轻型货车悬架减震器匹配计算与结构设计说明书文稿

轻型货车悬架减震器匹配计算与结构设计说明书文稿摘要减振器主要用来抑制弹簧吸振后反弹时的振荡及来自路面的冲击｡在经过不平路面时,虽然吸振弹簧可以过滤路面的振动,但弹簧自身还会有往复运动,而减振器就是用来抑制这种弹簧跳跃的｡减振器太软,车身就会上下跳跃,减振器太硬就会带来太大的阻力,妨碍弹簧正常工作｡本次设计题目为轻型货车减振器设计,考虑轻型货车的用途主要是用来运输货物,所以本设计的减振器首先考虑需要满足载重量的需要,在满足货车载重量的前提下设计,本次设计采用的方案为双作用式液力减振器｡这种减振器作用原理是当车架与车桥做往复相对运动时,减振器中的活塞在钢桶内也做往复运动,则减振器壳体内的油液便反复地从一个内腔通过一些狭小的孔隙流入另一内腔｡此时,孔壁与油液间的摩擦及液体分子内摩擦便形成对振动的阻尼力,使车身和车架的振动能量转化为热能,而被油液和减振器壳体所吸收,然后散到大气中｡减振器的阻尼力越大,振动消除得越快,但却使并联的弹性元件的作用不能充分发挥,同时,过大的阻尼力还可能导致减振器连接零件及车架损坏｡本次设计综合分析整体工作状况,设计合理减振器结构及尺寸,最终绘制装配图及零件图｡关键词:货车;悬架;减振器;设计;匹配｡AbstractShock absorber spring is mainly used to suppress vibration at the time of oscillation after the rebound from the impact of the road. After uneven pavement, while a spring vibration absorber can filter road vibration, but the spring itself will have reciprocating motion, which is used to control this kind of shock absorber spring jumping. Shock absorber is too soft, the body will be jumping up and down, too hard Shock Absorber will give rise to any serious resistance to impede the normal work of the spring.The design of shock absorber for light goods vehicles subject design, consider the use of light goods vehicles are mainly used to transport goods, so the design of the shock absorber of the first consider the need to meet the needs of load, truck load to meet under the premise of the design, The design options for dual-action hydraulic shock absorber. The principle role of this shock absorber is done when the frame and axle back and forth relative movement, the shock absorber piston in steel drums has done in the reciprocating motion, then the oil shock absorber shell will be repeated from one in cavity through a narrow pore lumen inflow. At this point, the hole wall and the friction between oil and the liquid molecules will form a friction damping force of vibration to the body and frame of the vibration energy into thermal energy, oil and shock absorber to be absorbed by the shell, and then scattered into the atmosphere. The greater the shock absorber damping force, vibration to eliminate the faster, but so that the elastic element in parallel can not give full play to the role, at the same time, too much damping force shock absorber can also lead to damage to connected parts and the frame. The design of a comprehensive analysis of the overall working conditions, design and reasonable structure and size of shock absorber, the final assembly drawing and components drawing Fig.Key words: Goods; suspension; shock absorber; design; match.目录第1章绪论 (1)1.1减振器的简介 (1)1.2减振器的主要结构型式及工作原理 (2)1.2.1双作用式减振器 (2)1.2.2单作用式减振器 (4)1.3减振器研究动态及发展趋势 (5)1.3.1充气式减振器 (5)1.3.2阻力可调式减振器 (7)1.3.3电液减振器 (8)1.3.4电控减振器 (8)第二章减振器设计理论及结构设计 (9)2.1振器外特性设计理论依据 (9)2.1.1车身振动模型 (9)2.1.2固有频率､阻尼系数及阻尼比 (11)2.2减振器受力分析 (13)2.3主要尺寸的选择 (14)2.3.1活塞杆直径的确定 (14)2.3.2工作缸直径的确定 (16)2.3.3贮油缸直径的确定 (17)2.4减振器结构设计 (19)2.4.1活塞阀系设计 (19)2.4.2底阀系设计 (22)第三章主要零件加工工艺过程 (24)3.1活塞杆加工工艺过程 (24)3.2活塞加工工艺过程 (25)3.3定位环加工工艺过程 (26)3.4伸张阀加工工艺过程 (27)第四章结论 (28)参考文献 (29)致谢 (30)附录一相关程序 (31)附录二专业外文翻译 (33)第1章绪论1.1减振器的简介悬架系统中由于弹性元件受冲击产生振动,为改善汽车行驶平顺性,悬架中与弹性元件并联安装减振器,为衰减振动,汽车悬架系统中采用减振器多是液力减振器,其工作原理是当车架(或车身)和车桥间受振动出现相对运动时,减振器内的活塞上下移动,减振器腔内的油液便反复地从一个腔经过不同的孔隙流入另一个腔内｡此时孔壁与油液间的摩擦和油液分子间的内摩擦对振动形成阻尼力,使汽车振动能量转化为油液热能,再由减振器吸收散发到大气中｡在油液通道截面和等因素不变时,阻尼力随车架与车桥(或车轮)之间的相对运动速度增减,并与油液粘度有关｡减振器与弹性元件承担着缓冲击和减振的任务,阻尼力过大,将使悬架弹性变坏,甚至使减振器连接件损坏｡因面要调节弹性元件和减振器这一矛盾｡(1) 在压缩行程,减振器阻尼力较小,以便充分发挥弹性元件的弹性作用,缓和冲击｡这时,弹性元件起主要作用｡(2) 在悬架伸张行程中,减振器阻尼力应大,迅速减振｡(3) 当车桥与车架间的相对速度过大时,要求减振器能自动加大液流量,使阻尼力始终保持在一定限度之内,以避免承受过大的冲击载荷｡由于伸张阀弹簧的刚度和预紧力设计的大于压缩阀,在同样压力作用下,伸张阀及相应的常通缝隙的通道载面积总和小于压缩阀及相应常通缝隙通道截面积总和｡这使得减振器的伸张行程产生的阻尼力大于压缩行程的阻尼力,达到迅速减振的要求｡1.2减振器的主要结构型式及工作原理目前汽车上用的减振器按其结构可分为摇臂式和筒式,按其作用原理可分为单向作用式和双向作用式｡摇臂式减振器作为汽车上早期产品目前己基本被淘汰｡由于筒式减振器具有质量小､性能稳定､工作可靠､适合于大批量生产等优点,所以已成为汽车减振器的主流｡筒式减振器又可分为双筒式､单筒式｡汽车上基本上全部采用双筒式｡高档摩托车很多也采用了双筒式,现在单筒式减振器主要用于中低档摩托车｡1.2.1双作用式减振器双向作用筒式减振器一般都具有四个阀(图1-1),即压缩阀6､伸张阀4､流通阀8和补偿阀7｡流通阀和补偿阀是一般的单向阀,其弹簧弹力很小,当阀上的油压作用力与弹簧弹力同向时,阀处于关闭状态,而当油压作用力与弹簧力反向时,只要有很小的油压,阀便能开启｡压缩阀和伸张阀是卸荷阀,其弹簧刚度较大,预紧力较大,只有当油压增到一定程度时,阀才能开启,而当油压降低到一定程度时,阀即自行关闭｡1-活塞杆；2-工作缸筒；3-活塞；4-伸张阀；5-储油缸筒；6-压缩阀；7-补偿阀；8-流通阀；9-导向座；10-防尘罩；11-油封图1-1双向作用筒式减振器工作原理(图1-1)可分压缩､伸张两个行程加以说明｡压缩行程:当汽车车轮滚上凸起或滚出凹坑时,车轮移近车架(车身),减振器受压缩,减振器活塞3下移｡活塞下面的腔室 (下腔)容积减小,油压升高,油液经流通阀8流到活塞上面的腔室(上腔)｡由于上腔被活塞杆1占去一部分,上腔内增加的容积小于下腔减小的容积,故还有一部分油液推开压缩阀6,流回贮油缸5｡这些阀对油液的节流便造成对悬架压缩运动的阻尼力｡伸张行程:当车轮滚进凹坑或滚离凸起时,车轮相对车身移开,减振器受拉伸｡此时减振器活塞向上移动｡活塞上腔油压升高,流通阀8关闭｡上腔内的油液便推开伸张阀4流入下腔｡同样,由于活塞杆的存在,自上腔流来的油液还不足以充满下腔所增加的容积,下腔内产生一定的真空度,这时储油缸中的油液便推开补偿阀7流入下腔进行补充｡此时,这些阀的节流作用即造成对悬架伸张运动的阻尼力｡压缩阀的节流阻力应设计成随活塞运动速度而变化｡例如,当车架或车身振动缓慢时,油压不足以克服压缩阀弹簧的预紧力而推开阀门｡此时多余部分的油液便经一些常通的缝隙,流回储油缸｡当车身振动剧烈,即活塞向下运动的速度高时,则活塞下腔油压骤增,达到能克服压缩阀弹簧的预紧力时,便推开压缩阀,使油液在很短的时间内,通过较大的通道流回储油缸｡这样,油压和阻尼力都不致超过一定限度,以保证压缩行程中弹性元件的缓冲作用得到充分发挥｡同样,伸张行程中减振器的阻尼力也应设计成随活塞运动速度而变化｡当车轮向下运动速度不大(即活塞向上的运动速度不大时,油液经伸张阀的常通孔隙(图上未画出)流入下腔,由于通道截面积很小,便产生较大的阻尼力,从而消耗了振动能量,使振动迅速衰减｡当车身振动剧烈时,伸张阀开启,通道截面积增大,便油压和阻尼力保持在一定限度以内｡这样,可使减振器及悬架系统的某些零件不会因超载而损坏｡由于伸张阀弹簧的刚度和预紧力比压缩阀的大,在同样的油压力作用下,伸张阀及相应的常通缝隙的通道截面积总和小于压缩阀及相应的常通缝隙的通道截面积总和｡这就保证了减振器在伸张行程内产生的阻尼力比压缩行程内产生的阻尼力大得多｡1.2.2单作用式减振器单筒减振器(图1-2)见于很多轻型摩托车上｡悬架弹簧1与单筒阻尼器2套装在一起｡上吊环3与车架连接,下吊环4与后轮轴或摇臂连接,实现悬架功能｡在组装情况下,弹簧受小量预压缩,以保证减振器总成张紧和稳固｡阻尼器是单筒结构,由储油缸1(图1-3)､活塞2､活塞杆3､阀片4､导向座5和油封6等组成｡装配时,在油缸中注入适量减振油液,使油液保持在适当高度并在油缸上腔保持一定量的空气｡减振液不应过多,以免减少减振器行程,但也不应过少,以免降低阻尼性能｡这种阻尼器属单向作用式阻尼器,仅在复原行程时产生阻尼力｡压缩行程:活塞上行,油缸下腔容积增大,油压降低;上腔容积减小,压力增大,1-弹簧；2-阻尼器；3-上吊环；4-下吊环图1-2 单筒减振器简图 1-储油缸；2-活塞；3-活塞杆；4-阀片；5-导向座；6-油封；7-过油孔 图1-3 单筒阻尼器简图上腔油液便通过活塞上的过油孔7将阀片4打开,流入下腔并将下腔充满｡由于阀片很易开启,活塞上过油孔的流通截面又较大,无明显节流作用,故压缩行程时的液压阻力很小｡伸张行程:活塞下行,油缸下腔容积减小,油压增加,阀片4受下腔油压的作用,被压紧在活塞下端密封刃口上,下腔油液几乎被封闭,仅能通过阀片4上的一个小节流孔,或阀片与活塞密封端面间的开口小槽流返上腔,节流作用明显,下腔油液也明显增高,形成较大的阻尼力｡复原速度越大,节流孔的节流作用也越大,形成的复原阻力也越大｡为了获得较良好的阻尼特性,需实现双向不等阻尼｡单筒阻尼器虽然也可能使之具有双向作用,但同时会带来一些不良的副作用｡另外,单筒阻尼器的一些固有的问题如密封问题､油气混合油液氧化问题､泡沫问感､油液正常消耗后的补充问题等等也不易解决｡因此,比较完善的阻尼器大多做成双筒结构,可克服上述单筒阻尼器之不足,提高阻尼性能｡1.3减振器研究动态及发展趋势为了适应汽车高速､舒适､安全的发展需要,国外一些汽车厂商､研究机构一直致力于新型减振器的研究､开发,现将有关情况介绍如下｡1.3.1充气式减振器充气式减振器是60年代以来发展起来的一种新型减振器,按结构分为单筒式､双筒式,按工作介质 (油和气)贮存方式分为油气分开式和油气混合式｡(图1-4)是一种单筒油气分开式充气减振器｡其结构特点是在缸筒的下部装有一个浮动活塞2,在浮动活塞与缸筒一端形成的密闭气室1中,充有高压(23MPa)的氮气｡在浮动活塞的上面是减振器的油液｡浮动活塞上装有大断面的O形密封圈,它把油和气完全分开｡工作活塞7上装看随其运动速度大小而改变通常截面积的压缩阀4和伸张阀8｡此二阀均由一组厚度相同,直径不等,由大到小而排列的弹性阀片组成｡当车轮上下跳动时,减振器的工作活塞在油液中作往复运动｡使工作活塞的上腔与下腔之间产生油压差,压力油便推开压缩阀或伸张阀而来回流动,从而产生拉伸或压缩阻尼力｡由于活塞杆的进出而引起的缸筒贮油容积的变化,由浮动活塞的上下运动来补偿｡这种充气式减振器的优点是: (1)结构简单,成本低｡(2)油气分开,消除了油的乳化现象｡这种充气式减振器的优点是: 长度较长,对于活塞杆直径大､行程大(即贮油缸容积变化大)的减振器不太适合｡双筒式充气减振器一般采用油气混合式,其结构与普通双筒减振器基本相同｡图 1-4所示减振器只是在贮液筒内充0.4lMPa 的氮气,当活塞杆向外抽出时,高压气体就压迫贮油缸下部的油液通过补偿阀进入工作缸内｡由于充气式减振器活塞杆拉伸时,需补偿的油液上存在一个较大的气压,保证了减振器高频振动时的补油及时,从而消除了减振器的外特性高频畸变､空程､及噪声等问题｡同时也可防止汽车停车时减振器不用,油液泄漏使得空气进入工作缸内而产生所谓的“早晨病”1-密封气室；2-浮动活塞；3-O 行密封圈；4-压缩阀；5-工作缸；6-活塞杆；7-工作活塞；8-伸张阀 图1-4 充气式减振器1.3.2阻力可调式减振器如图1-5所示为阻力可调式减振器示意图,装有这种减振器的悬架系统采用了刚度可变的空气弹簧,其工作过程是,当汽车的载荷增加时,空气囊中的气压升高,则气室内的气压也随之升高,而膜片向下移动与弹簧3产生的压力相平衡｡与此同时,膜片带动与它相连的柱塞杆4和柱塞5下移,使得柱塞相对空心连杆2上的节流孔7的位置发生变化,结果减小了节流孔的通道截面积,从而增加了油液流动阻力｡反之,当汽车载荷减小时,柱塞上移,增大了节流孔的通道截面积,从而减小了阻尼力,因此达到了随汽车载荷的变化而改变减振器阻力的目的｡这种减振器将有可能用于高档大客车或高级轿车上｡1-气室；2-空心连杆；3-弹簧；4-柱塞杆；5-柱塞；6-活塞；7-节流孔图1-5 充气式减振器1.3.3电液减振器如图1-6所示为自适应式减振器示意图,它是采用电流变体智能材料来实现调节阻尼力大小的｡其工作机理是:电流变体流体在外加强电场作用下,它的流变性会发生突变,由流动的低粘度的液体变为难流动的高粘度塑性类固体｡而当撤去外加电场后,又可在瞬间内恢复到液态｡这种减振器的结构型式与单筒充气式减振器相似,在减振器下部设有一浮动活塞,形成一个密闭气室,内充有高压(23MPa)的氮气,在浮动活塞的上部为电流变流体｡伸张和压缩过程可以共用一个阻尼通道｡其阻尼力的大小是通过改变电场强度使流体粘度改变而实现的｡1-密封气室；2-浮动活塞；3-工作缸外筒；4-内绝缘筒；5-外极板；6-密封及导向座组件；7-电流变体；8-工作活塞组件（内极板）图1-6 自适应减振器结构方案示意图1.3.4电控减振器目前广泛采用的液力减振器属于被动型减振器,减振器结构及参数一经确认,它的阻尼特性也就随之固定了｡自70年代以来,国外一直致力于主动悬架研究,己经取得了很大进展｡研究成果已在一些高级轿车上得到了应用｡主动悬架分全主动悬架和半主动悬架｡全主动悬架以一个液压缸代替弹簧和减振器,液压缸的阻尼力和位移是通过将反馈回来的代表车身的绝对速度,以车身与路面之间的相对位移的电信号输入到一个控制液压缸的伺服阀而实现的｡第二章减振器设计理论及结构设计2.1振器外特性设计理论依据减振器的外特性,是指减振器伴随悬架弹性元件的相对运动速度或位移,与之相应产生的工作阻尼力之间的关系,通常我们分别称之为速度特性和示功特性｡为悬架系统配置适当的减振器,实际上就是根据悬架系统的振动特性,匹配适当的减振器外特性,因此研究减振器的外特性设计,首先要研究汽车及悬架系统的振动特性,同时它也是进行减振器试验的理论依据｡2.1.1车身振动模型汽车是一个复杂的振动系统,为了分析问题的方便,将其简化成接近实际情况的单质量系统的自由振动,图2-1是分析车身振动的单质量系统模型,它是由车身质量M和弹簧刚度K,减振器阻尼系数为y的悬架组成｡图2-1 车身单质量系统模型车身垂直位移坐标z的原点取在静力平衡位置,根据牛顿第二定律,得到描述系统运动的微分方程为:++=Mx yx Kx(2-1)式中:M—悬架质量或簧载质量;y—减振器阻尼系数;x—悬架质量垂直振动加速度;x—悬架质量垂直振动速度;x—位移量;K—悬架刚度;由下式计算M=Kx(2-2)为了便于分析,可将此货车车悬架结构简化为图2-2中:图2-2 减振器安装位置图a —两减振器与驱动桥连接端距离,940mm a =;n —两钢板弹簧中心线距离,n =1000mmb —两车轮轮距,1470mm b =;α—安装角;减振器中心线与铅垂线的夹角,10α=︒;m P —车辆满载时的悬架(簧载)载荷,27410.6m P N =; cf —悬架静变形,cf =12.05cm;2.1.2固有频率､阻尼系数及阻尼比车身(或悬架)振动固有频率0 1.44n HZ =｡为了检验该系统的减振效果和分析弹簧的受力,则需计算弹簧振子系统的振幅｡对于粘性阻尼,其振幅0f 由下式计算0222(1)(2)cf λζλ=-+⋅⋅(2-3) 式中:λ—频率比;为避免车辆悬架产生共振现象,λ应符合下列规定2rn n λ=≥ ζ—阻尼比;由下式计算cr r ζ=(2-4)c r —临界阻尼系数｡由下式计算c c12P f r g =1227410.69.80.1205=⨯⨯(2-5)按图1､2和(2-5)式,悬架临界阻尼系数为50447.77/c r NS m =｡ 按计算式(2-3),悬架质量M 的振幅是阻尼比ζ和频率λ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2-2),按阻尼匹配原则要求的阻尼比为0.20~0.45ζ=(2-6)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f r 一般为c(0.35~0.45)f γγ=(2-7)按式(2-6)式,此悬架复原(伸张)行程的阻尼系数c c 0.2512611.94/f NS m γγγζ=⋅==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)y fr r =(2-8)按(2-8)式,悬架压缩行程阻尼系数为0.354414.18/y f r r NS 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 π=(2-9)式中:0f —受迫振动的振幅｡可按式(2-3)计算,悬架振幅为0 3.85f cm =悬架质量垂直振动速度V 为34.82/V cm s =悬架垂直振动速度V 下的额定复原阻力为4391.48pf P N = 额定压缩阻力为1537.02py P N =2.2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 x F (牵引力或制动力)最大,侧向力y F =0,此时地面对车轮的垂直反力112z m G F =1.227410.62⨯==16446.36N (2-10)式中:1m 一一负荷转移系数,可取1.2;1G 一一后轴满载负荷 (N)=27410.6Nx z F F φ=(2-11)式中,φ——路面附着系数,驱动时可取0.8,制动时极限状态可达1.25｡x z F F φ==16446.36⨯1.25=20557.95N(2)侧向力y F 最大,纵向力x F =0,此工况意味着侧滑发生｡此时内､外轮上的总侧向力1i G φ,外轮上的垂直反力0z F 和内轮上的垂直反力zj F 分别为:01120.5z gh F G B φ⎛⎫=+ ⎪⎝⎭82027410.60.511470⎛⎫=⨯+⨯ ⎪⎝⎭=28995.57N(2-12)020zj z z F F G F =--（）=25825.63N(2-13)式中,gh ——汽车质心高度;2B ——轮距;1φ——侧滑附着系数,计算时取1｡外轮和内轮上的侧向力001y z F F φ==28995.57N(2-14)1yj yjF F φ==25825.63N(2-15)(3)垂直力z F 最大,此时纵向力乓x F =0,侧向力y F =0,对应汽车通过不平路面｡12z G F K =27410.622=⨯=27410.6N(2-16)式中:K 一一动载荷系数,对于轿车,K 取 1.75;对于货车,K 取为2.0;对于越野车,K 取为2.5｡2.3主要尺寸的选择2.3.1活塞杆直径的确定对于只受垂直力的减振器(如图2-3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>m n 时,其临界载荷为 22K n EJ p L π=(2-17) 式中:K p ——活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷(N);n ——末端条件系数n=1 (2-18)J ——活塞杆截面的转动惯量(4m );464d J π=(4m )(2-19)d ——活塞杆直径;L ——减振器最大拉伸长度时上下安装点距离L=560mmK ——活塞杆断面回转半径 (m)｡4J d K A ==(2-20)E ——弹性模量,320610p E M =⨯ m ——柔性系数,中碳钢取85 当活塞杆细长比LK<m n 时,其临界载荷为 21K fcA P a L n K =⎛⎫+ ⎪⎝⎭(2-21)图2-3 减振器弯曲式中: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<KkP n (2-22) 式中k n ——安全系数取24｡经计算,得到活塞杆直径D>16.23mm ｡故活塞杆最细处应大于16.23cm ｡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0.O2mm 以上的硬铬｡2.3.2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 D F P π=⋅(2-23)减振器压缩阻尼力22()4f D d F P π-=⋅(2-24)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1.0m/s 左右,设减振器振动速度为1.0m/s 对应的拉伸阻尼力为J F ｡c c12P f g γ=1212611.949.80.1205=⨯⨯(2-25)112611.9412611.94J F v Nζ==⨯=(2-26)()24JF P D π≤ (2-27)[]4J D F P π≥412611.943.147000000⨯⨯ (2-28)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φ20,φ25,φ30,φ32,φ40,φ50,φ65mm ｡故取工作缸内径为φ50mm工作缸壁厚一般取1-2mm,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φ50mm,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 ｡2.3.3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2-4),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22.84C D V S π≥⋅(2-29)233.14202.8180158256158.264C V mm ml ⨯≥⨯==取180C V ml = 式中C V 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,越有利于底阀图2-4 储油筒。