氣囊減震器設(shè)計【畢業(yè)設(shè)計】

1、<p>　　本科畢業(yè)設(shè)計(論文)</p><p><b>　?。ǘ?屆）</b></p><p><b>　　氣囊減震器設(shè)計</b></p><p>　　所在學(xué)院 </p><p>　　專業(yè)班級 械設(shè)計制造及其自動化

2、 </p><p>　　學(xué)生姓名 學(xué)號 </p><p>　　指導(dǎo)教師 職稱 </p><p>　　完成日期 年 月 </p><p><b>　　摘 要</b></p>&l

3、t;p>　　氣囊減震器是一種性能較好的減振器，目前在國外車輛中的普及率比較高，國內(nèi)使用的相對較少一些。它其實是在傳統(tǒng)液壓減振器的基礎(chǔ)上加上一個空氣彈簧組合而成。這樣的組合使之既具有空氣彈簧優(yōu)良的彈性特性，又具有液壓減振器的阻尼特性，用于車輛懸架裝置中可以明顯地提高運(yùn)行舒適性。在發(fā)達(dá)國家它在客車、轎車以及貨運(yùn)車輛都有較廣的使用，但是這種減振器目前在國內(nèi)只運(yùn)用于高端車型中。</p><p>　　本文以嘉興嘉嘉汽

4、車零部件制造有限公司生產(chǎn)的060170型氣囊減震器為研究對象，介紹了該公司氣囊減震器的組成、生產(chǎn)工藝、以及結(jié)構(gòu)型式。并對氣囊減震器所具有的一些特點作了分析。另外本文針對其產(chǎn)品的某些失效形式和加工工藝中的不足之處做了一些改進(jìn)，降低了產(chǎn)品的廢品率，節(jié)約了生產(chǎn)成本。</p><p>　　關(guān)鍵詞：氣囊減震器，空氣彈簧，液壓減振器</p><p>　　Air bag shock absorber d

5、esign</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　Air bags shock absorber has a good Performance,The current utilization rate of vehicles in foreign countries is relatively high, the relativel

6、y small number of domestic. It is in fact based on the conventional hydraulic shock absorber with a combination of air springs. This combination so that not only has excellent elastic properties of air springs, and dampi

7、ng characteristics of a hydraulic shock absorber for vehicle suspension devices can significantly improve operating comfort. In developed </p><p>　　In this paper, Auto Parts Manufacturing Co., Ltd. Jiaxing J

8、iajia 060170 airbag shock produced as the research object, describes the composition of the company's air bag shock absorber, production process, and structure type. Shock absorbers and air bags have some of the feat

9、ures are analyzed. In addition this paper, some failure of their products and processing technology in the form of the inadequacies of some improvements made to reduce the rejection rate of products, saving the cost of p

10、roduc</p><p>　　Keywords: Air bag shock absorbers, Air springs, Hydraulic shock absorber</p><p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　摘 要I</b></p><p>　　Abst

11、ractII</p><p><b>　　1 緒論1</b></p><p>　　1.1課題的來源1</p><p>　　1.2課題的意義1</p><p>　　1.3相關(guān)研究的國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀2</p><p>　　1.3.1 傳統(tǒng)減振器的研究現(xiàn)狀2</p><p&

12、gt;　　1.3.2 氣囊減振器的研究現(xiàn)狀3</p><p>　　1.3.3 新型減振器的研究現(xiàn)狀5</p><p>　　1.4課題研究的主要內(nèi)容5</p><p>　　2 060170型減振器的失效形式及原因分析7</p><p>　　2.1 傳統(tǒng)液壓減振器的失效形式及原因分析7</p><p>　　2.2

13、 060170型減振器的主要缺陷和問題8</p><p>　　3設(shè)計計算和校核9</p><p>　　3.1 060170型減振器主要性能要求9</p><p>　　3.2 減振器閥系參數(shù)的計算9</p><p>　　3.2.1 理論計算時的幾個假設(shè)和簡化處理10</p><p>　　3.2.1計算中涉及的幾

14、個流體力學(xué)公式11</p><p>　　3.2.3 060170減振器所使用的阻尼油參數(shù)12</p><p>　　3.3復(fù)原閥參數(shù)的計算與校核13</p><p>　　3.3.1 活塞閥系組成13</p><p>　　3.3.2 復(fù)原閥的兩個工作狀態(tài)分析13</p><p>　　3.3.3 復(fù)原閥參數(shù)計算1

15、5</p><p>　　3.4壓縮閥參數(shù)的計算與校核20</p><p>　　3.4.1 底閥閥系組成20</p><p>　　3.4.2 壓縮閥的兩個工作狀態(tài)分析21</p><p>　　3.4.3.壓縮閥參數(shù)計算22</p><p>　　3.5 對產(chǎn)品生產(chǎn)工藝的一些改進(jìn)措施24</p>&l

16、t;p>　　3.5.1 用閥片組代替單一閥片25</p><p>　　3.5.2 底閥系結(jié)構(gòu)改進(jìn)26</p><p><b>　　總結(jié)27</b></p><p><b>　　參考文獻(xiàn)28</b></p><p>　　致謝錯誤!未定義書簽。</p><p>&

17、lt;b>　　附錄29</b></p><p>　　附錄圖1 焊接底板A29</p><p>　　附錄圖2 焊接底板B29</p><p>　　附錄圖3 焊接底板C29</p><p>　　附錄圖4 焊接組件29</p><p>　　附錄圖5 攪拌軸29</p><p&

18、gt;　　附錄圖6 箱體29</p><p>　　附錄圖7 支架29</p><p><b>　　1 緒論</b></p><p><b>　　1.1課題的來源</b></p><p>　　氣囊減震器是一種性能較好的減振器，目前在國外車輛中的普及率比較高，國內(nèi)使用的相對較少一些。他其實是在傳統(tǒng)液

19、壓減振器的基礎(chǔ)上加上一個空氣彈簧組合而成。這樣的組合使之既具有空氣彈簧優(yōu)良的彈性特性，又具有液壓減振器的阻尼特性，用于車輛懸架裝置中可以明顯地提高運(yùn)行舒適性。在發(fā)達(dá)國家它在客車、轎車以及貨運(yùn)車輛都有較廣的使用，但是這種減振器目前在國內(nèi)只運(yùn)用于高端車型中。</p><p>　　本文以嘉興嘉嘉汽車零部件制造有限公司生產(chǎn)的氣囊減震器為研究對象，介紹了該公司氣囊減震器的組成、生產(chǎn)工藝、以及結(jié)構(gòu)型式。并對氣囊減震器所具有的

20、一些特點作了分析。另外本文針對其產(chǎn)品的某些失效形式和加工工藝中的不足之處做了一些改進(jìn)。</p><p>　　該公司目前以生產(chǎn)傳統(tǒng)的液壓減振器為主，自2009年開始，進(jìn)行了一些氣囊式減震器的研發(fā)和試制?？偣灿袃蓚€型號的減振器，分別為060170型和060170型。這兩種減振器結(jié)構(gòu)上基本沒什么差別，主要差別就是是尺寸大小不一樣。060170型減振器在2010年是曾有德國客戶要求訂購，在寄送了幾次樣品不合格之后德國客戶

21、取消了該訂單，對公司造成了一定的經(jīng)濟(jì)損失。</p><p>　　本文通過對公司現(xiàn)有的060170型氣囊減震器的研究，結(jié)合實際所運(yùn)用的車輛的要求，先是進(jìn)行了理論計算，得出恰當(dāng)?shù)臏p振器尺寸參數(shù)，驗證現(xiàn)有產(chǎn)品的合理性。其次是對其液壓減振器部分的一些生產(chǎn)工藝上的細(xì)節(jié)做了改進(jìn)，降低了產(chǎn)品的廢品率，節(jié)約了生產(chǎn)成本。</p><p>　　關(guān)鍵詞：氣囊減震器，空氣彈簧，液壓減振器，閥系計算</p&g

22、t;<p><b>　　1.2課題的意義</b></p><p>　　目前氣囊減振器在轎車、客車、軌道列車以及一些貨運(yùn)車輛都有廣泛的運(yùn)用。氣囊減振器由于其外形多變以及阻尼力可以調(diào)節(jié)等優(yōu)點，現(xiàn)在越來越多的運(yùn)用到各種儀器設(shè)備上，最典型的就是現(xiàn)在汽車的空氣懸架系統(tǒng)。一些常用的減振器如：橡膠減振器、螺旋彈簧減振器、柔性懸臂梁減振器等，有著廣泛的應(yīng)用，特別適合于中頻、高頻豎向確定性激勵的

23、主動隔振和被動隔振，減振理論的計算與減振技術(shù)的實施解決許多工程振動問題是不困難的。</p><p>　　與液壓式減振器相比，氣囊式減振器具有跟好的激振性能，而且其剛度的可控性比液壓式的可控性強(qiáng)；與電磁減振器相比，氣囊式減振器制作成本比較有優(yōu)勢，廣泛運(yùn)用的可行性較高。隨著我國高速公路的迅速發(fā)展，運(yùn)輸量的增加，要求汽車具有更好的操縱穩(wěn)定性、平順性、安全性，及其制作技術(shù)進(jìn)一步成熟，氣囊式減振器必將得到廣泛應(yīng)用。<

24、/p><p>　　本課題是結(jié)合嘉興市嘉嘉汽車零部件制造有限公司的現(xiàn)實生產(chǎn)實踐特點進(jìn)行開展的。課題根據(jù)企業(yè)目前所生產(chǎn)的減振器的缺點，分析某些有可能引起減振器失效的因素，得到一些需要改進(jìn)的地方。再結(jié)合企業(yè)生產(chǎn)規(guī)模，現(xiàn)有設(shè)備及生產(chǎn)工藝等多方面考慮，得出一個具體的設(shè)計方案，得出相應(yīng)的設(shè)計圖紙，具有直接的生產(chǎn)指導(dǎo)意義。</p><p>　　1.3相關(guān)研究的國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀</p><p

25、>　　1.3.1 傳統(tǒng)減振器的研究現(xiàn)狀</p><p>　　第一個有記載的比較簡單的減振器是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，組成了橡膠彈簧減振器。由于其剛度很大，而且彈簧和少量橡膠的耗能作用幾乎為零，其動態(tài)性能較差，只有緩沖作用而無太大的消震作用。此后減振器的結(jié)構(gòu)發(fā)展經(jīng)歷了以下幾種形式[1]：</p><p>　　平衡彈簧式減振器：這是加到葉片彈簧上的一種輔

26、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，但是這種結(jié)構(gòu)致使懸架的剛性增加，所以很快就被淘汰了。</p><p>　　空氣彈簧振震器：空氣彈簧是在柔性橡膠囊中充入壓縮空氣，利用空氣的可壓縮性實現(xiàn)減振、隔振作用?，F(xiàn)在這種減振器被運(yùn)用于眾多的高端汽車上，鐵道車輛也有廣泛運(yùn)用。它具有以下特點：</p><p>　?、倬哂蟹蔷€性特性，其剛度隨載荷而變，因此在任何載荷下自

27、振頻率幾乎不變，使彈簧裝置具有幾乎不變的特性；</p><p>　?、诳諝鈴椈赡芡瑫r承受軸向和徑向載荷，也能傳遞扭矩，通過內(nèi)壓力的調(diào)整，可以得到不同的承載能力；</p><p>　　③阻尼性能好，隔離高頻振動及隔聲效果極佳。</p><p>　　液壓減振器：汽車懸架系統(tǒng)中廣泛采用液力減振器。其原理是，當(dāng)車架與車橋做往復(fù)相對運(yùn)動兒活塞在減振器的缸筒內(nèi)往復(fù)移動時，減振器

28、殼體內(nèi)的油液便反復(fù)地從內(nèi)腔通過一些窄小的孔隙流入另一內(nèi)腔。此時，液體與內(nèi)壁的摩擦及液體分子的內(nèi)摩擦便形成對振動的阻尼力。</p><p>　　麥弗遜支柱式減振器：上世紀(jì)60年代通用公司麥弗遜工程師麥弗遜一改當(dāng)時盛行的板簧與扭桿彈簧的前懸掛方式，創(chuàng)造性地將減振器和螺旋彈簧組合在一起，裝在前軸上。</p><p>　　電子控制減振器：能根據(jù)道路狀況、車速和驅(qū)動形式自動調(diào)節(jié)懸架軟、中、硬3種剛度

29、。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(diào)節(jié)減振器中的按鍵，以改變液流通道的尺寸。</p><p>　　國內(nèi)的汽車懸架，廣泛采用的是筒式液壓減振器，減振器內(nèi)的工作介質(zhì)是某種油液，這是迄今為止在技術(shù)上頗為成熟的一種減振器。從阻力和吸收能量方面作比較，它重量輕、外形小，能獲得比較穩(wěn)定的阻力，并且可以按需要決定工作速度與阻力的函數(shù)關(guān)系[2]。</p>

30、<p>　　根據(jù)結(jié)構(gòu)形式不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。雖然搖臂式減振器能夠在比較大的工作壓力條件下工作，但由于它的工作特性受活塞磨損和工作溫度變化的影響大而遭淘汰。筒式減振器工作壓力雖然低，但是因為工作性能穩(wěn)定而在現(xiàn)代汽車上得到廣泛應(yīng)用。筒式減振器又分為單筒充氣減振器、雙筒純油式減振器和雙筒充氣減振器三種[3]。</p><p>　　早期雙筒式減振器沒有背壓，也就是筒內(nèi)的氣壓與大氣壓基本一致。其

31、缺點是在高速工況下會出現(xiàn)補(bǔ)償室的去充油不及時，導(dǎo)致減振器工作特性發(fā)生空程畸變，導(dǎo)致其阻尼特性不穩(wěn)定，還會導(dǎo)致沖擊和噪聲[4][5]。20世紀(jì)50年代人們對純液壓式的減振器進(jìn)行了改進(jìn)，發(fā)展了減振器的充氣技術(shù)。人們在雙筒式減振器補(bǔ)償室內(nèi)沖入0.4～0.6MPa的低壓氣體，這一改進(jìn)使得減振器的臨界工作速度相應(yīng)得到提高，并且有效的抑制了減振器在高速工況下的空程畸變現(xiàn)象，大大提高減振器及其相應(yīng)設(shè)備的穩(wěn)定性和工作壽命。</p><

32、;p>　　1.3.2 氣囊減振器的研究現(xiàn)狀</p><p>　　氣囊式減振器其實就是在傳統(tǒng)液壓減振器的基礎(chǔ)上，外加一個空氣彈簧組合而成。在這種減振器工作時，液壓減振器承擔(dān)主要的阻尼力，而氣囊則充當(dāng)傳統(tǒng)金屬彈簧的作用。但是由于空氣彈簧可以利用電子控制，通過改變其氣壓值可以得到較好的動態(tài)和靜態(tài)特性，并且工作可靠，響應(yīng)也比較快。對于傳統(tǒng)減振器部分的研究已經(jīng)很多了，并且技術(shù)也很成熟，國內(nèi)外目前對于這一塊的研究都主要

33、集中在空氣彈簧的研究上。</p><p>　　1847年John Liweis發(fā)明了空氣彈簧。此后Willianm R Fee，Hoagland IW和Alsop Gorge M等人通過研究和改進(jìn)設(shè)計，解決了空氣彈簧的密封性問題。 </p><p>　　空氣彈簧的橫向特性實驗于1994年開始，在大頻率和大幅值情況下，測量了空氣彈簧在不同載荷下的橫向力和變形，并用正弦波和鋸齒波輸入來觀察速

34、度對側(cè)向特性的影響。Giuseppe Quaglia等人對帶有輔助氣室的空氣彈簧進(jìn)行了實驗研究和理論分析，并進(jìn)行了計算機(jī)模擬研究。Katsuya Yoyofuku等人也通過研究振動頻率和彈簧反應(yīng)之間的關(guān)系，分析了管道和輔助氣室對彈簧特性交化的影響。Alf Homeyer等入采用有限元法優(yōu)化了空氣彈簧結(jié)構(gòu)，提出了空氣彈簧設(shè)計的新思想[6]。</p><p>　　20世紀(jì)90年代以后，發(fā)達(dá)國家逐漸采用電子控制式空氣懸

35、架，以行程傳感器代替了高度控制閥，該系統(tǒng)由電子控制單元(ECU)控制，根據(jù)高度控制要求來啟動高度調(diào)節(jié)系統(tǒng)的電磁閥，從而實現(xiàn)車身高度的調(diào)節(jié)。</p><p>　　1995年提出的最優(yōu)控制將控制的性能指標(biāo)函數(shù)選取為時域形式，并得出</p><p>　　主動懸架最優(yōu)控制力的計算方法。1998年，韓波等人將最優(yōu)控制用于液壓主動</p><p>　　懸架，對全狀態(tài)反饋和輸出反

36、饋進(jìn)行了討論，并闡述了在多種約束條件限制時</p><p>　　的最優(yōu)控制。2000年，由劉小英等人提出了用電磁阻尼器實現(xiàn)最優(yōu)控制的方</p><p>　　案，并給出了控制力的計算公式及懸架的減振特性。同年，孫玉國等提出了四</p><p>　　自由度主動懸架的最優(yōu)控制，并對系統(tǒng)的時域和頻域動態(tài)特性進(jìn)行了仿真。在2002年，Ramos等人對拖拉機(jī)和大客車的空氣懸架系

37、統(tǒng)進(jìn)行了最優(yōu)控制和仿真研究。</p><p>　　何 鋒等人2009年在《基于ABAQUS的簾線參數(shù)對膜式空氣彈簧橫向特性影響研究》一文中，闡述了空氣彈簧外簾層的簾線參數(shù)對空氣彈簧性能的影響。他們采用了非線性有限元技術(shù)，通過非線性有限元軟件ABAQUS，建立有效的有限元模型,可方便改變簾線角、簾線層間距、簾線密度、簾線層數(shù)等參數(shù)，迅速得到其對空氣彈簧橫向剛度特性的影響，可縮短時間，節(jié)約成本，為空氣彈簧的數(shù)字設(shè)計提

38、供參考[7]。</p><p>　　次年，和鋒又同蔡永周等人采用非線性有限元技術(shù)，通過非線性有限元軟件MARC，建立有效的有限元模型，模擬不同簾線角、簾線間距、簾線密度、簾線層數(shù)對空氣彈簧垂向特性的影響[8]。同時另外一些關(guān)于改變外簾層形狀對空氣彈簧特性的研究也在開展。單紅艷在其論文中對空氣彈簧的彈性特性進(jìn)行了分析，闡述了囊式和膜式空氣彈簧的特性區(qū)別。研究表明， 膜式空氣彈簧可得到比囊式空氣彈簧更為理想的彈性特性

39、[9]。</p><p>　　此外，趙建文等人針對空氣彈簧工作壓力、附加氣室體積與空氣彈簧剛度與的函數(shù)關(guān)系，分析了阻尼隔振傳遞率的影響，仿真說明了空氣彈簧的隔振效果。從而從另一方面對空氣彈簧的結(jié)構(gòu)設(shè)計做出了指導(dǎo)[10]。支李峰等人對空氣彈簧進(jìn)行了改進(jìn)，增加了輔助裝置[11]。他們設(shè)計的空氣室主要由橡膠體及外鐵件包圍而成。這樣的改進(jìn)后即使空氣彈簧的密封性能不理想發(fā)生漏氣時，空氣彈簧仍可通過橡膠體支撐設(shè)備，大大提高隔

40、振器的安全系數(shù)。 工作過程中,當(dāng)空氣彈簧受力下移時，橡膠體產(chǎn)生變形,空氣室內(nèi)腔容積變小，引起空氣壓力的升高。 通過調(diào)整橡膠的材料與硬度、空氣室的結(jié)構(gòu)及充氣壓力，可以改變空氣彈簧的性能參數(shù)使之達(dá)到設(shè)計要求，該理論能指導(dǎo)空氣彈簧的生產(chǎn)與試制，大大縮短空氣彈簧的研制周期，具有比較高的實際意義。</p><p>　　目前對于空氣彈簧的研究，主要是采用有限元分析的方法，通過對其載荷以及激勵源的控制實現(xiàn)設(shè)計的參數(shù)化。以往通過

41、實驗的方法，設(shè)計空氣彈簧必將耗費大量的人力物力。而采用經(jīng)驗公式，又存在較大困難。 因此采用有限元方法，解決空氣彈簧隔振器設(shè)計必須考慮的氣固耦合、非線性等關(guān)鍵技術(shù)，進(jìn)行空氣彈簧隔振器結(jié)構(gòu)的靜態(tài)應(yīng)力、變形及隔振系統(tǒng)的振動特性分析，優(yōu)化空氣彈簧隔振器的設(shè)計流程。</p><p>　　1.3.3 新型減振器的研究現(xiàn)狀</p><p>　　目前國外許多發(fā)達(dá)國家都主要運(yùn)用并且研究電子控制式的減振器，因

42、為該類減振器可以很好的運(yùn)用到振動隔振系統(tǒng)當(dāng)中去。其中主要包括磁流變減振器，電流變減振器和氣囊式減振器。</p><p>　　電流變液體和磁流變液體減振器是近幾年來發(fā)展的新型減振器技術(shù)，它在理論上可以任意控制阻尼力的大小，其關(guān)鍵技術(shù)在于磁流變液體或者是電流變液體的成分匹配上。電流變液減振器的額定工作溫度范圍為-25～125°C，比磁流變的-40～150°C窄。其次電流變介質(zhì)的化學(xué)穩(wěn)定性不夠好，這

43、是影響減振器性能的一個比較大的因素。美國學(xué)者Jacob Rabinow 于1948年發(fā)現(xiàn)了磁流變現(xiàn)象[12]。磁流變液是由懸浮于載體液中的可磁化微粒和穩(wěn)定劑構(gòu)成的，這種特殊的介質(zhì)在無外磁場作用下具有良好的流動性，一旦有外加磁場時，它可在毫秒級時間內(nèi)連續(xù)、可逆地轉(zhuǎn)變?yōu)榫哂懈哒扯?、低流動性的Bingham體，呈現(xiàn)出類固體的力學(xué)性質(zhì)。磁流變減振器可充當(dāng)電氣控制與機(jī)械系統(tǒng)間簡單、安靜而且響應(yīng)迅速的理想中間裝置。不過相比電流變液減振器，磁流變減振

44、器不需要特殊的高壓供電裝置，結(jié)構(gòu)簡單，工作穩(wěn)定性大大提高。目前對于磁流變和電流變減振器的研究，主要是集中在進(jìn)一步提高其響應(yīng)快速性及工作的可靠性。</p><p>　　相對于磁流變可電流變這兩種新型減振器，氣囊式減振器是一總較為經(jīng)濟(jì)可靠的電子控制式減振器。從技術(shù)水平上來說，氣囊式減震器的設(shè)計制造技術(shù)已經(jīng)比較成熟；從制造成本上來說，空氣彈簧也相對小的多。目前磁流變和電流變減振器的技術(shù)主要掌握在美國、日本、德國等發(fā)達(dá)國

45、家手里，還需一段較長的時間后才能得到普及。</p><p>　　1.4課題研究的主要內(nèi)容</p><p>　　該課題是結(jié)合嘉興市嘉嘉汽車零部件制造有限公司的現(xiàn)實生產(chǎn)實踐特點進(jìn)行開展的。本文通過對公司現(xiàn)有的060170型氣囊減震器的研究，結(jié)合實際所運(yùn)用的車輛的要求，先是進(jìn)行了理論計算，得出恰當(dāng)?shù)臏p振器尺寸參數(shù)，驗證現(xiàn)有產(chǎn)品的合理性。其次是對其液壓減振器部分的一些生產(chǎn)工藝上的細(xì)節(jié)做了改進(jìn)，降低

46、了產(chǎn)品的廢品率，節(jié)約了生產(chǎn)成本。</p><p>　　本文的研究包括以下幾個方面：</p><p>　　根據(jù)060170型氣囊減震器現(xiàn)有的產(chǎn)品缺陷和問題，分析引起失效的原因。這個是之后研究的基礎(chǔ)，找到失效原因之后，才能更有目的性地對產(chǎn)品進(jìn)行改進(jìn)。</p><p>　　參考相關(guān)的減振器資料，按實際產(chǎn)品使用要求，從理論上對減振器進(jìn)行阻尼力和所需剛度的計算，得出合理的結(jié)構(gòu)

47、尺寸。</p><p>　　對現(xiàn)有產(chǎn)品進(jìn)行性能測試，比較實際與理論的偏差，分析實驗結(jié)果。</p><p>　　結(jié)合第一部分的研究以及實驗結(jié)果，有針對性的進(jìn)行細(xì)節(jié)的改進(jìn)。</p><p>　　最后為繪制改進(jìn)后的減振器設(shè)計圖紙，得出生產(chǎn)工藝中所需改進(jìn)環(huán)節(jié)的一些說明。</p><p>　　2 060170型減振器的失效形式及原因分析</p&g

48、t;<p>　　2.1 傳統(tǒng)液壓減振器的失效形式及原因分析</p><p>　　傳統(tǒng)減震器的主要失效形式：</p><p><b>　　液壓油泄露。</b></p><p>　　液壓油泄露一般是由油封磨損導(dǎo)致的。在減振器使用當(dāng)中，由于油封與連桿的反復(fù)摩擦，導(dǎo)致油封自身磨損嚴(yán)重而漏油，或者是連桿表面嚴(yán)重磨損之后導(dǎo)致了漏油。所以實際生

49、產(chǎn)時候?qū)B桿和油封的工藝要求比較高。此外因為外筒破裂而導(dǎo)致的漏油的情況也有發(fā)生，但相對較少。</p><p><b>　　阻尼力過大失效。</b></p><p>　　有些減震器出廠時候檢測合格，但是使用一段時間之后阻尼力反而過大了，這通常是由于減振器內(nèi)部閥系產(chǎn)生故障導(dǎo)致的。比如閥片卡死等一些原因。</p><p>　　兩端橡膠襯套損壞導(dǎo)致減振

50、器偏離安裝位置或者松動</p><p>　　這種情況相對較為少見，原因可能是以為部分橡膠襯套與鋼襯套組合安裝的時候破壞了橡膠襯套，在后面使用時進(jìn)一步導(dǎo)致了破壞的加劇，從而出現(xiàn)失效情況。也有可能是因為橡膠襯套使用時間過長，遭到陽光照射老化或者是環(huán)境腐蝕等原因而破壞。</p><p><b>　　減振器阻尼力下降。</b></p><p>　　由于

51、長期使用導(dǎo)致阻尼力下降是一種常見的失效形式。原因有很多，比如導(dǎo)致液壓油泄漏的因素都會直接導(dǎo)致阻尼力下降?；钊c鋼筒磨損之后，液壓油在上下腔之間的泄漏會變得很嚴(yán)重，直接導(dǎo)致了阻尼力下降。短期的</p><p><b>　　減振器異響。</b></p><p>　　往往減振器磨損之后都會伴隨這種失效產(chǎn)生。閥系故障有時也會導(dǎo)致異響產(chǎn)生。</p><p&g

52、t;<b>　　空程畸變。</b></p><p>　　空程畸變是指減振器在高速運(yùn)行時候外筒的油液無法及時補(bǔ)給到內(nèi)筒或者內(nèi)筒的油液無法及時補(bǔ)給到外筒而導(dǎo)致行程畸變，此時阻尼力波動較大，極大的影響了車輛的平順性。該失效問題一般是由閥系缺陷導(dǎo)致的。</p><p>　　2.2 060170型減振器的主要缺陷和問題</p><p>　　該公司所生產(chǎn)的

53、060170型減振器是為德國客戶定制的，由于樣品不合格而導(dǎo)致了訂單取消。公司現(xiàn)有的幾個庫存也是當(dāng)時試制送樣剩下的，實際中并未進(jìn)行批量生產(chǎn)。</p><p>　　德國客戶反映減振器的阻尼力值偏小，達(dá)不到要求，而且德國客戶對減振器在行程中點位置處的阻尼力值有特別的要求，由于生產(chǎn)成本的限制，實際生產(chǎn)中該公司對產(chǎn)品也進(jìn)行了一些簡化，對減振器性能也產(chǎn)生了一定的影響。其它方面的失效問題由于未批量生產(chǎn)，從而無法考究。</

54、p><p><b>　　3設(shè)計計算和校核</b></p><p>　　3.1 060170型減振器主要性能要求</p><p>　　表3-1減振器主要性能要求</p><p>　　3.2 減振器閥系參數(shù)的計算</p><p>　　減振器一共有4個閥，分別是位于活塞上的復(fù)原閥和流通閥，底閥座上的補(bǔ)償閥和

55、壓縮閥。具體如下圖所示</p><p><b>　　圖3-1減振器閥系</b></p><p>　　減振器的拉伸行程即為其復(fù)原過程，此時油液流向如圖3-2所示。該過程油液從外筒補(bǔ)給到內(nèi)筒。為了避免在高速運(yùn)動中外筒的油液不能及時補(bǔ)給到內(nèi)筒，導(dǎo)致空程畸變，所以一般補(bǔ)償閥的開閥壓力都很低，在理論計算的中可以忽略不計。</p><p>　　圖3-2減振

56、器復(fù)原行程油液流向</p><p>　　減振器的壓縮行程即為其壓縮過程，此時油液流向如圖3-3所示。圖中可以看出該過程油液從內(nèi)筒補(bǔ)給到外筒。同樣，為了避免在高速運(yùn)動中油液不能及時補(bǔ)給的問題，其流通閥的開閥壓力也很低，在理論計算的中也可以忽略不計。</p><p>　　圖3-3減振器壓縮行程油液流向</p><p>　　3.2.1 理論計算時的幾個假設(shè)和簡化處理<

57、;/p><p>　?。?）假設(shè)活塞環(huán)內(nèi)筒、連桿與導(dǎo)向座之間不產(chǎn)生泄漏。泄露會導(dǎo)致計算值嚴(yán)重偏小，實際中發(fā)生泄露，往往導(dǎo)致減振器因阻尼力偏小而失效。</p><p>　?。?）假設(shè)在運(yùn)行過程中個個部件能緊密配合，不會因為壓力導(dǎo)致較大的變形。</p><p>　?。?）計算時忽略液壓油自身重力的影響，相對于較大的阻尼力還說，液壓油自身的重力完全可以忽略不計。</p&g

58、t;<p>　?。?）計算復(fù)原阻力時，忽略補(bǔ)償閥的阻尼作用。</p><p>　?。?）計算壓縮阻尼時，忽略流通閥的阻尼作用。</p><p>　　（6）忽略內(nèi)筒與活塞之間的摩擦力，油封與連桿之間的摩擦力。</p><p>　?。?）對活塞內(nèi)的流通孔進(jìn)行了一些簡化，取其等效長度計算（下文計算時會指出）。 </p><p>　?。?/p>

59、8）忽略了減振器內(nèi)空氣壓縮對阻尼力的影響。 </p><p>　　以上幾處簡化處理和假設(shè)會影響阻尼力值的計算，但是其導(dǎo)致的誤差并不大，所以實際建模計算時可以采用以上方法進(jìn)行。</p><p>　　3.2.1計算中涉及的幾個流體力學(xué)公式</p><p>　?。?）薄壁小孔流量計算公式[13] [14]：</p><p>　　根據(jù)流體力學(xué)知識，當(dāng)

60、小孔的流通長度l和孔徑d之比l/d≤0.5時稱為薄壁小孔，通過薄壁小孔的流量可以用下式表示：</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　式中： Q-------流經(jīng)薄壁小孔的流量</p><p>　　Cq --------流量系數(shù)，一般計算時取Cq=0.62-0.63</p><p>　　A

61、q -------孔口的斷面面積</p><p>　　ρ -------油液密度</p><p>　　-------薄壁小孔兩端壓差</p><p>　?。?）細(xì)長小孔流量計算公式[13] [14]：</p><p>　　當(dāng)小孔的流通長度l和孔徑d之比l/d≥4時稱為細(xì)長小孔，通過細(xì)長小孔的流量可以用下式表示：</p><

62、p><b>　?。?-2）</b></p><p>　　式中： Q-------流經(jīng)細(xì)長小孔的流量</p><p>　　d--------細(xì)長小孔直徑</p><p>　　μ-------液壓油的動力粘度</p><p>　　l -------細(xì)長小孔的流通長度</p><p>　　--

63、-----小孔兩端壓差</p><p>　?。?）管嘴流動的流量計算公式[13] [14]：</p><p>　　當(dāng)小孔的流通長度l和孔徑d之比0.5＜l/d＜4時視為管嘴流動，通過細(xì)長小孔的流量可以用下式表示：</p><p><b>　?。?-3）</b></p><p>　　式中： Q-------流經(jīng)小孔的流

64、量</p><p>　　Cv --------流量系數(shù)，一般計算時取Cv=0.82</p><p>　　Aq -------孔口斷面面積</p><p>　　ρ-------油液密度</p><p>　　-------小孔兩端壓差</p><p>　　（4）縫隙流動的流量計算公式[13] [14]：</p>

65、<p><b>　　（3-4）</b></p><p>　　式中： Q-------流經(jīng)細(xì)長小孔的流量</p><p>　　b --------縫隙寬度</p><p>　　δ-------縫隙高度</p><p>　　μ-------動力粘度</p><p>　　l -----

66、--流通長度</p><p>　　-------縫隙兩端壓差</p><p>　　3.2.3 060170減振器所使用的阻尼油參數(shù)</p><p><b>　　表3-2阻尼油參數(shù)</b></p><p>　　減振器檢測時的工作溫度為25℃，根據(jù)阻尼油的溫度粘度特性，可以求得t=25℃時，其動力粘度μ=0.0224 kg&

67、#183;m-1·s，油液密度ρ=832kg·m-3。</p><p>　　3.3復(fù)原閥參數(shù)的計算與校核</p><p>　　3.3.1 活塞閥系組成</p><p>　　活塞閥系由兩部分組成，分別為位于上腔的流通閥和位于下腔的復(fù)原閥。流通閥阻尼力一般很小，計算式可以忽略其阻尼力。復(fù)原閥由于有多片復(fù)原閥閥片疊加，所以能產(chǎn)生較大的阻尼力。簡化計算復(fù)

68、原閥參數(shù)時就是以此為計算依據(jù)的。</p><p>　　圖3-4 活塞閥系總成圖</p><p>　　3.3.2 復(fù)原閥的兩個工作狀態(tài)分析</p><p><b>　?。?）低速工況</b></p><p>　　活塞在以0.062m/s的速度運(yùn)行時，可認(rèn)為是減振器的低速工況，此時復(fù)原閥可視為未打開狀態(tài)，阻尼力一部分由節(jié)流閥

69、片的凹槽和活塞凸臺組成的縫隙所產(chǎn)生，另一部分由活塞體中的流道產(chǎn)生。圖3-5為此時的復(fù)原閥狀態(tài)：</p><p>　　圖3-5減振器復(fù)原行程復(fù)原閥閉閥狀態(tài)</p><p>　　圖3-6復(fù)原閥狀態(tài)細(xì)節(jié)</p><p><b>　?。?）高速工況</b></p><p>　　活塞在以0.262m/s的速度運(yùn)行時，可認(rèn)為是減振器

70、的高速工況，此時復(fù)原閥片受到較大的壓力，復(fù)原閥片產(chǎn)生一定的撓度使復(fù)原閥呈打開狀態(tài)，阻尼力一部分由復(fù)原閥片與活塞凸臺組成的環(huán)形縫隙所產(chǎn)生，另一部分由活塞體中的流道產(chǎn)生。圖3-7為此時的復(fù)原閥狀態(tài)：</p><p>　　圖3-7復(fù)原閥開閥狀態(tài)細(xì)節(jié)</p><p>　　3.3.3 復(fù)原閥參數(shù)計算</p><p>　　首先給出計算中需要用到的關(guān)鍵尺寸數(shù)據(jù)：</p>

71、;<p>　　節(jié)流閥片和復(fù)原閥片外徑Da=20mm，內(nèi)徑da=8mm；</p><p>　　節(jié)流閥片材料選用65Mn鋼，彈性模量E=205Gpa，泊松比ν=0.3； </p><p>　　節(jié)流片厚度h=0.15mm，開槽寬度b=3mm，開槽數(shù)n=2；</p><p>　　開閥前節(jié)流片與活塞閥體形成的長窄縫節(jié)流縫隙的流道長度l=0.9mm； </p

72、><p>　　限位片外徑Rb=6.5mm；</p><p>　　活塞桿直徑Dg=16mm； </p><p>　　活塞缸內(nèi)內(nèi)徑Ah=30mm；</p><p>　　活塞凸臺外沿直徑Dtt=19.8mm，內(nèi)沿直徑dtt=18mm；</p><p>　　活塞體中的小孔直徑d=2mm，長度l=9.5mm，孔數(shù)N=3；</p

73、><p>　　由上文分析可得，復(fù)原阻力是由活塞體中的節(jié)流孔產(chǎn)生的阻尼力和閥片與活塞凸臺之間的縫隙產(chǎn)生的阻尼力兩部分構(gòu)成的，用公式可如下表示：</p><p>　　Ff=F1+F2 （3-5）</p><p>　　式中： Ff -------復(fù)原阻力</p><p>　　F1 ------

74、-活塞體中小孔產(chǎn)生的復(fù)原阻力</p><p>　　F2 -------閥片與活塞體之間的縫隙產(chǎn)生的阻尼力</p><p>　　復(fù)原阻力Ff可由下式求得：</p><p>　　Ff=1=（Ah-Ag）（） （3-6）</p><p>　　式中： 1-------內(nèi)筒與連桿的面積差</p><p>　　-

75、-------上下腔的壓差</p><p>　　Ah -------內(nèi)筒面積</p><p>　　Ag -------連桿面積</p><p>　　-------活塞體中小孔產(chǎn)生的壓降</p><p>　　-------閥片與活塞體之間的縫隙產(chǎn)生的壓降</p><p>　　內(nèi)筒直徑Dh=16mm ，連桿直徑Dg=30m

76、m，故此處1=201mm2</p><p>　　（1）低速工況下（V=0.062m/s）</p><p>　　低速工況下，式（3-5）可表示為：</p><p>　　Ffq=F1q+F2q （3-7）</p><p>　　式中： Ffq -------開閥前的復(fù)原阻力</p&g

77、t;<p>　　F1q -------開閥前活塞體中小孔產(chǎn)生的復(fù)原阻力</p><p>　　F2q -------開閥前閥片與活塞體之間的縫隙產(chǎn)生的阻尼力</p><p>　　在V=0.062m/s時，上下腔的流量Qf =1 V=31341mm3/s</p><p>　　因活塞節(jié)流孔長度l=9.5mm，截面直徑d=2mm，l/d＞4，所以應(yīng)按細(xì)長小孔流

78、量計算公式計算：</p><p><b>　?。?-8）</b></p><p>　　式中： -------開閥前活塞體中小孔兩端的壓差</p><p>　　因活塞與節(jié)流閥片間的縫隙高度h與節(jié)流閥片厚度一樣，即h=h=0.15mm，開閥前節(jié)流片與活塞閥體形成的長窄縫節(jié)流縫隙的流道長度l=0.9mm，l/d＞4，所以應(yīng)按細(xì)長小孔流量計算公式計

79、算：</p><p><b>　?。?-9）</b></p><p>　　式中： -------開閥前長窄縫隙兩端的壓差</p><p>　　將（3-8）和（ 3-9）帶入（3-6）可得：</p><p>　　Ffq= 192.1N</p><p>　　與實際要求相比，該阻尼力偏小。雖然在簡化

80、計算過程中，會導(dǎo)致力值偏小，但是該結(jié)果偏差比較大。針對結(jié)果，又分別選取了幾組改進(jìn)的尺寸代入計算后，得出下面的數(shù)據(jù)：</p><p>　　表3-3不同尺寸的阻尼力</p><p>　　從上表可以看出選用第2組數(shù)據(jù)可以比較好的滿足要求，故按該組數(shù)據(jù)來改進(jìn)尺寸。第1組合第3組數(shù)據(jù)中，阻尼力雖與實踐偏差不大，但是理論計算的阻尼力本身偏小，如按這兩組尺寸改進(jìn)的話可能會導(dǎo)致較大的偏差。另外選取第2組尺

81、寸也是有成本考慮的。改變閥片厚度不必重新選取模具，所以降低了生產(chǎn)成本。</p><p>　?。?）高速工況下（V=0.262m/s）</p><p>　　高速工況下，式（3-5）可表示為：</p><p>　　Ffh=F1h+F2h （3-10）</p><p>　　式中： Ffh

82、-------開閥后的復(fù)原阻力</p><p>　　F1h -------開閥后活塞體中小孔產(chǎn)生的復(fù)原阻力</p><p>　　F2h -------開閥后閥片與活塞體之間的縫隙產(chǎn)生的阻尼力</p><p>　　在V=0.262m/s時，上下腔的流量Qf =1 V=132441mm3/s</p><p>　　活塞節(jié)流孔的流量計算公式同（3-8

83、）來計算。</p><p><b>　?。?-11）</b></p><p>　　式中： -------開閥后長窄縫隙兩端的壓差</p><p>　　因在高速工況下，復(fù)原閥片受到較大的壓力，所以此時復(fù)原閥片變形，活塞與節(jié)流閥片間的縫隙高度h此時為閥片外端的撓度δ，即h=δ。流道從長窄縫變?yōu)榄h(huán)形縫隙，故流道寬度近似等于活塞凸臺內(nèi)圈的周長，由給

84、定的活塞參數(shù)可得出B=57.15mm。流道的長度l不變。此時（3-9）可如下表示：</p><p><b>　?。?-12）</b></p><p>　　式中： -------開閥后長窄縫隙兩端的壓差</p><p>　　在開閥后可認(rèn)為疊加閥片在油液均布載荷的作用下，外徑Ra處的最大撓度變形為δ ，活塞凸臺外延直徑Dtt=19.8mm則在活

85、塞凸臺外延處的撓度δ=δa·Dtt/2Ra=0.99δa</p><p>　　圖3-8閥片簡化模型</p><p>　　在均布載荷作用下，閥片的撓度可由下式得出：</p><p><b>　?。?-13）</b></p><p>　　求解上式可得撓度的通解表達(dá)式為</p><p><

86、;b>　　（3-14）</b></p><p>　　式中：為微分方程的特解，。</p><p><b>　　方程的邊界條件為：</b></p><p><b>　　在r=Rb處有</b></p><p><b>　?。?-15）</b></p>

87、<p><b>　　在r=Ra處有</b></p><p>　?。?-16） </p><p>　　根據(jù)以上邊界條件確定積分常數(shù)為</p><p><b>　　，，，</b></p><p><b>　　其

88、中，</b></p><p>　　可求得閥片的最大撓度為：</p><p><b>　?。?-17）</b></p><p>　　此時，式可如下表示：</p><p>　　其中 D為閥片彎曲剛度，</p><p><b>　　（3-18）</b></p>

89、;<p>　　其中，E為閥片的彈性模量，h為閥片的等效厚度。</p><p><b>　　則有</b></p><p><b>　?。?-19）</b></p><p>　　閥片的等效厚度根據(jù)經(jīng)驗公式求得：</p><p><b>　　（3-20）</b><

90、/p><p>　　實際中，復(fù)原閥使用了5片復(fù)原閥片，還有一片節(jié)流閥片片。復(fù)原閥片厚度H1=0.15mm，節(jié)流閥片選用改進(jìn)后的尺寸H2=0.13。代入數(shù)據(jù)可求得等效厚度h=0.266mm。</p><p>　　聯(lián)立（3-12）和（3-19）可得：</p><p><b>　　δ=0.48mm</b></p><p>　　將撓度

91、值帶入（3-12）并與（3-10）、（3-11）聯(lián)立可得：</p><p><b>　　Ffh=2723N</b></p><p>　　簡化后理論計算求得的Ffh與實際要求3470±690N這一范圍還是有一定差距，跟Ffq一樣比實際要求的阻尼力值偏小，這是由于中間計算的簡化導(dǎo)致的。計算過程中，把環(huán)形縫隙的長度近似看為內(nèi)圈的周長，減小了阻尼力值。為了達(dá)到比較理

92、想的阻尼力值，實際中，可增加一片復(fù)原閥片，但其厚度應(yīng)較薄，取0.1mm左右為宜。</p><p>　　3.4壓縮閥參數(shù)的計算與校核</p><p>　　3.4.1 底閥閥系組成</p><p>　　底閥閥系由兩部分組成，分別為壓縮閥和補(bǔ)償閥。補(bǔ)償閥由于壓縮閥回位彈簧的剛度比較小，外加其流通面積很大，實際當(dāng)中其產(chǎn)生的阻尼力值較小，理論計算式可以忽略。</p>

93、;<p>　　圖3-8 底閥系總成圖</p><p>　　3.4.2 壓縮閥的兩個工作狀態(tài)分析</p><p>　　由于壓縮閥不存在開槽的節(jié)流閥片，所以無論在低速還是高速運(yùn)行時，壓縮閥始終要保持開閥狀態(tài)，只不過低速時開閥面積較小，高速運(yùn)行時開發(fā)面積較大。下圖為壓縮閥的流通狀態(tài)示意圖：</p><p>　　圖3-9壓縮閥流通狀態(tài)圖</p>

94、<p>　　圖3-10壓縮閥狀態(tài)細(xì)節(jié)圖</p><p>　　3.4.3.壓縮閥參數(shù)計算</p><p>　　首先給出計算中需要用到的關(guān)鍵尺寸數(shù)據(jù)：</p><p>　　壓縮閥閥桿上薄壁小孔的直徑dg=2mm，孔面積Ak長度lg=0.5mm，個數(shù)n=4；</p><p>　　壓縮閥閥芯外圈直徑dx=6.5mm，內(nèi)圈直徑dx=5.2mm

95、，2=12mm2，長窄縫隙流通長度lx=0.65mm；</p><p>　　壓縮閥彈簧預(yù)緊力F=7.5N，剛度K=1.7N/mm；</p><p>　　經(jīng)分析可得，壓縮阻力是由壓縮閥桿中的4個薄壁孔產(chǎn)生的阻尼力和壓縮閥芯與壓縮閥片之間的縫隙產(chǎn)生的阻尼力兩部分構(gòu)成的，此時式（3-5）可表示為：</p><p>　　Fy=F3+F4

96、 （3-21）</p><p>　　式中： Fy -------壓縮阻力</p><p>　　F3 -------壓縮閥桿的薄壁小孔產(chǎn)生的復(fù)原阻力</p><p>　　F4 -------壓縮閥芯與壓縮閥片之間的縫隙產(chǎn)生的阻尼力</p><p>　　壓縮阻力Fy可由下式求得：</p><p>　　

97、Fy=Ag= Ag（） （3-22）</p><p>　　式中： --------內(nèi)筒與外筒的壓差</p><p>　　-------薄壁小孔產(chǎn)生的壓降</p><p>　　-------縫隙產(chǎn)生的壓降</p><p>　　（1）低速工況下（V=0.062m/s）</p><p>　　低速

98、工況下，式（3-21）可表示為：</p><p>　　Fyd=F3d+F4d （3-23）</p><p>　　式中： Fyd -------低速時的壓縮阻力</p><p>　　F3d -------低速時的薄壁小孔產(chǎn)生的阻力</p><p>　　F4d -------低速時縫隙產(chǎn)

99、生的阻力</p><p>　　在V=0.062m/s時，流量Qy = Ag V=12462mm3/s</p><p>　　壓縮閥桿上的薄壁孔流量應(yīng)按薄壁小孔流量計算公式計算：</p><p><b>　　（3-24）</b></p><p>　　式中： Cq-----流量系數(shù)，一般取0.63</p>&

100、lt;p>　　-------節(jié)流小孔兩端的壓差</p><p>　　壓縮閥片與壓縮閥芯形成的長窄縫流量計算應(yīng)按縫隙流動的公式計算：</p><p><b>　?。?-25）</b></p><p>　　式中： -------窄縫隙兩端的壓差</p><p>　　B -------縫隙寬度，此處取閥芯內(nèi)圈圓周，

101、B=16.33mm</p><p>　　h -------縫隙高度</p><p>　　此處縫隙高度h可由以下關(guān)系求得：</p><p><b>　?。?-26） </b></p><p>　　將（3-26）帶入（ 3-25）后，與（3-22）、（3-23）（3-24）聯(lián)立可得：</p><p>

102、<b>　　Fyd= 347N</b></p><p>　　與實際要求相比，該阻尼力偏小。偏差不大，在合理范圍內(nèi)。</p><p>　　（2）高速工況下（V=0.262m/s）</p><p>　　高速工況下，式（3-5）可表示為：</p><p>　　Fyg=F3g+F4g

103、 （3-27）</p><p>　　式中： Fyg --------高速時的壓縮阻力</p><p>　　F3g -------高速時薄壁小孔的阻力</p><p>　　F4g -------高速時縫隙的阻力</p><p>　　在V=0.262m/s時，上下腔的流量Qf =AgV=52662mm3/s</p>&

104、lt;p>　　高速時，薄壁小孔阻尼力和縫隙阻尼力的計算方式同上。帶入相應(yīng)數(shù)據(jù)可得：</p><p>　　Fyg=1891.4N</p><p>　　實際要求為1240-1990N，符合要求。</p><p>　　3.5 對產(chǎn)品生產(chǎn)工藝的一些改進(jìn)措施</p><p>　　由以上計算可以知道減振器在低速工況下，其復(fù)原阻力值偏小，通過減小發(fā)片

105、的厚度可以較好的解決。同時在高速工況下其復(fù)原阻力雖達(dá)到要求，但還是普遍偏小。這可能導(dǎo)致實際試用中，由于減振器的磨損，而是減振器在短時間內(nèi)就失效，降低了使用壽命。所以可以適當(dāng)提高復(fù)原閥片數(shù)，在保證阻尼力值沒有超出最大力的范圍內(nèi)時，盡量提高減振器出廠時的復(fù)原阻尼力。</p><p>　　對于壓縮阻尼的調(diào)節(jié)，可以通過增大或減小壓縮閥彈簧的剛度或預(yù)緊力來實現(xiàn)。當(dāng)然還可以通過改變壓縮閥限位器上節(jié)流小孔的數(shù)目或者是節(jié)流孔直徑

106、來控制壓縮特性。</p><p>　　實際中生產(chǎn)中可以通過以上兩個方面入手來得到理想的阻尼特性。由于現(xiàn)在汽車產(chǎn)品更新較快，所以對減振器的市場的靈敏度也提出了較高的要求。如不能快速的響應(yīng)市場需求，將會喪失很多機(jī)會。為了減小新產(chǎn)品的開發(fā)周期，本文對其減振器閥系做了2種改進(jìn)。</p><p>　　3.5.1 用閥片組代替單一閥片</p><p>　　在原廠的減振器中，往往

107、只使用同一種閥片，改變阻尼特性是通過改變閥片數(shù)或者其他部件結(jié)構(gòu)來實現(xiàn)，這導(dǎo)致減振器阻尼力值的離散性比較高，難以滿足多變的阻尼力。另一方面，改變其他部件往往會增加較大的成本，比如要改變減振器的活塞參數(shù)的話需要增加活塞的制造成本等。</p><p>　　現(xiàn)提出一種用閥片組代替單一一種閥片的方法，能實現(xiàn)快速得到理想阻尼特性的方法，并且可以降低阻尼力值的離散型，滿足更加多變的阻尼力需求。</p><p

108、>　　傳統(tǒng)的復(fù)原閥片一般其厚度為0.15mm或01mm，如要改變其復(fù)原阻尼力值，最簡單的方式是改變閥片的數(shù)目，但是往往閥片的數(shù)目改變對阻尼力的影響很大，增加一片有可能導(dǎo)致力值偏大，減少一片又使力值明顯偏小。這樣很難得到一個合理的中間值。這時候就需要通過其他方式，比如改變活塞節(jié)流孔的參數(shù)或者活塞凸臺參數(shù)等方式來實現(xiàn)?；钊耐ㄓ眯酝乳y片的通用性差很多，當(dāng)產(chǎn)品量不大或者規(guī)格類似，力值多變的情況下，就需要多組活塞來滿足生產(chǎn)。這會大大增

109、加生產(chǎn)成本。但是如果選用一系列不同厚度的復(fù)原閥片來代替同一種閥片的話，則可以得出一系列不同等效厚度的閥片，其阻尼力值的離散度大大縮小，從而更好的滿足產(chǎn)生需求。</p><p>　　圖3-11 閥片改進(jìn)方案</p><p>　　3.5.2 底閥系結(jié)構(gòu)改進(jìn)</p><p>　　現(xiàn)有的底閥系結(jié)構(gòu)與活塞閥系結(jié)構(gòu)有所不同。由圖3-9可知壓縮閥在較低工作速度下，仍然需要較大的壓

110、差來克服壓縮閥彈簧的預(yù)緊力，才能將壓縮閥打開。這就表示，減振器在低速工況下，其復(fù)原阻尼也是較大的。在此，可以改變底閥的結(jié)構(gòu)來增大底閥的可調(diào)性。如下圖所示，改變壓縮閥芯的結(jié)構(gòu)，再在壓縮閥限位罩與底閥之間加一片節(jié)流閥片就可以實現(xiàn)類似于復(fù)原閥在低速工況的工作情況。在速度較低時，液壓油從節(jié)流閥片的狹窄縫隙間通過，速度增大時則頂開節(jié)流閥片，獲得較大的流道。</p><p>　　圖3-12 底閥系改進(jìn)</p>

111、<p><b>　　總結(jié)</b></p><p>　　經(jīng)過以上計算，可以知道在減振器的閥系中，節(jié)流閥片和復(fù)原閥片的參數(shù)對復(fù)原阻尼力的影響起到關(guān)鍵作用。選擇適當(dāng)?shù)慕M件能夠得到滿意的阻尼特性。由于實驗條件和自身知識的限制，沒能夠?qū)諝鈴椈山M件進(jìn)行更多的深入研究。作為一個完整的減振系統(tǒng)，應(yīng)該要有合理的阻尼剛度特性，所以在選取減振器和空氣彈簧是應(yīng)結(jié)合實際車輛或設(shè)備的使用環(huán)境和自身的頻率特性

112、等一些條件，才能建立一個較為理想的振動系統(tǒng)。</p><p>　　課題還可以對減振器的密封部位進(jìn)行一些改進(jìn)。從該公司以往所生產(chǎn)的減振器來看，因其油封以及連桿的磨損而導(dǎo)致失效的產(chǎn)品比例比較大。另外，由于時間的原因，沒有過多的對生產(chǎn)工藝方面做一些研究還改進(jìn)，也是本課題的不足之處。</p><p><b>　　參考文獻(xiàn)</b></p><p>　　[

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