CN103115105B - 减振器复原阀叠加阀片的拆分设计方法 - Google Patents
减振器复原阀叠加阀片的拆分设计方法 Download PDFInfo
- Publication number
- CN103115105B CN103115105B CN201310074087.2A CN201310074087A CN103115105B CN 103115105 B CN103115105 B CN 103115105B CN 201310074087 A CN201310074087 A CN 201310074087A CN 103115105 B CN103115105 B CN 103115105B
- Authority
- CN
- China
- Prior art keywords
- thickness
- valve block
- maximum
- design
- stack
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Fee Related
Links
Landscapes
- Fluid-Damping Devices (AREA)
Abstract
本发明涉及减振器复原阀叠加阀片的拆分设计方法,属于减振器技术领域,其特征在于采用如下步骤:1)、确定减振器最大开阀时的复原阀片所受的最大压力;2)、减振器单片设计厚度复原阀片的最大应力计算;3)、确定复原叠加阀片的最大许用厚度;4)、减振器复原叠加阀片的拆分设计;5)、叠加阀片的等效厚度验证。该发明可将原单片复原阀片设计厚度,等效拆分设计为由标准系列厚度组成的叠加阀片,其厚度和片数不仅满足减振器阻尼特性的设计要求,同时还满足复原叠加阀片应力强度的设计要求。利用该设计方法可设计得到准确、可靠的减振器复原叠加阀片,加快减振器设计开发速度,降低减振器设计及试验费用。
Description
技术领域
本发明涉及液压减振器,特别是减振器复原阀叠加阀片的拆分设计方法。
背景技术
减振器环形阀片厚度设计所得到的是单片阀片厚度设计值,单独为了满足减振器不同阻尼特性、应力强度、生产工艺及生产成本的要求,减振器大都采用叠加阀片,但是由于先前缺乏叠加阀片等效厚度及应力强度解析计算式,对于减振器叠加阀拆分设计,国内、外一直没有给出精确、可靠的拆分设计方法,大都是利用“经验+反复试验”的方法,对减振器叠加阀片通过反复试验和修改,最终确定某减振器叠加阀片的厚度和片数。因此,该传统设计方法很难设计得到准确、可靠叠加阀片厚度和片数,难以同时满足减振器对阻尼特性及叠加阀片应力强度的设计要求。随着汽车工业的快速发展及行驶速度的不断提高,对减振器及阀片设计提出了更高的要求,减振器及叠加阀片设计迫切需要现代化CAD设计,然而,必须解决并提供一种准确、可靠的减振器叠加阀片拆分设计方法,能准确给出叠加阀片的厚度和片数,满足减振器对阻尼特性和叠加阀片应力强度的设计要求。
发明内容
针对上述现有技术中存在的缺陷,本发明所要解决的技术问题是提供一种简便、准确、可靠的减振器复原阀叠加阀片的拆分设计方法,其计算流程如图1所示。
为了解决上述技术问题,本发明所提供的减振器复原阀叠加阀片的拆分设计方法,其技术实施方案如下:
(1)确定减振器最大开阀时的复原阀片所受的最大压力pfk2:
A步骤:确定减振器最大开阀时的活塞缝隙节流压力pHk2和流量QHk2:
根据减振器设计所要求的速度特性曲线的复原行程最大开阀速度Vk2点及对应要求的减振器复原阻尼力Fdk2,活塞缸筒内径DH,活塞杆直径dg,确定减振器在最大开阀时的活塞缝隙节流压力pHk2,即:
根据活塞缸筒内径DH,活塞平均间隙δH,偏心率e,油液动力粘度μt,活塞缝隙长度LH,及活塞缝隙节流压力pHk2,确定在最大开阀速度Vk2时的活塞缝隙流量QHk2,即:
B步骤:确定最大开阀时的活塞孔等效长度Lhek2:
根据减振器活塞孔的物理长度Lh,活塞孔的角度θ,活塞孔直径dh,个数nh,液压运动粘度ν,阀片内圆半径ra,阀口半径rk,在最大开阀速度Vk2时减振器油液流经活塞孔时的突然缩小局部阻力系数ζh1,突然扩大局部阻力系数ζh2和改变方向局部阻力系数ζh3及沿程阻力损失λhk2,确定在最大开阀时的活塞孔等效长度Lhek2,即:
式中,ζh1可根据DH与dg的比值查手册确定;ζh2=[1-Ah/SF]2, ζh3,
C步骤:确定最大开阀时的活塞孔流量Qhk2和节流压力phk2:
根据减振器最大开阀速度Vk2和活塞缸筒内径DH,活塞杆直径dg,及A步骤中的活塞缝隙流量QHk2,确定最大开阀时的活塞孔流量Qhk2,即:
根据油液动力粘度μt,活塞孔直径dh和个数nh,活塞孔流量Qhk2及B步骤中的活塞孔等效长度Lhek2,确定在最大开阀时的活塞孔节流压力phk2,即
D步骤:确定在最大开阀时复原阀片所受的最大压力pfk2:
根据A步骤中的pHk2,及C步骤中的phk2,确定在最大开阀时复原阀片所受的最大压力pfk2为:
pfk2=pHk2-phk2;
(2)减振器单片设计厚度复原阀片的最大应力σCmax计算:
根据减振器复原阀片的内圆半径ra,外圆半径rb,泊松比μ,单片复原阀片的设计厚度h,步骤(1)D步骤中的pfk2,计算减振器单片设计厚度复原阀片的最大应力σCmax,即:
式中,GCσmax最大应力系数,
B2=2(μ+1)lnrb+μ+3,B3=2(μ+1),
(3)确定复原叠加阀片的最大许用厚度[h1]:
根据减振器单片复原阀片设计厚度h,阀片最大许用应力[σ],及步骤(2)中的σCmax,对减振器复原叠加阀片最大许用厚度[h1]进行设计,即:
(4)减振器复原叠加阀片的拆分设计:
I步骤:根据减振器复原阀常通节流孔面积A0及常通孔的宽度bA0和个数nA0,步骤(3)中的复原叠加阀片最大许用厚度[h1],阀片厚度标准系列0.1mm,0.15mm,0.2mm,0.25mm和0.3mm,确定出带有常通孔的单片复原节流阀片的设计厚度h0,即:
其中,节流阀片的设计厚度h0应小于最大许用厚度[h1],且属于阀片厚度标准系列的一种厚度;
II步骤:根据减振器单片复原阀片设计厚度h,I步骤中的带有常通孔复原节流阀片的设计厚度h0,计算第1厚度叠加阀片的当量厚度h1e,即:
如果当量厚度h1e<0.1mm,则终止叠加阀片的拆分设计;
如果当量厚度h1e>0.1mm,根据第1厚度叠加阀片的当量厚度h1e,步骤(3)中的复原叠加阀片最大许用厚度[h1],阀片厚度标准系列0.1mm,0.15mm,0.2mm,0.25mm和0.3mm,确定与厚度标准系列中的厚度接近,且小于最大许用厚度[h1]的第1厚度叠加阀片的实际设计厚度h1,并计算圆整设计出第1厚度叠加阀片的片数n1,即:
III步骤:根据II步骤中的h1e,第1厚度叠加阀片的实际设计厚度h1和片数n1,计算第2厚度叠加阀片的当量厚度h2e,即
如果当量厚度h2e<0.1mm,则终止叠加阀片的拆分设计;
如果当量厚度h2e>0.1mm,则继续重复执行II步骤,根据第2厚度叠加阀片的当量厚度h2e,阀片标准厚度系列0.1mm,0.15mm,0.2mm,0.25mm和0.3mm,确定出与阀片厚度标准系列中最靠近,且小于当量厚度h2的第2厚度叠加阀片的实际设计厚度h2,并计算圆整设计出第2厚度叠加阀片的片数n2,即
IV步骤:根据III步骤中的第2厚度叠加阀片的当量厚度h2e,第2厚度叠加阀片的实际设计厚度h2和片数n2,计算第3厚度叠加阀片的当量厚度h3e,即:
如果当量厚度h3e<0.1mm,则终止叠加阀片的拆分设计;
如果当量厚度h3e>0.1mm,则继续重复执行II步骤,根据第3厚度叠加阀片的当量厚度h3e数值,叠加阀片厚度标准系列,对第3厚度叠加阀片的实际设计厚度h3进行选择,并计算圆整设计出第3厚度叠加阀片的片数n3,即:
重复上述步骤,直到第n厚度叠加阀片的当量厚度hne≤0.1mm,或第n厚度叠加阀片的实际设计厚度hn=0.1mm,而终止复原叠加阀片的拆分设计;
(5)复原叠加阀片的等效厚度验证:
根据步骤(4)中的叠加阀片的厚度和片数,h0,n0;h1,n1;h2,n2;…;hn,nn,对减振器复原叠加阀片的等效厚度进行计算验证,即:
本发明比现有技术具有的优点:
为了满足减振器不同阻尼特性、应力强度、生产工艺及生产成本的要求,减振器大都采用叠加阀片,但是由于先前缺乏叠加阀片等效厚度及应力强度解析计算式,对于减振器叠加阀拆分设计,国内、外一直没有给出精确、可靠的拆分设计方法,大都是利用“经验+反复试验”的方法,对减振器叠加阀片通过反复试验和修改,最终确定某减振器叠加阀片的厚度和片数,因此,该传统设计方法很难设计得到准确、可靠叠加阀片厚度和片数,难以同时满足减振器对阻尼特性及叠加阀片应力强度的设计要求。本发明可首先根据减振器的结构参数、油液参数、阀片参数、材料性能参数和减振器最大开阀阻尼特性及单片复原阀片设计厚度,对减振器最大开阀时的复原阀片所承受的压力pfk2及单片设计厚度h复原阀片的最大应力σCmax进行计算,确定出减振器复原叠加阀片的最大许用厚度[h1];然后,根据叠加阀片最大许用厚度[h1],阀片厚度标准系列,单片复原阀片设计厚度及叠加阀片等效厚度解析计算式,对减振器复原叠加阀片进行拆分设计,能够得到准确、可靠的减振器复原叠加阀片的厚度和片数。通过实施例及试验验证,结果表明:该设计方法是正确的,拆分设计得到的复原叠加阀片不仅满足减振器阻尼特性的设计要求,同时还满足减振器复原叠加阀片应力强度的设计要求,为实际减振器及复原叠加阀片的拆分设计提供了可靠的设计方法。
为了更好地理解本发明下面结合附图作进一步的说明。
图1是减振器复原叠加阀片拆分设计方法的设计流程图;
图2是减振器活塞总成及复原阀结构图;
图3是减振器复原行程最大开阀时的油路图;
图4是减振器设计所要求的速度特性曲线;
图5是减振器复原叠加阀片力学模型;
图6是实施例一的设计减振器试验所测得的速度特性曲线;
图7是实施例二的设计减振器试验所测得的速度特性曲线。
具体实施方案
下面通过实施例对本发明作进一步详细说明。
实施例一:某减振器活塞总成及复原阀结构如图2所示,活塞体1,活塞杆2,活塞孔3,复原阀片4,限位挡圈5,紧固螺母6,常通节流孔7,其中,对于活塞孔3的角度为θ,节流阀片4的内圆半径ra,外圆半径rb,阀口半径为rk;复原行程最大开阀时的油液路如图3所示;减振器设计所要求的速度特性曲线如图4所示;复原叠加阀片力学模型如图5所示。减振器活塞杆直径dg=20mm,活塞缸筒内径Dh=28mm;减振器复原行程最大开阀速度Vk2=1.0m/s,所要求的最大开阀阻尼力Fdk2=1650N;活塞平均间隙δH=0.04mm,活塞缝隙长度,LH=9mm偏心率e=1.0;油液密度ρ=890kg/m3,运动粘度ν=10.0×10-6m2/s,动力粘度μt=8.9×10-3m2Ps;活塞孔的物理长度Lh=9.0mm,角度为θ=52°,活塞孔直径dh=2.0mm,个数nh=4;减振器环形阀片单片设计厚度h=0.260855mm,内圆半径ra=5.5mm,外圆半径rb=8.5mm,阀口半径rk=8mm,泊松比μ=0.3,许用应力[σ]=2000MPa;复原阀常通节流孔的面积A0=0.8mm2,常通孔的宽度bA0=2.0mm,个数为nA0=4。
本发明实例所提供的减振器复原阀叠加阀片的拆分设计方法,计算流程如图1所示,技术方案实施步骤如下:
(1)确定减振器最大开阀时的复原阀片所受的最大压力pfk2:
A步骤:确定减振器最大开阀时的活塞缝隙节流压力pHk2和流量QHk2:
根据减振器设计所要求的速度特性曲线如图4,最大开阀速度Vk2=1.0m/s点对应要求的减振器阻尼力Fdk2=1650N,活塞缸筒内径DH=28mm,活塞杆直径dg=20mm,确定减振器在最大开阀时的活塞缝隙节流压力pHk2为:
根据减振器结构参数及油液参数:活塞缸筒内径DH=28mm,活塞平均间隙δH=0.04mm,偏心率e=1.0,油液动力粘度μt=8.9×10-3m2Ps,活塞缝隙长度LH=9mm,及活塞缝隙节流压力pHk2=5.471×106Pa,确定在最大开阀速度Vk2=1.0m/s时的活塞缝隙流量QHk2为:
B步骤:确定最大开阀时的活塞孔等效长度Lhek2:
根据减振器活塞总成及复原阀结构图2,活塞孔的物理长度Lh=9.0mm;活塞孔直径dh=2.0mm,个数nh=4,在最大开阀速度Vk2=1.0m/s时减振器油液流经活塞孔时的突然缩小局部阻力系数ζh1,突然扩大局部阻力系数ζh2和改变方向局部阻力系数ζh3及沿程阻力损失λhk2,确定在最大开阀时的活塞孔等效长度Lhek2为:
式中,DH=28mm,dg=20mm,ν=10.0×10-6m2/s;查表得,ζh1=0.47;ζh2=[1-Ah/SF]2=0.8054, dh=2mm,nh=4, ra=5.5mm,rk=8mm;ζh3, 其中,θ=52°;
C步骤:确定最大开阀时的活塞孔流量Qhk2和节流压力phk2:
根据复原阀最大开阀时的油路图3,减振器最大开阀速度Vk2=1.0m/s和活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积SH=3.02×10-4m2,及A步骤中的QHk2=8.0108×10-5m3/s,确定最大开阀时的活塞孔流量Qhk2为:
Qhk2=Vk2SH-QHk2=2.2189×10-4m3/s;
根据油液动力粘度μt=8.9×10-3m2Ps,活塞孔直径dh=2.0mm和个数nh=4,活塞孔流量Qhk2=2.2189×10-4m3/s及B步骤中的Lhek2=140.1mm,确定最大开阀时的活塞孔节流压力phk2为:
D步骤:确定在最大开阀时复原阀片所受的最大压力pfk2:
根据A步骤中的pHk2=5.471×106Pa及C步骤中的phk2=1.7618×105Pa,确定在最大开阀时阀片所受的最大压力pfk2为:
pfk2=pHk2-phk2=5.2948×106Pa;
(2)减振器单片设计厚度复原阀片的最大应力σCmax计算:
根据减振器单片复原阀片设计厚度h=0.260855mm,内圆半径ra=5.0mm,外圆半径rb=8.5mm,泊松比μ=0.3,步骤(1)D步骤中的pfk2=5.2948×106Pa,及计算减振器单片设计厚度阀片的最大应力σCmax,即
式中,GCσmax为减振器环形阀片在内圆半径位置的最大应力系数,GCσmax=2.9893495×10-5m2;
A2=2ralnra+ra=-0.051733,A3=2ra=0.011,
B2=2(μ+1)lnrb+μ+3=-9.095992,B3=2(μ+1)=2.6,
(3)确定复原叠加阀片的最大许用厚度[h1]:
根据减振器单片复原阀片设计厚度h=0.260855mm,阀片最大许用应力[σ]=2000MPa,及步骤(2)中的σCmax=2326MPa,对减振器叠加阀片最大许用厚度[h1]进行设计,即
根据节流阀片厚度标准系列0.1mm,0.15mm、0.20mm和0.25mm,及最大许用厚度[h1]=0.2242869mm,该减振器叠加阀片的实际最大设计厚度h1max=0.2mm;
(4)减振器复原叠加阀片的拆分设计:
I步骤:根据复原阀常通节流孔的面积A0=0.8mm2,宽度bA0=2.0mm,个数为nA0=4,确定带有常通孔的复原节流阀片的设计厚度h0,即:
可知,复原节流阀片的设计厚度h0=0.1mm,属于阀片厚度标准系列,且小于该减振器的叠加阀片最大许用厚度[h1]=0.2242869mm,因此,带有常通孔的单片复原节流阀片的设计厚度h0=0.1mm;
II步骤:根据减振器单片复原阀片设计厚度h=0.260855mm,I步骤中的复原节流阀片设计厚度h0=0.1mm,计算第1厚度叠加阀片的当量厚度h1e,即:
当量厚度h1e>0.1mm,根据第1厚度叠加阀片的当量厚度h1e=0.25586mm,步骤(3)中的[h1]=0.2242869mm,阀片厚度标准系列0.1mm,0.15mm,0.2mm,0.25mm和0.3mm,确定第1厚度叠加阀片的实际设计厚度h1=0.2mm,并计算第1厚度叠加阀片的片数n1,即:
将第1厚度叠加阀片的片数圆整为n1=2,即第1厚度叠加阀片的实际设计厚度和片数分别为h1=0.2mm,n1=2;
III步骤:根据II步骤中的h1e,第1厚度叠加阀片的实际设计厚度h1和片数n1,计算第2厚度叠加阀片的当量厚度h2e,即:
可知当量厚度h2e<0.1mm,则终止叠加阀片的拆分设计;由于h2e=0.09mm,接近于叠加阀片厚度标准系列中的最小厚度0.1mm,因此,设计第2厚度叠加阀片的厚度和片数分别为h2=0.1mm,n2=1;
(5)复原叠加阀片的等效厚度验证:
根据步骤(4)中的叠加阀片的厚度和片数,h0=0.1mm,n0;h1=0.2mm,n1=2;h2=0.1mm,n1=1,对叠加阀片的等效厚度进行计算验证,即
可知:该减振器复原叠加阀片的等效厚度he=0.26207mm与原单片复原阀片的设计厚度h=0.260855mm非常接近,偏差仅有0.0012mm。
通过全自动液压伺服悬架综合性能试验台,对所设计的减振器阻尼特性进行试验验证,试验所测得的减振器速度特性曲线,如图6所示,与减振器设计所要求的速度特性相吻合,表明该减振器复原叠加阀片拆分设计方法是正确的,为实际减振器复原叠加阀片拆分设计提高了可靠的设计方法。
实施例二:某减振器的结构参数、油液参数与实施例一相同,只是减振器最大开阀速度点Vk2=1.20m/s,复原开阀阻尼力为Fdk2=2000N,复原阀片设计厚度h=0.30046mm,复原阀常通节流孔的面积A0=0.8mm2,常通孔的宽度bA0=2.0mm,个数为nA0=4。
采用实施例一的设计步骤,即:
(1)确定减振器最大开阀时的复原阀片所受的最大压力pfk2:
A步骤:确定减振器最大开阀时的活塞缝隙节流压力pHk2和流量QHk2:
根据最大开阀速度Vk2=1.2m/s点对应要求的减振器阻尼力Fdk2=1650N,活塞缸筒内径DH=28mm,活塞杆直径dg=20mm,确定减振器在最大开阀时的活塞缝隙节流压力pHk2为:
根据减振器结构参数及油液参数:活塞缸筒内径DH=28mm,活塞平均间隙δH=0.04mm,偏心率e=1.0,油液动力粘度μt=8.9×10-3m2Ps,活塞缝隙长度LH=9mm,及活塞缝隙节流压力6.63145596×106Pa,确定在最大开阀速度Vk2=1.2m/s时的活塞缝隙流量QHk2为:
B步骤:确定最大开阀时的活塞孔等效长度Lhek2:
根据减振器活塞及复原阀体的结构图2,活塞孔的物理长度Lh=9.0mm,角度θ=52°,活塞孔直径dh=2.0mm,个数nh=4,在最大开阀速度Vk2=1.2m/s时减振器油液流经活塞孔时的突然缩小局部阻力系数ζh1,突然扩大局部阻力系数ζh2和改变方向局部阻力系数ζh3及沿程阻力损失λhk2,确定在最大开阀时的活塞孔等效长度Lhek2为:
式中, DH=28mm,dg=20mm,ν=10.0×10-6m2/s;查表得,ζh1=0.47;ζh2=[1-Ah/SF]2=0.8054, dh=2mm,nh=4, ra=5.5mm,rk=8mm;ζh3, 其中,θ=52°。
C步骤:确定最大开阀时的活塞孔流量Qhk2和节流压力phk2:
根据减振器最大开阀速度Vk2=1.2m/s,活塞缸筒内径DH=28mm,活塞杆dg=20mm,及A步骤中的活塞缝隙流量QHk2=9.71×10-5m3/s,确定最大开阀时的活塞孔流量Qhk2为:
根据油液动力粘度μt=8.9×10-3m2Ps,活塞孔直径dh=2.0mm和个数nh=4,活塞孔流量Qhk2=2.65299×10-4m3/s及B步骤中的活塞孔等效长度Lhek2=146.25mm,确定在最大开阀时的活塞孔节流压力phk2为:
D步骤:确定在最大开阀时复原阀片所受的最大压力pfk2:
根据最大开阀后油路图4,A步骤中的pHk2=6.63145596×106Pa,及C步骤中的phk2=2.198×105Pa,确定在最大开阀时阀片所受的最大压力pfk2为:
pfk2=pHk2-phk2=6.4116×106Pa;
(2)减振器单片设计厚度复原阀片的最大应力σCmax计算:
根据减振器单片阀片设计厚度h=0.30046mm,步骤(1)D步骤中的pfk2=6.4116×106Pa,计算减振器单片设计厚度阀片的最大应力σCmax,即:
式中,GCσmax为复原阀片的最大应力系数,由于减振器环形阀片的内圆半径、外圆半径和泊松比μ,与实施例一的相同,GCσmax=2.9893495×10-5m2;
(3)确定复原叠加阀片的最大许用厚度[h1]:
根据减振器单片阀片设计厚度h=0.30046mm,阀片最大许用应力[σ]=2000MPa,及步骤(2)中的σCmax=2123MPa,对减振器叠加阀片最大许用厚度[h1]进行设计,即
根据节流阀片厚度标准系列根据节流阀片厚度标准系列0.1mm,0.15mm、0.20mm、0.25mm,0.30mm,及计算求得的最大许用厚度[h1]=0.283mm,该减振器叠加阀片的实际最大设计厚度h1max=0.25mm;
(4)减振器复原叠加阀片的拆分设计:
I步骤:由于复原阀常通节流孔的面积A0,常通孔的宽度bA0和个数nA0,与实施例一中的相同,因此,带有常通孔的复原节流阀片的设计厚度h0,也与实施例一的相同,即:
II步骤:根据减振器单片复原阀片设计厚度h=0.30046mm,I步骤中的复原节流阀片的设计厚度h0=0.1mm,计算第1厚度叠加阀片的当量厚度h1e,即
当量厚度h1e>0.1mm,根据第1厚度叠加阀片的当量厚度h1e=0.29672mm,步骤(3)中的复原叠加阀片最大许用厚度[h1]=0.283mm,及阀片厚度标准系列0.1mm,0.15mm,0.2mm,0.25mm和0.3mm,确定第1厚度叠加阀片的设计厚度h1=0.25mm,并计算第1厚度叠加阀片的片数n1,即
将第1厚度叠加阀片的片数圆整为n1=1,即第1厚度叠加阀片的实际设计厚度和片数分别为h1=0.25mm,n1=1;
III步骤:根据II步骤中的h1e,第1厚度叠加阀片的实际设计厚度h1和片数n1,计算第2厚度叠加阀片的当量厚度h2e,即:
当量厚度h2e>0.1mm,根据第2厚度叠加阀片的当量厚度h2e=0.21897mm,及阀片厚度标准系列0.1mm,0.15mm,0.2mm,0.25mm和0.3mm,确定第2厚度叠加阀片的实际设计厚度h2=0.20mm,并计算第2厚度叠加阀片的片数n2,即
将第2厚度叠加阀片的片数圆整为n2=1,即第2厚度叠加阀片的实际设计厚度和片数分别为h2=0.20mm,n2=1;
IV步骤:根据III步骤中的h2e,第2厚度叠加阀片的设计厚度h2和片数n2,计算第3厚度叠加阀片的当量厚度h3e,即:
当量厚度h2e>0.1mm,根据第3厚度叠加阀片的当量厚度h3e=1.3571mm,及阀片厚度标准系列0.1mm,0.15mm,0.2mm,0.25mm和0.3mm,确定第3厚度叠加阀片的实际设计厚度h3=0.1mm,并计算第3厚度叠加阀片的片数n3,即:
将第3厚度叠加阀片的片数圆整为n3=2,即第3厚度叠加阀片的实际设计厚度和片数分别为h3=0.10mm,n3=2;
第3厚度叠加厚度h3=0.1mm,终止叠加阀片的拆分设计;
(5)复原叠加阀片的等效厚度验证:
根据步骤(4)中的叠加阀片的厚度和片数,h0=0.1mm,n0;h1=0.25mm,n1=1;h2=0.2mm,n2=1,h3=0.1mm,n2=2对叠加阀片的等效厚度进行计算验证,即
该减振器复原叠加阀片的等效厚度he=0.2986mm与原单片复原阀片的设计厚度h=h=0.30046mm非常接近,偏差仅为0.0109mm。
通过全自动液压伺服悬架综合性能试验台,对所设计的减振器阻尼特性进行试验验证,试验所测得的减振器速度特性曲线,如图7所示,与减振器设计所要求的速度特性相吻合,表明该减振器复原叠加阀片拆分设计方法是正确的。
Claims (1)
1.减振器复原阀叠加阀片的拆分设计方法,其具体步骤如下:
(1)确定减振器最大开阀时的复原阀片所受的最大压力pfk2:
A步骤:确定减振器最大开阀时的活塞缝隙节流压力pHk2和流量QHk2:
根据减振器设计所要求的速度特性曲线的复原行程最大开阀速度Vk2点及对应要求的减振器复原阻尼力Fdk2,活塞缸筒内径DH,活塞杆直径dg,确定减振器在最大开阀时的活塞缝隙节流压力pHk2,即:
根据活塞缸筒内径DH,活塞平均间隙δH,偏心率e,油液动力粘度μt,活塞缝隙长度LH,及活塞缝隙节流压力pHk2,确定在最大开阀速度Vk2时的活塞缝隙流量QHk2,即:
B步骤:确定最大开阀时的活塞孔等效长度Lhek2:
根据减振器活塞孔的物理长度Lh,活塞孔的角度θ,活塞孔直径dh,个数nh,液压运动粘度ν,阀片内圆半径ra,阀口半径rk,在最大开阀速度Vk2时减振器油液流经活塞孔时的突然缩小局部阻力系数ζh1,突然扩大局部阻力系数ζh2和改变方向局部阻力系数ζh3及沿程阻力损失λhk2,确定在最大开阀时的活塞孔等效长度Lhek2,即:
式中,ζh1可根据DH与dg的比值查手册确定;ζh2=[1-Ah/SF]2, ζh3,
C步骤:确定最大开阀时的活塞孔流量Qhk2和节流压力phk2:
根据减振器最大开阀速度Vk2和活塞缸筒内径DH,活塞杆直径dg,及A步骤中的活塞缝隙流量QHk2,确定最大开阀时的活塞孔流量Qhk2,即:
根据油液动力粘度μt,活塞孔直径dh和个数nh,活塞孔流量Qhk2及B步骤中的活塞孔等效长度Lhek2,确定在最大开阀时的活塞孔节流压力phk2,即
D步骤:确定在最大开阀时复原阀片所受的最大压力pfk2:
根据A步骤中的pHk2,及C步骤中的phk2,确定在最大开阀时复原阀片所受的最大压力pfk2为:
pfk2=pHk2-phk2;
(2)减振器单片设计厚度复原阀片的最大应力σCmax计算:
根据减振器复原阀片的内圆半径ra,外圆半径rb,泊松比μ,单片复原阀片的设计厚度h,步骤(1)D步骤中的pfk2,计算减振器单片设计厚度复原阀片的最大应力σCmax,即:
式中,GCσmax最大应力系数,
B2=2(μ+1)lnrb+μ+3,B3=2(μ+1),
(3)确定复原叠加阀片的最大许用厚度[h1]:
根据减振器单片复原阀片设计厚度h,阀片最大许用应力[σ],及步骤(2)中的σCmax,对减振器复原叠加阀片最大许用厚度[h1]进行设计,即
(4)减振器复原叠加阀片的拆分设计:
I步骤:根据减振器复原阀常通节流孔面积A0及常通孔的宽度bA0和个数nA0,步骤(3)中的复原叠加阀片最大许用厚度[h1],阀片厚度标准系列0.1mm,0.15mm,0.2mm,0.25mm和0.3mm,确定出带有常通孔的单片复原节流阀片的设计厚度h0,即:
其中,节流阀片的设计厚度h0应小于最大许用厚度[h1],且属于阀片厚度标准系列的一种厚度;
II步骤:根据减振器单片复原阀片设计厚度h,I步骤中的带有常通孔复原节流阀片的设计厚度h0,计算第1厚度叠加阀片的当量厚度h1e,即
如果当量厚度h1e<0.1mm,则终止叠加阀片的拆分设计;
如果当量厚度h1e>0.1mm,根据第1厚度叠加阀片的当量厚度h1e,步骤(3)中的复原叠加阀片最大许用厚度[h1],阀片厚度标准系列0.1mm,0.15mm,0.2mm,0.25mm和0.3mm,确定与厚度标准系列中的厚度接近,且小于最大许用厚度[h1]的第1厚度叠加阀片的实际设计厚度h1,并计算圆整设计出第1厚度叠加阀片的片数n1,即:
III步骤:根据II步骤中的h1e,第1厚度叠加阀片的实际设计厚度h1和片数n1,计算第2厚度叠加阀片的当量厚度h2e,即
如果当量厚度h2e<0.1mm,则终止叠加阀片的拆分设计;
如果当量厚度h2e>0.1mm,则继续重复执行II步骤,根据第2厚度叠加阀片的当量厚度h2e,阀片标准厚度系列0.1mm,0.15mm,0.2mm,0.25mm和0.3mm,确定出与阀片厚度标准系列中最靠近,且小于当量厚度h2的第2厚度叠加阀片的实际设计厚度h2,并计算圆整设计出第2厚度叠加阀片的片数n2,即
IV步骤:根据III步骤中的第2厚度叠加阀片的当量厚度h2e,第2厚度叠加阀片的实际设计厚度h2和片数n2,计算第3厚度叠加阀片的当量厚度h3e,即
如果当量厚度h3e<0.1mm,则终止叠加阀片的拆分设计;
如果当量厚度h3e>0.1mm,则继续重复执行II步骤,根据第3厚度叠加阀片的当量厚度h3e数值,叠加阀片厚度标准系列,对第3厚度叠加阀片的实际设计厚度h3进行选择,并计算圆整设计出第3厚度叠加阀片的片数n3,即
重复上述步骤,直到第n厚度叠加阀片的当量厚度hne≤0.1mm,或第n厚度叠加阀片的实际设计厚度hn=0.1mm,而终止复原叠加阀片的拆分设计;
(5)复原叠加阀片的等效厚度验证:
根据步骤(4)中的叠加阀片的厚度和片数,h0,n0;h1,n1;h2,n2;…;hn,nn,对减振器复原叠加阀片的等效厚度进行计算验证,即:
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
CN201310074087.2A CN103115105B (zh) | 2013-03-08 | 2013-03-08 | 减振器复原阀叠加阀片的拆分设计方法 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
CN201310074087.2A CN103115105B (zh) | 2013-03-08 | 2013-03-08 | 减振器复原阀叠加阀片的拆分设计方法 |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
CN103115105A CN103115105A (zh) | 2013-05-22 |
CN103115105B true CN103115105B (zh) | 2014-09-03 |
Family
ID=48413520
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
CN201310074087.2A Expired - Fee Related CN103115105B (zh) | 2013-03-08 | 2013-03-08 | 减振器复原阀叠加阀片的拆分设计方法 |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
CN (1) | CN103115105B (zh) |
Families Citing this family (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
CN103697102B (zh) * | 2014-01-02 | 2017-08-04 | 山东理工大学 | 减振器复原阀非等构叠加阀片的拆分设计方法 |
JP6706714B2 (ja) * | 2017-03-10 | 2020-06-10 | 日立オートモティブシステムズ株式会社 | 緩衝器 |
Citations (5)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US6837344B2 (en) * | 2001-02-12 | 2005-01-04 | Delphi Technologies, Inc. | Piston and rod assembly for air-actuated variable damping |
DE10351357B3 (de) * | 2003-11-04 | 2005-02-24 | Zf Friedrichshafen Ag | Dämpfventil mit richtungsabhängig schaltbaren Querschnitt |
CN2797772Y (zh) * | 2005-05-20 | 2006-07-19 | 万向钱潮股份有限公司 | 车用减震器压缩阀 |
EP2163784A2 (de) * | 2008-09-15 | 2010-03-17 | Zf Friedrichshafen Ag | Schwingungsdämpfer mit amplitudenselektiver Dämpfkraft |
CN102840265A (zh) * | 2012-07-18 | 2012-12-26 | 山东理工大学 | 半主动悬架可控筒式液压减振器阀参数的优化设计方法 |
-
2013
- 2013-03-08 CN CN201310074087.2A patent/CN103115105B/zh not_active Expired - Fee Related
Patent Citations (5)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US6837344B2 (en) * | 2001-02-12 | 2005-01-04 | Delphi Technologies, Inc. | Piston and rod assembly for air-actuated variable damping |
DE10351357B3 (de) * | 2003-11-04 | 2005-02-24 | Zf Friedrichshafen Ag | Dämpfventil mit richtungsabhängig schaltbaren Querschnitt |
CN2797772Y (zh) * | 2005-05-20 | 2006-07-19 | 万向钱潮股份有限公司 | 车用减震器压缩阀 |
EP2163784A2 (de) * | 2008-09-15 | 2010-03-17 | Zf Friedrichshafen Ag | Schwingungsdämpfer mit amplitudenselektiver Dämpfkraft |
CN102840265A (zh) * | 2012-07-18 | 2012-12-26 | 山东理工大学 | 半主动悬架可控筒式液压减振器阀参数的优化设计方法 |
Non-Patent Citations (8)
Title |
---|
减振器叠加节流阀片与节流阀开度研究;周长城等;《流体机械》;20060730;第34卷(第7期);19-22 * |
减振器多片叠加节流阀片特性分析与试验研究;周长城等;《拖拉机与农用运输车》;20060630;第33卷(第3期);40-43 * |
减振器节流阀片拆分为多片叠加的设计方法;周长城等;《农业工程学报》;20061130;第22卷(第11期);121-125 * |
叠加阀片式油气弹簧节流缝隙设计及特性试验;周长城等;《中国机械工程》;20080415;第19卷(第7期);773-776 * |
周长城等.减振器叠加节流阀片与节流阀开度研究.《流体机械》.2006,第34卷(第7期),19-23. |
周长城等.减振器多片叠加节流阀片特性分析与试验研究.《拖拉机与农用运输车》.2006,第33卷(第3期),40-43. |
周长城等.减振器节流阀片拆分为多片叠加的设计方法.《农业工程学报》.2006,第22卷(第11期),121-125. |
周长城等.叠加阀片式油气弹簧节流缝隙设计及特性试验.《中国机械工程》.2008,第19卷(第7期),773-776. |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
CN103115105A (zh) | 2013-05-22 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
CN102840265B (zh) | 半主动悬架可控筒式液压减振器阀参数的优化设计方法 | |
CN102748418B (zh) | 减振器复合阀螺旋弹簧刚度设计方法 | |
CN102607969B (zh) | 三维应力状态下板材成形极限测试装置及方法 | |
CN103148148B (zh) | 减振器复原叠加阀片强度的校核方法 | |
CN103115105B (zh) | 减振器复原阀叠加阀片的拆分设计方法 | |
CN103106312A (zh) | 减振器等构环形叠加阀片变形的计算方法 | |
CN103294919B (zh) | 减振器环形叠加阀片在非均布压力下确定径向应力的方法 | |
CN103161871B (zh) | 汽车减振器压缩阀叠加阀片的强度校核方法 | |
CN103116709A (zh) | 减振器环形阀片周向应力的计算方法 | |
CN103115104B (zh) | 减振器复原叠加阀片最大许用厚度的设计方法 | |
CN103234866A (zh) | 不同温度下减振器磁流变液体粘度的分析计算方法 | |
CN103148147B (zh) | 液压减振器复原阀片厚度的设计方法 | |
CN103632011B (zh) | 任意轴对称非均布压力下减振器阀片变形的计算方法 | |
CN103498885A (zh) | 基于速度特性的液压减振器复原阀常通孔面积的设计方法 | |
CN103148149B (zh) | 汽车减振器压缩阀限位间隙垫圈厚度的设计方法 | |
CN103148150A (zh) | 汽车减振器压缩阀常通孔面积的设计方法 | |
CN104455172A (zh) | 一种多级限压调节式液压缓冲器 | |
CN103133589A (zh) | 液压减振器复原阀最大限位间隙的设计方法 | |
CN103697102A (zh) | 减振器复原阀非等构叠加阀片的拆分设计方法 | |
CN103148146B (zh) | 减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法 | |
CN103150478B (zh) | 减振器环形阀片在非均布压力下周向应力的计算方法 | |
CN103148153B (zh) | 液压减振器压缩阀片预变形量的设计方法 | |
CN103617334B (zh) | 减振器阀片在任意非均布压力下的强度校核方法 | |
CN103603913A (zh) | 筒式液压减振器复原阀常通孔面积的优化设计方法 | |
CN103148152B (zh) | 液压减振器压缩阀座的孔径及个数的优化设计方法 |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
C06 | Publication | ||
PB01 | Publication | ||
C10 | Entry into substantive examination | ||
SE01 | Entry into force of request for substantive examination | ||
C14 | Grant of patent or utility model | ||
GR01 | Patent grant | ||
CF01 | Termination of patent right due to non-payment of annual fee | ||
CF01 | Termination of patent right due to non-payment of annual fee |
Granted publication date: 20140903 Termination date: 20190308 |