 :K 一一动载荷系数，对于轿车， K 取 ；对于货车， K 取为 ；对于越野车， K取为。 主要尺寸的选择 活塞杆直径的确定 对于 只受垂直力的减振器 (如图 23 所示 )，活塞杆属细长杆，当压力接近某一临界时，杆将产生纵向弯曲，其挠度值将 随压缩载荷的增加而急剧增大，以至屈曲破坏。 当活塞杆细长比 LK ＞ mn 时，其临界载荷为 22K n EJp L （ 217） 式中 ： Kp —— 活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷 (N)； n—— 末端条件系数 n=1 （ 218） J —— 活塞杆截面的转动惯量 ( 4m )； 464dJ  ( 4m ) （ 219） d—— 活塞杆直径； 图 23 减振器弯曲 本科生毕业设计（论文） 15 L—— 减振器最大拉伸长度时 上下安装点距离 L=560mm K—— 活塞杆断面回转半径 (m)。 4JdK A （ 220） E—— 弹性模量， 3206 10 pEM m—— 柔性系数，中碳钢取 85 当活塞杆细长比 LK ＜ mn时， 其临界载荷为 21KfcAPaLnK   （ 221） 式中 : fc —— 材料强度实验值，中碳钢取 490MPa； a —— 实验常数，取 1/5000； A—— 活塞杆截面 面积 ( 2m )。 活塞杆细长比 LK ＜ 20 时，可按纯压缩计算，在实际设计中要保证活塞杆承受的压缩力 P＜ KkPn （ 222） 式中 kn —— 安全系数取 2 4。 经计算，得到活塞杆直径 D。 故活塞杆最细处应大于。 本次设计最细出为活塞杆与活塞连接处，考虑受力情况及便于选取标准件，取活塞杆直径为 20cm。 活塞杆技术要求 活塞杆材质 选择 45 钢，表面镀 以上的硬铬。 本科生毕业设计（论文） 16 工作缸直径的确定 确定工作缸直径主要从以下三方面考虑 （ 1） 工作缸内油压大小 （ 2）阀系直径方向结构尺寸 （ 3）成本 减振器伸张阻尼力 24P DFP (223) 减振器压缩阻尼力 22()4f DdFP  （ 224） 式中 : D—— 工作缸直径 (mm)； d—— 活塞杆直径 (mm)。 P—— 工作腔压力 (Pa)。 为了获得一定的阻尼力，系统油压设计得越高，工作缸直径可越小，有利于降低成本，但易泄漏，密封困难。 通常车辆不发生悬架击穿 的极限速度在 左右，设减振器振动速度为。 cmc12P fg  12 1 2 6 1 1 .9 4 9 .8 0 .1 2 0 5   =（ 225） 1 1 2 6 1 1 .9 4 1 2 6 1 1 .9 4JF v N    （ 226）  24JF PD  （ 227）  4 JDFP = 4 1 2 6 1 1 .9 43 .1 4 7 0 0 0 0 0 0  = （ 228） 式中 : P —— 许用压力，允许范围 5一 7MPa，取 7MPa。 求得工作缸直径后，就近选用一种常用的规格如  20，  25，  30，  32，  40， 本科生毕业设计（论文） 17  50，  65mm。 故取工作缸 内径 为  50mm 工作缸壁厚一般取 12mm，直径小取下限，直径大取上限。 故工作缸壁厚取 2mm 故本次设计中 工作缸直径为  50mm， 壁厚为 2mm； 活塞杆行程为 180mm，减震器 拉伸到最大行程 时长度为 560mm。 压缩到最短行程时长度为 380mm。 贮油缸直径的确定 (1)贮油量的确定 由于活塞杆占有一定的空间，当减振器拉长或缩短时，工作腔内工作液容量将发生变化，为此，双筒减振器专门设计了贮油筒 (见图 24)，贮油筒必须贮存一定容积的工作液。 贮存的工作液越多，越有利于油液散热，但需贮油空间增大，相应的成本增加。 一般地，当减振器活塞杆处于拉伸位置时，贮油筒内 液面高度不低于工作缸长度的 1/3，活塞杆处于压缩极限位置时，液面高度不高于工作缸长度的 2/3 且 4C DVS （ 229） 2 33 . 1 4 2 02 . 8 1 8 0 1 5 8 2 5 6 1 5 8 . 2 64CV m m m l    取 180CV ml 式中 CV 一一活塞杆处于拉伸极限时贮油筒内油量 d—— 活塞杆直径 (mm) s—— 减振器行程 (mm)。 (2)贮 油 空间的确定 工作缸与贮油筒之间的环形空 间称之为贮油空间，减图 24 储油筒 本科生毕业设计（论文） 18 振器装配时，一般处于压缩极限位置，此时贮油筒内气压等于常压，当活塞杆拉伸时，贮袖筒内油液将补充到工作腔内活塞杆体积所占的空间。 因此贮油筒内压力将下降，这非常不利于底阀补油充分。 贮油简空间越大，所存空气越多，压力变化越小，越有利于底阀补偿油液，但其体积大，整车布置困难，成本也增加，一般地 4C DVS (230) 式中： CV —— 贮油空间； 39。 2 39。 39。 2 39。 ()4c DDVL  39。 39。 2 39。 39。 24 1( ) 3CV D LD  mm 取直径为  70mm 39。 2D —— 贮油筒内径； 39。 2D —— 工作缸外径； 39。 L —— 贮油筒贮油长度，可近似取工作缸长度。 油量变化量为 22 33 . 1 4 2 0 1 8 0 5 6 5 2 0 5 6 . 2 ( )44d S m m m L      贮 油 空间 39。 2 1 2 3( ) 3 . 1 4 ( 7 0 5 4 ) 2 5 0 3 8 9 3 6 0 3 8 9 . 6 ( )44DD L m m m L        经验算满足 活塞杆处于压缩极限位置时，液面高度不高于工作缸长度的 2/3。 本次设计减震器尺寸参数如下： 活塞杆直径 20d mm 工作缸外径 39。 54D mm 贮油筒内径 70D mm 行程 S=180mm 本科生毕业设计（论文） 19 工作缸长度 250L mm 贮油缸壁厚取 3mm 注油量为 180ml 减振器结构设计 活塞阀系设计 装于活塞杆下端的伸张阀和流通阀合称活塞阀系，由该阀系的伸张阀产生伸张时的阻尼力。 压缩时下腔的油液经流通阀充入上腔。 图 25是 本次设计 的双筒减振器上采用的伸张阀系。 1活塞； 2螺母； 3活塞杆； 4 圆柱弹簧； 5伸张阀； 6流通孔； 7伸张阀弹簧； 8流通孔； 9流通阀； 10流通阀限位环 图 25 活塞阀系 本科生毕业设计（论文） 20 活塞 1 通过螺母 3固定在活塞杆 2 的下端。 伸张阀是用螺旋弹簧 4压紧阀盘5，通过螺母 2可 调整压紧力。 在活塞 1 的 顶端和 阀盘 5接触处 存在缝隙 4s。 它的面积形了固定油道 (亦称旁通阀 )。 当活塞上移时，油液通过固定油道以及当阀盘被顶开伸张阀中流出，伸张时的阻尼力大小 : （ 1） 当活塞低速时，阻尼力由固定通道决定。 它包括环缝 4s 的长度和面积大小，活塞杆与导向座衬套之间的环缝 1s , 4s 环缝接近小孔， 其压力差按下 式计算 : 22242QP A （ 231） 4A —— 环缝截面积；  —— 流量系数取。 1S 环缝接近细长孔，其压力差按下式计算： 41QLP A （ 232） 4A —— 导向座衬套与活塞杆之间环缝截面积；  —— 工作液动力粘度指数； L—— 导向座衬。