雙筒液壓減振器設計與分析

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JIUJIANG UNIVERSITY畢 業(yè) 設 計 題 目 雙筒液壓減振器設計與分析 英文題目 Design and Analysis of the Hydraulic Shock Absorb Cylinder 院 系 機械與材料工程學院 專 業(yè) 車輛工程 姓 名 于志國 年 級 2010（機 A1031） 指導教師 肖靜 二零一四年 六 月 摘 要本文主要對雙筒液壓減振器進行設計，一共有五章進行設計分析。第一章為緒論，主要是對減振器的介紹，其中包括選題背景目的、減振器發(fā)展史、未來發(fā)張趨勢等幾個方面。第二章主要介紹的是減震器的工作原理。第三章是本文的一個重點部分，主要是對液壓減振器的設計計算包括工作缸直徑、活塞桿的設計、活塞的設計、閥系的選取與計算等。第四章主要是通過 proe 軟件對雙筒液壓減振器進行三維造型以及裝配。第五章主要是通過 ANSYS 軟件對液壓減震器的活塞桿進行應力分析、變性分析等。最后是得到的結論以及參考文獻等?！娟P鍵詞】液壓；減振器；雙筒；ANSYS ；proeIAbstractThis paper mainly carries on the design to the double cylinder hydraulic shock absorber, a total of five chapters of analysis and design. The first chapter is the introduction, mainly on the shock absorber is introduced, including the background, purpose, shock absorber, the future development trend of the history of the development of several aspects such as. The second chapter mainly introduces the principle of shock absorber. The third chapter is a key part of this paper, is mainly to the hydraulic shock absorber design including the work cylinder, piston rod diameter design, design of piston, valve selection and calculation. The fourth chapter mainly through the proe software for 3D modeling and assembly of double cylinder hydraulic shock absorber. The fifth chapter is the analysis of stress variation analysis by ANSYS software, such as the piston rod of the hydraulic shock absorber. Finally is the conclusions and references.【Keywords】 hydraulic double cylinder; damper; damping;ANSYS；proeII目 錄前言········································································1第一章 緒論························································3 1.1 減振器概述····················································31.2 減振器原理的工作原理···········································31.3 本章小結······················································4第二章 雙筒式液壓減振器的設計·······································5 2.1 雙筒式液壓減振器的設計參數(shù)····································52.2 雙筒液壓減振器的外特性········································5 2.3 雙筒式減振器參數(shù)和尺寸的確III定··································52.3.1 懸架彈性特性的選擇·········································52.3.2 雙筒式減振器相對阻尼系數(shù)的確定·······························62.3.3 雙筒式減振器阻尼系數(shù)的確定··································82.3.4 最大卸荷力的確定···········································92.3.5 減振器工作缸直徑 D 的確定····································92.3.6 雙筒式減振器活塞行程的確定·································102.3.7 減振器活塞桿設計··········································11 2.3.8 導向器和活塞寬度的設計計算·································122.3.9 減振器油的選擇············································132.3.10 液壓缸結構設計·································IV··········132.3.11 活塞環(huán)設計···············································14 2.3.12 減振器閥系選取與設計 ·····································142.4 本章小結······················································19第三章 雙筒液壓減震器的三維造型···································203.1 運用 pro/e 對雙筒和液壓減振器的主要零件進行繪制················203.1.1 工作缸的三維造型···········································203.1.2 活塞組件的繪制·············································213.1.3 活塞桿的三維造型···········································263.1.4 底座閥系三維造型···········································273.1.5 減振器整體三維造型··································V·······293.2 本章小結······················································42第四章 基于 ANSYS 活塞桿應力的有限元分析··························434.1 啟動 ANSYS Workbench 并建立分析項目··························434.2 創(chuàng)建幾何模型··················································434.3 添加材料屬性·················································434.4 劃分網(wǎng)格·····················································434.5 施加載荷和約束···············································434.6 結果后處理···················································444.7 保存與退出···················································444.8 本章小結·····················································47VI結 論··························································48參考文獻··························································49致 謝··························································510前 言機車車輛減振器是機車車輛行走部件的關鍵部件，可以迅速減弱由路面?zhèn)鹘o車身的振動，以此來提高行駛的平順性;可以使司和乘坐人員減少疲勞感，貨物不易損壞，提高駕駛員乘座舒適性; 可以改善輪胎接地性，抑制高速行駛時輪胎跳動，提高了駕駛安全性;隨著社會的發(fā)展，汽車逐漸走進千家萬戶，私家車的普及也已經(jīng)成為一個必然的趨勢。公安部提供的數(shù)據(jù)顯示，截至去年底，我國汽車保有量達 1.37 億輛。人們對汽車的舒適性、安全性、實用性要求也越來越高。汽車而減振器對汽車的舒適性祈禱決定性的作用。因此研究減振器的目的就是解決這一問題，提高汽車的舒適性、安全性，滿足人們的需求。12第 1 章 緒 論1.1 減振器概述減振器作為車輛行走的關鍵部分能迅速減小從地面?zhèn)鬟f到車身的震動。以此來提高汽車行駛的平順性以及駕駛員和乘客的舒適性。而隨著社會的快速發(fā)展，人們對汽車乘坐的舒適性、安全性等要求也越來越高。研究減振器就是為了解決人們這一需求。1908 年法國人研究出第一個液壓減振器。20 世紀 30 年代，搖臂式減震器得到迅猛發(fā)展，最終由于缺點過多而被淘汰。到了 20 世紀 50 年代出此案了充氣式減振器?，F(xiàn)如今，機動車上使用最多的是充氣式減振器和液壓式減振器。雙筒液壓減振器包含四個閥，分別是壓縮閥、補償閥、流通閥和伸張閥。液壓減振器按缸筒個數(shù)分可分為單通液壓減振器和雙筒液壓減振器；按作用方式分可分為單作用式減振器和雙作用式減振器。液壓減振器主要有壽命長、質量輕、成本低、工藝簡單等幾個方面的優(yōu)點。本文研究的主要方法為通過 pro/e 和 Ansys 軟件的輔助，設計一種用于城市小型車并且符合技術要求，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。設計的主要內容包括（1）液壓減振器的工作原理（2) 雙筒式液壓減振器的設計（包括減振器特性、各項參數(shù)以及尺寸等）（3）液壓減振器三維造型（4）運用 Ansys 分析活塞桿應力四個方面。1.2 雙筒液壓振器的工作原理 筒式液壓減振器中包含四個閥，分別為復原閥、壓縮閥、補償閥和流通閥，其工作原理如圖 1-1 所示。當振動達到一定之式壓縮閥和流通閥打開，此時處于壓縮行程。下腔的油液經(jīng)流通閥流入上腔。上腔因為活塞桿占去了一部分的體積，所以會有剩余的油液經(jīng)壓縮閥流入工作缸與外缸之間的縫隙。從而達到減小傳遞到車身的震動的作用。當減震器處于伸張行程時，伸張閥和補償閥開啟，上腔的油液經(jīng)伸張閥流3進下腔，同樣由于流入上腔的油液流回下腔時油液不夠，所以在工作缸和外港之間的油液就經(jīng)補償閥流回下腔。圖 1-1 雙筒液壓減振器原理圖1.活塞桿 2.上腔 3.流通閥 4.伸張閥 5.外缸 6.壓縮閥 7.補償閥 8.活塞 9.工作缸 10.防塵罩 11.導向座1.3 本章小結本章主要對減振器的一些發(fā)展史、原理、類型等方面做一個簡單的介紹，以方便加深對減振器的了解。為下面的工作做鋪墊。4第二章 雙筒式液壓減振器設計2.1 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)包括車輛全重、懸置質量、車輛縱向的轉動慣量、車輛懸架剛度、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、安裝杠桿角度等。（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、開閥壓力、減振器阻尼系數(shù)等。2.2 雙筒液壓減振器的外特性減振器的外特性，是指減振器伴隨（相對）運動的位移或（相對）運動的速度，與相應產生的工作阻力之間的關系，通常我們分別稱之為示功特性和速度特性。外特性能良好的匹配懸架的性能需要，就能獲得良好的振動特性。設計的減振器在實際使用中，其外特性必須保證良好的相對穩(wěn)定性。圖 2-1、2-2分別表示示功特性和速度特性。圖 2-1 阻力——位移特性曲線 圖 2-2 阻力——速度特性曲線2.3 雙筒式減振器參數(shù)和尺寸的確定2.3.1 懸架彈性特性的選擇5在前輪或者是后輪上，把前后輪接地點垂直方向的載荷變化和輪心在垂直方向位置變化量關系稱為懸架系統(tǒng)的彈性特性。如圖 3-1 所示，在任意載荷狀態(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 2-3 懸架彈性特性設懸架剛度為 k，簧上質量 m，則根據(jù)下式可求系統(tǒng)的固有震動頻率 f（2-1）kf?21?簧上質量按整備質量算 g5.896043?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。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 f=1.5Hz。而 m=896.5kg 可求出 k=8068.5 2?2.3.2 雙筒式減振器相對阻尼系數(shù)的確定 由于本文設計的對象是城市小型車，故選擇北京現(xiàn)代 BH7181MW 的參數(shù)作為研究對象，如圖表 2-1 所示6表 2-1 北京現(xiàn)代 BH711MW 參數(shù)車型 北京現(xiàn)代 BH7181MW長×寬× 高（mm） 4747×1820×1440軸數(shù)（個） 2前懸/后懸（mm） 952/1095前輪距/后輪距（mm） 1540/1530軸距（mm） 2700總質量（kg） 1875整備質量（kg） 1435額定承載人數(shù)（人） 5發(fā)動機型號 G4GB排量（ml） 1795發(fā)動機功率（kw） 96最高車速（km/h） 181輪胎規(guī)格 205/65R15，205/60R16（1）相對阻尼系數(shù) ψ通常根據(jù)汽車的平順性、操縱性和穩(wěn)定性的要求確定減振器阻力特性。上圖 3-2 阻力——速度特性曲線具有如下特點：阻力——速度特性由四段接近直線的線段組成，其中伸張形成和壓縮行程的阻力——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) δ=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。汽車懸架有阻尼后，彈簧頭振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數(shù) ψ 的大小來評定振動衰減的快慢程度。Ψ 的表達式是=δ/(2 ) (2-2)?2cms式中：C 為懸架系統(tǒng)剛度為彈簧上質量sδ 為阻尼系數(shù)上式表明，相對系數(shù) 的物理意義是：減振器的阻尼作用在與不同剛度 c?7和不同簧上質量 ms 的懸架系統(tǒng)匹配時，會產生不同的阻尼效果。 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； 值小則反之。通常情況下，將壓縮行程時的相對阻尼系數(shù) 取的小些，伸張行程的相對阻尼系數(shù)?y取得大些。兩者之間保持 (0.25 ~ 0.50) = 的關系?s s y設計時，先選取 與 的平均值 。相對無摩擦的彈性元件懸架，取ysψ=0.25～0.35；對有內摩擦的彈性元件懸架， 值取的小些。為避免懸架碰撞?車架取 =0.5ys取 Ψ=0.3，則有 =0.325.0ss?經(jīng)計算得，伸張相對阻尼系數(shù) =0.4s壓縮相對阻尼系數(shù) =0.2?y2.3.3 減振器阻尼系數(shù) δ 的確定減振器阻尼系數(shù) δ=2 。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率 ω= ，2cms msc/所以理論上 δ=2 ω 。實際上，應該根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的?s阻尼系數(shù)。例如，當減振器如圖（2-3)/(2-4)/(2-5)三種方式安裝時，計算方法分別不同，而我選擇的是第二種安裝方式并取 α=30°.懸架系統(tǒng)固有振動頻率的值在 1.00～1.45 之間，取為 1.3。圖2-4 圖2-5 圖2-6則阻尼系數(shù)（2-???ms2??co23）8由公式 （2-mcn?21?4）式中：n 為懸架系統(tǒng)固有振動頻率得 =2×π×1.3=2.6π (2-5)n??2?以整備質量計算有 kgms 5.896017?代入數(shù)據(jù)得減振器阻尼系數(shù)=2×0.3×896.5×2.6π× =1864.7π (2-6)???s2??co2 342.3.4 最大卸荷力的確定為減少傳到車身的沖擊力，當減震器活塞震動達到一定值時，減震器的卸荷閥便被打開，減振器不再提供阻尼力，以限制減振器所提供的最大阻尼力。此時活塞速度稱為卸荷速度，即(2-7)iAvx??cos?式中：A 為車身振幅，取 ；m40?為卸荷速度取 0.15~0.3m/s 之間；vx為懸架系統(tǒng)固有頻率，帶入數(shù)據(jù)可得；?=0.04×2.6 × =0.28m/s 符合要求。iAx?cos??123已知伸張行程阻尼系數(shù)，則最大卸荷力為：F= =1864.7 ×0.28=1639.44Nvx??2.3.5 減振器工作缸直徑 D 的確定（1）根據(jù)伸張是最大載荷力計算，則減振器工作缸內直徑值設計為9D= (2-8))1]([2max4??dPF?其中： 為最大卸荷力Fdmax為工作缸筒最大允許的壓力][P為連桿直徑與缸筒直徑之比?d式中 一般取3～4MPa 為減振器活塞桿直徑 與缸筒內徑 的比值，][d dgDh一般取0．30～0．35。減振器的工作缸直徑 D 根據(jù) QC T 491-1999 《汽車筒式減振器尺寸系列及技術條件》中表2-2標準選取表 2-2 工作缸直徑工作缸直徑 D（mm）20 30 40 （45） 50 65D= = =28～37mm (2-9))1]([2max4??dPF?)12.0~9.()43(5*???所以工作缸內直徑選擇 30mm，長度要大于活塞行程長度，這里取 160mm。（2）減振器外缸筒即儲油缸，其直徑一般為 =1.35～1.50D；所以設計外dc缸筒直徑為 =40.5～45mm，故取 =40mm。外缸筒長度應略大于內筒，這c c里取 200mm。減振器外缸筒壁厚一般取 2.0～2.5mm，這里取 2.5mm，并材料選擇 20 號鋼。3.3.6 雙筒式液壓減振器活塞行程及最大拉伸和最小壓縮長度的確定活塞行程即活塞從最上面的點到最下面的點的距離，用 S 表示 根據(jù) QC T 491-1999 《汽車筒式減振器尺寸系列及技術條件 》中表2-3標準選取S=150mm。10表2-3 活塞行程與工作缸直徑工作缸直徑 D 活塞行程130 140 16020 - -150- -30 - - - -40 - - - -（45） - - -50 - -65 -根據(jù) QC T 491-1999 《 汽車筒式減振器尺寸系列及技術條件 》中表 2-4 選取 HH 型，基長 =120mml1表 2-4 基長與儲液桶直徑選取基長（mm）工作缸直徑D（mm）l1（HH 型）l2（CG 型）l3（HG 型）儲液桶最大外徑（mmD1）防塵罩最大外徑（mm2）20 90 70 80 34 4030 120 86 103 48 5640 65 75（45）160 120 14070 8050 190 120 155 80 90則最大拉伸長度 = =150+240=390mmlmaxs12?最小壓縮長度 =150+120=270mmin?工作缸長度要大于活塞行程，所以取 L=160mm11儲油缸長度應大于工作缸，所以取 L=170mm2.3.7 減振器活塞桿設計（1）活塞桿直徑 d 設計減振器活塞桿直徑 d 影響減振器的特性，特別是影響減振器壓縮行程的特性。同時，減振器活塞桿直徑 d 的大小，還影響減振器的應力強度。減振器活塞桿如圖 3-7 所示。圖2-7 活塞桿根據(jù) (2-10)Ddhdg??其中： 為活塞桿直徑dg為活塞直徑與鋼桶內徑之比?為鋼桶內經(jīng)Dh一般 取 0.30～0.35 這里取 0.35，代入數(shù)據(jù)得d=10.5mmdg所以 =10.5mm，材料 45 號鋼。g（2）活塞桿長度 L 設計由于活塞桿長度要比活塞行程大，這里取 180mm2.3.8 導向器和活塞寬度的設計計算減振器導向器總成是由導向器體、導向襯套和油封和密封圈組成的所示。減振器導向器主要起減振器活塞桿導向和密封的作用。導向器由于需要與減振器內、外缸簡配合并密封，因此，導向器端部都分別設計加工有與內、外缸簡過渡配合的部分，如圖 2-8 所示。配合部分要求加工精度高因此，與內、外缸筒配合部位應進行磨削加工。活塞寬度 B，一般為 B=（0.6～1.0)D，導向座 L，這里取 0.9，根據(jù)液壓缸直徑 D 可知12B=0.9×30=27mm圖 2-8 活塞L=0.8×27=21.6mm故導向座長度 L=21.6mm，活塞寬度 L=27mm材料選取 45 號鋼。導向器襯套選取 C1020 銅合金鋼。油封材料采用丁腈橡膠，連接方式采取粘結方式。2.3.9 減振器油的選擇液壓油既是液壓傳動與控制系統(tǒng)的丁作介質，又是各種液壓元件的潤滑劑，因此液壓油的性能會直接影響液壓系統(tǒng)的功能，如工作可靠性、靈敏性、穩(wěn)定性、系統(tǒng)效率和零件壽命等。選用液壓油時應滿足粘度適宜和粘溫特性好，潤滑性能好，穩(wěn)定性能好，消泡性好，凝固點低，閃點高，雜質要少等要求。根據(jù)上述要求選擇上海海聯(lián)潤滑材料科技有限公司生產的 HIRI 281 系列減振器油。2.3.10 液壓缸蓋結構設計液壓缸一般采用平地缸蓋，根據(jù)下面公式可算出缸蓋厚度 T(2-11)??)(43.0dDPT???式中：T 表示缸蓋厚度D 表示缸蓋止口內徑[σ] 表示材料許用應力13d 表示缸蓋孔直徑P 表示試驗壓力這里 D=40mm d=8.1mm P 取 4.5× [σ]=75.2，經(jīng)計算得106T≥0.0051m故取 T=5.5mm采用 45 號鋼 表面陽極氧化處理。2.3.11 活塞環(huán)設計活塞環(huán)主要起密封作用，防止油液從高壓腔泄漏到低壓腔，減小內泄露，以保證阻尼效果。本設計材料選擇尼龍 1010，表面粗糙度 R0.8，直徑d=30mm。2.3.12 減振器閥系選取與設計(1) 閥系總成中的關鍵結構參數(shù)（參照 SCANIA 活塞閥系進行選取)節(jié)流片和調節(jié)片最大外徑 Ra=12.5mm，內徑 Rc=6mm；節(jié)流片厚度 h1=0.1mm；開閥前節(jié)流片與活塞閥體形成的長窄縫節(jié)流縫隙的流到長度 L=0.5mm；閥體內外環(huán)臺高度差 δ1=0.1mm；限位片內徑 Rxb=6mm，外徑 Rb=7.5mm；活塞桿螺紋聯(lián)接部分的直徑 d1=5mm；活塞桿橫截面積 Ag=50.2mm2；活塞缸內部空間的橫截面積 Ah=706.5mm2；（2）節(jié)流閥片參數(shù)的確定vg=0.05m/s 時流經(jīng)活塞閥系的油液流量為3.22× (2-12)???)(AghgQ105?0.05m/s 時，減振器的復原阻尼力值 Fr=517，則此時活塞閥系的節(jié)流壓差可認為是 根據(jù)給定油液參數(shù)可確定25℃時油液粘度為0.0224 kg·m-1·s，油液密度ρ=832kg·m-3。給定此節(jié)流孔系數(shù)的初始值為 K=0.4。可知道長窄縫的徑向間隙14C=0.1mm。下面根據(jù)給定的 0.05m/s 時減振器復原行程阻尼力值確定槽口的過流面積 Ac。合理的疊加閥片式的閥系結構，在開閥前節(jié)流孔節(jié)流作用對減振器阻尼力值的影響非常小，這樣有利于減振器開閥前性能的調試，所以可以認為活塞桿運動速度為 0.05m/s 時活塞閥系的節(jié)流壓差全部由節(jié)流閥片與活塞閥系形成的長窄縫節(jié)流縫隙產生。則(2-13)????/2pgKQAc 10753.6??m3節(jié)流片槽口的個數(shù) n1=4，則流到的寬度為m (2-14) 317.???CBc流道內油液的雷諾數(shù)為(2-15)5.29)(Re1?BugQn?根據(jù) Re 和 C/L 重新確定 K 值，得到 K=0.32；將 K 值重新代入上面的公式計算得到，mABc 3370.1,1.8?????? 4.29Re?根據(jù) Re 和 C/L 重新確定 K 值，得到 K=0.29；將 K 值重新代入上面的公式計算得到， ，Re=21.7c3697.0???39.1???（3）節(jié)流片與調節(jié)片等效厚度的確定vg=0.1m/s 時流經(jīng)活塞的油液流量為(2-16)???)(AVghgQsm/58.35??根據(jù)給定的復原阻力—速度曲線，可認為 0.1m/s 是開閥速度點。開閥點的閥系節(jié)流阻尼可以認為是節(jié)流片形成的長窄縫的節(jié)流作用產生的。給定此節(jié)流孔系數(shù)的初始值為 K=0.4。忽略節(jié)流孔節(jié)流作用的影響，則活塞閥系的節(jié)流壓差為151.05 (2-17)????????ApgKQ2?paM根據(jù) Re 和 C/L 重新確定 K 值，得到 K=0.41，因此迭代計算不需要繼續(xù)進行。則可認為 0.1m/s 時減振器的阻尼力為(2-18)NpFghr 960)(2????在開閥點可認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 δ1。疊加閥片簡化模型見圖 2-8。圖 2-9 閥片支承與載荷特性在均布載荷 Δ p2作用下(2-19) 22d11dpfrrD???????????????求解上式可得撓度的通解表達式為(2-20) 22p1 34abb1ln()ln[()]rrrfBBRR????式中： fp為微分方程的特解， ， B1~B4 為由邊界條件決定的常42p6rfD??數(shù)。方程的邊界條件為在 r=Rb處（2-21 ） 0dfr?????在 r=Ra處16(2-22) 2132d0dvffrfr???????根據(jù)以上邊界條件確定積分常數(shù)為， ， ， （2-4a21RpBGD??4a223RpB??4a21RpBGD??4a2RpB??23）其中， ， (2-24)??2221b1ba1ba1 1(3)()/)4()ln/6(v vRv????????， ， 。 (2-25)22bb21aa()6RGG?2b3a8?? 4ab42al6RG可求得閥片的最大撓度為(2-26)4222aaamax314bbln6pRfDR? ?????????? ?????? ?閥片的彎曲剛度： (2-27)??e21Ehv其中， E 為閥片的彈性模量， he為閥片的厚度。則令??24221aaamax 3143ebbln6pRRf GGh???? ????????? ?????? ?(2-28)24221aaat1 314bblGE則(2-29) 2maxt13epfGh??易知 (2-30)mtg 043128.????由此可以確定疊加閥片的等效厚度為 0.39mm。在選取閥片時參照下式進行17選取(2-31)33321nehh???（4）節(jié)流孔參數(shù)的確定開閥后各個速度點下疊加閥片的節(jié)流壓差可以根據(jù)下式進行求解(2-32)0/2)(1321 ???????gRKQhpGbahet式中 Kh 為環(huán)形縫隙的節(jié)流系數(shù)，其確定方法參照長窄縫節(jié)流縫隙節(jié)流系數(shù)的確定方法。通過計算可以確定 0.3m/s 時疊加閥片產生的阻尼力Fr=1450N0.6m/s 時疊加閥片產生的阻尼力Fr=11670N1m/s 時疊加閥片產生的阻尼力Fr=1860N活塞節(jié)流孔的節(jié)流壓差與油液流量之間的關系為(2-33)?kqpACQ??2Cq 為流量系數(shù)，C q=0.82。由此可以確定節(jié)流孔總的過流面積的計算公式為(2-34)kqpCQA??2?根據(jù)給定的 0.3m/s,0.6m/s 和 1m/s 時減振器的阻尼力值和計算得到疊加閥片節(jié)流阻尼力值，可以得到 0.3m/s 時18paM15.0??0.6m/s 時 ak.1m/s 時 pakM1.2??根據(jù)各個速度點下的節(jié)流壓差得到的節(jié)流孔總的過流面積分別為， ，mAq2510.???qA26204.??mq25308.???為減小誤差?。?-35）qq 2532118.0?????2.4 小結本章主要對減振器阻尼系數(shù)的確定以及總體結構各部件的大小尺寸、材料的選取、減振器油液的確定等進行設計。至此本篇設計結束。19第三章 雙筒液壓減震器的三維造型3.1 運用 pro/e 對雙筒和液壓減振器的主要零件進行繪制3.1.1 工作缸的三維造型單擊 新建一個零件 進入繪圖工作面，選擇 front 為基準面。單擊 進入草繪界面。在操作平面花兩個同心圓，并單擊完成按鈕 ，如下圖所示。圖 3-1 工作缸草繪圖20單擊拉伸工具 輸入深度值并單擊完成按鈕。圖 3-2 工作缸三維效果圖3.1.2 活塞組件的繪制活塞的三維造型單擊草繪 進入工作界面畫出下圖。單擊確認 。圖 3-3 活塞草繪單擊旋轉 得到下圖21圖 3-4 活塞三維造型進入草繪平面會出下圖圖 3-5 長通流通空單擊確認。用陣列功能 畫出下圖