减振器选型计算书
4-1汽车减振器的选型设计.
4-1汽车减振器的选型设计.汽车减振器的选型设计东风汽车⼯程研究院陈耀明2010年11⽉12⽇⽬录⼀、汽车减振器的作⽤和功能---------------------------41、减振器的作⽤--------------------------------------42、减振器的功能--------------------------------------4 （1）对⾃然振动--------------------------------------4 （2）对强迫振动--------------------------------------6⼆、汽车减振器选型设计的任务-------------------------8三、汽车减振器额定阻⼒和⼯作缸直径的选择-------------91、线性减振器的阻尼特性------------------------------92、实际减振器的⾮线性--------------------------------93、减振器⽰功试验的标准规范-------------------------104、悬架系统相对阻尼系数与减振器阻尼系数的关系-------115、计算额定阻⼒-------------------------------------126、选择减振器⼯作缸直径-----------------------------13四、验算悬架系统在各种⼯况下的振动特性--------------14五、减振器⾏程和长度的确定--------------------------141、减振器最⼤压缩（上跳）⾏程-----------------------142、减振器最⼤拉伸（下跳）⾏程-----------------------153、减振器的总⾏程和长度-----------------------------15六、减振器上、下端连接⽅式和安装⾓度----------------161、减振器橡胶铰接头的最⼤转⾓-----------------------162、减振器的安装⾓度---------------------------------16七、特殊结构的减振器--------------------------------171、带有反向限位的减振器-----------------------------172、阻尼可调的减振器---------------------------------17⼋、试验和使⽤验证----------------------------------18汽车减振器的选型设计⼀、汽车减振器的作⽤和功能1、减振器的作⽤减振器是⼀种粘性阻尼元件，它能产⽣与运动⽅向相反，与运动速度成⽐例的阻⼒。
减震器的设计(学术参考)
产品设计项目说明书一号宋体，居中汽车减震器的研究设计三号粗黑体，居中院（系）机械工程学院专业机械工程及自动化班级创新班学生姓名指导老师2015 年 01 月 05 日目录摘要 (3)第一章绪论 (4)1.1概述 (4)1.2 双筒液压减震器工作原理及优点 (5)1.3项目名称和要求 (6)1.4项目分析 (7)1.4.1双筒式减振器的外特性设计原则 (7)1.4.2减震器参数 (7)第二章参数的计算 (9)比亚迪S6主要参数 (9)2.1悬架静挠度的计算 (9)2.2相对阻尼系数 (10)2.3阻尼系数的确定 (11)2.4最大卸载力的计算 (12)2.5工作缸直径和减震器活塞行程的确定 (12)2.6减振器活塞行程的确定 (13)2.7 液压缸壁厚、缸盖、活塞杆和最小导向长度的计算 (14)2.7.1、液压缸的壁厚的计算 (14)2.7.2、液压缸的稳定性验算 (15)2.7.3、缸盖厚度的计算 (16)2.7.4、活塞杆的计算 (17)2.7.5、对杆强度进行 (17)2.7.6最小导向长度的确定 (18)2.8 活塞及阀系的尺寸计算 (18)第三章液压缸的结构设计 (19)3.1、缸体与缸盖的连接形式 (19)3.2、活塞杆与活塞的连接形式 (19)3.3、活塞杆导向部分的结构 (19)3.4、活塞及活塞杆处密封圈的选用 (19)3.5、液压缸的安装连接结构 (20)3.6、活塞环 (20)3.7、液压缸主要零件的材料和技术要求 (20)3.8弹簧片的选择 (20)3.9 密封元件和工作油液的确定 (21)3.9.1油封设计 (21)3.9.2密封元件 (21)3.9.3、油液的选取 (21)第四章使用说明 (23)4.1匹配技巧 (23)4.2故障维修与检测 (23)4.3漏油故障编辑 (25)总结 (26)参考文献 (27)附录 (28)摘要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。
减振选型计算
1、风机型号：GISO 80X65-160 11/2转速：2900rpm 净重：225Kg 选配6只减振器总重：W=225Kg*1.5+367Kg=704.5Kg （1.5为设备安全系数）单只载荷：P=W/6=704.5Kg/6=118Kg/只（选配YDS/KL-17）变形量：h=P/Kz=118/8=14.75mm（YDS/KL-17竖向刚度为8KG/mm）fn=n/60=2900/60=48.4Hzfo=（9800/h）1/2/2π=5HzT A={1-1/[(48.4/5)2-1]}*100%=98.9%2、风机型号：GISO 100X80-160 18.5/2转速：2900rpm 净重：239Kg 选配6只减振器总重：W=239Kg*1.5+416Kg=774.5Kg （1.5为设备安全系数）单只载荷：P=W/6=774.5Kg/6=129Kg/只（选配YDS/KL-17）变形量：h=P/Kz=129/8=16.13mm（YDS/KL-17竖向刚度为8KG/mm）fn=n/60=2900/60=48.4Hzfo=（9800/h）1/2/2π=4HzT A={1-1/[(48.4/4)2-1]}*100%=99.3%3、风机型号：GISO 100X80-160 15/2转速：2900rpm 净重：218Kg 选配6只减振器总重：W=218Kg*1.5+403Kg=730Kg （1.5为设备安全系数）单只载荷：P=W/6=730Kg/6=122Kg/只（选配YDS/KL-17）变形量：h=P/Kz=122/8=15.25mm（YDS/KL-17竖向刚度为8KG/mm）fn=n/60=2900/60=48.4Hzfo=（9800/h）1/2/2π=4HzT A={1-1/[(48.4/4)2-1]}*100%=99.3%4、风机型号：GISO 250X200-400 75/4转速：1450rpm 净重：1134Kg 选配6只减振器总重：W=1134Kg*1.5+1750Kg=3451Kg （1.5为设备安全系数）单只载荷：P=W/6=3451Kg/6=575Kg/只（选配YDS-560）变形量：h=P/Kz=575/37=15.6mm（YDS-560竖向刚度为37KG/mm）fn=n/60=1450/60=24.2Hzfo=（9800/h）1/2/2π=4HzT A={1-1/[(24.2/4)2-1]}*100%=97.9%5、风机型号：GISO 250X200-315 75/4转速：1450rpm 净重：1050Kg 选配6只减振器总重：W=1050Kg*1.5+1600Kg=3175Kg （1.5为设备安全系数）单只载荷：P=W/6=3175Kg/6=529Kg/只（选配YDS-560）变形量：h=P/Kz=529/37=14.3mm（YDS-560竖向刚度为37KG/mm）fn=n/60=1450/60=24.2Hzfo=（9800/h）1/2/2π=4.2HzT A={1-1/[(24.2/4.2)2-1]}*100%=96.9%。
选型·减震器
一·已知条件机器总自重1065kg10650N运行重量1128.9kg11289N转速1470r/min压缩机转速？基座重量879kg8790N二、计算单个减振器荷重静载荷：19440N机器总自重（+基座重量）动载荷：639N方法有三种，3.运行重量-机器自重总载荷：20079N减震器个数：8个单个减震器静载荷：2430N单个减震器动载荷：79.875N单个减振器总载荷：2509.875N三、计算干扰频率干扰频率24.5HZ转速（r/min）/60四、初选减振器减振器频率必须不大于17.32673HZ，减震器才有效果减振器频率不大于9.8HZ推荐频率在 4.9HZ左右。
查样本初选减振器型号、及参数型号XX240刚度850N/cm阻尼比0.05。
减振器固有频率 2.95717HZ 2.956561988.454028或计算得 2.95717HZ公式改成5/SQRT(c14/b25)减震器原始高度cm减震器（预压）高度12cm减震器预压量 1.9cm五、校核隔振效率频率比8.284947。
无阻尼的传振效率 1.478%.=abs(1/（1-频率比^2））有阻尼的传振效率 1.920%.=sqrt((1+(2*阻尼比*频率比）^2)/(（1-频率比^2）^2+(2*阻六、校核设备振动量设备振动速度0.185135cm/s公式要改成.=设备干扰力(非动载荷之和)/所有减震器竖向刚度1.851352mm/s七、计算减震器的安装高度安装高度0cm0mm B29-C14/B2511.04118cm110.4117647mm B30-C14/B25+B311.128665296V05 a0.066 x4 d00.3 (2.3369036032.727272727B14改c14)/(（1-频率比^2）^2+(2*阻尼比*频率比）^2))荷之和)/所有减震器竖向刚度之和（N/cm)*振动传递效率*2π*设备转动频率。
减震器数据
前悬压缩弹簧设计报告一、设计信息设计者Name=冉清林设计单位Comp=西华大学设计日期Date=2016/3/25设计时间Time=22:19:40、设计要求安装载荷(要求)F1'=472.5(N)安装高度H1=230(mm)工作载荷(要求)F2'=1600(N)工作行程h=67.214(mm)要求刚度k'=16.77(N/mm)载荷作用次数N=10000(次)载荷类型NType=II类三、材料材料名称M_Name=油淬火回火硅锰合金弹簧钢丝C类切变模量G=79000(MPa)弹性模量E=206000(MPa)抗拉强度o b=1667(MPa)许用切应力T b=733.48(MPa)四、端部型式端部型式sType=Y I压并圈取值范围n2'=1〜2.5压并圈数n2=2五、弹簧基本参数钢丝直径d=6.5(mm)弹簧中径D=42.00(mm)旋绕比C=6.46曲度系数K=1.23有效圈数n=14.5压并圈数n2=2弹簧总圈数n1=16.5实际刚度k=16.41(N/mm)六、校核与分析要求刚度k'=16.77(N/mm)实际刚度k=16.41(N/mm)刚度相对误差8k=2.15(%)安装变形量f1=28.79(mm)安装载荷(设计)F1=472.5(N)工作变形量f2=97.5(mm)工作载荷(设计)F2=1600(N)试验变形量fs=137.72(mm)最小变形比f1/fs=0.21弹簧特性(安装)Tf1=满足要求最大变形比f2/fs=0.71弹簧特性(工作)Tf2=满足要求最小切应力T min=226.34(MPa)最大切应力T max=766.43(MPa)切应力特性系数Y=0.3最大切应力比抗拉强度T max/。
b=0.46弹簧疲劳强度Tq=W足要求稳定性要求Tw=W足要求安全系数S=1.2强迫机械振动频率Y r=0(Hz)弹簧自振频率Y n=90.47(Hz)是否为减振弹簧JZ=否承载W=(N)共振要求Tg=W足要求七、其余尺寸参数自由高度H0=251.15(mm)安装高度H1=230(mm)工作高度H2=153.65(mm)压并高度Hb=107.25(mm)试验高度Hs=113.42(mm)节距p=16.65(mm)螺旋角a=7.19123(度)弹簧材料展开长度L=2177.12(mm)后悬压缩弹簧设计报告、设计信息设计者Name=冉清林设计单位Comp=西华大学设计日期Date=2016/3/25设计时间Time=22:19:40、设计要求安装载荷(要求)F1'=570.75(N)安装高度H1=230(mm)工作载荷(要求)F2'=2000(N)工作行程h=90.642(mm)要求刚度k'=15.77(N/mm)载荷作用次数N=10000(次)载荷类型NType=II类三、材料材料名称M_Name=油淬火回火硅锰合金弹簧钢丝C类切变模量G=79000(MPa)弹性模量E=206000(MPa)抗拉强度o b=1618(MPa)许用切应力T b=711.92(MPa)四、端部型式端部型式sType=Y I压并圈取值范围n2'=1〜2.5压并圈数n2=2五、弹簧基本参数钢丝直径d=7.0(mm)弹簧中径D=45.00(mm)旋绕比C=6.43曲度系数K=1.23有效圈数n=14.5压并圈数n2=2弹簧总圈数n1=16.5实际刚度k=17.94(N/mm)六、校核与分析要求刚度k'=15.77(N/mm)实际刚度k=17.94(N/mm)刚度相对误差8k=13.79(%)安装变形量f1=31.81(mm)安装载荷(设计)F1=570.75(N)工作变形量f2=111.48(mm)工作载荷(设计)F2=2000(N)试验变形量fs=142.54(mm)最小变形比f1/fs=0.22弹簧特性(安装)Tf1=满足要求最大变形比f2/fs=0.78弹簧特性(工作)Tf2=满足要求最小切应力T min=234.54(MPa)最大切应力T max=821.85(MPa)切应力特性系数Y=0.29最大切应力比抗拉强度T max/o b=0.51弹簧疲劳强度Tq=W足要求稳定性要求Tw=满足要求安全系数S=1.1强迫机械振动频率Y r=0(Hz)弹簧自振频率Y n=84.87(Hz)是否为减振弹簧JZ=否承载W=(N)共振要求Tg=W足要求七、其余尺寸参数自由高度H0=264.69(mm)安装高度H1=230(mm)工作高度H2=153.21(mm)压并高度Hb=115.5(mm)试验高度Hs=122.15(mm)节距p=17.53(mm)螺旋角a=7.06865(度)弹簧材料展开长度L=2332.63(mm)减震器要求数据:安装长度560mm，两根，孔径M12后悬减震器：安装长度600mm，两根，孔径M12整车重量：280kg簧下质量：90kg载荷分配：0.47(560mm)0.53(600mm)。
弹簧减震计算
弹簧减震计算弹簧减震是一种常见的减震装置，广泛应用于汽车、摩托车、自行车等交通工具，以及工业机械设备中。
它的作用是通过弹簧的弹性来减少震动和冲击，保护车辆或设备的稳定性和乘坐舒适度。
弹簧减震的原理是利用弹簧的弹性来吸收和消散外部的震动能量。
当车辆或设备遇到不平路面或外部冲击时，弹簧会被挤压或拉伸，吸收和储存能量。
当外部力量消失时，弹簧会释放储存的能量，使车辆或设备回到原来的平衡状态。
这个过程中，弹簧会起到缓冲和减震的作用，有效地降低震动和冲击的影响。
弹簧减震的设计考虑到了多个因素，如载荷、行驶速度、路面条件等。
对于不同的应用场景，需要选择合适的弹簧类型和参数。
常见的弹簧类型有螺旋弹簧、气弹簧和液压弹簧等。
螺旋弹簧是最常见的一种，它通过螺旋形状的弹簧线圈来提供弹性。
气弹簧利用气体的可压缩性来提供弹性，具有较好的减震效果。
液压弹簧则利用液体的不可压缩性来提供弹性，适用于高负荷和高速运动的场景。
除了弹簧的选择，减震效果还与减震器的设计和调校有关。
减震器是安装在弹簧上的一个装置，它通过内部的阻尼器来控制弹簧的振动。
阻尼器可以通过调整阻尼力的大小和调校阻尼力的变化规律，来实现对弹簧振动的控制。
较好的减震器设计能够在保证舒适性的同时，有效地抑制车辆或设备的震动。
弹簧减震的优势在于其结构简单、可靠性高、成本较低。
相比于其他减震装置，弹簧减震更容易维修和更换。
此外，弹簧减震还可以根据实际需求进行调整和改进，以适应不同的工况和路况。
然而，弹簧减震也存在一些局限性。
由于弹簧的弹性系数是固定的，无法根据实际情况进行调整。
这意味着在不同的工况下，弹簧减震可能无法提供最佳的减震效果。
此外，弹簧减震在处理较大冲击力时效果有限，需要配合其他减震装置来实现更好的效果。
弹簧减震是一种常见且有效的减震装置。
通过合理选择弹簧类型和参数，并结合减震器的设计和调校，可以实现良好的减震效果。
然而，弹簧减震也有其局限性，需要在实际应用中进行综合考虑和优化设计。
客车设计 - 减振器的设计与计算
减振器的设计
相对阻尼系数ψ 对于无摩擦的弹性元件（如螺旋弹簧）悬架，取ψ=0.25--0.35 对于有摩擦的钢板弹簧悬架，相对阻尼系数可取小些，如解放ψ前=0.13 ψ压缩=(0.25-0.5)ψ伸张 ψ=(ψ压缩+ψ伸张)/2 减振器的阻尼系数δ δ=2mψω*i*i/(cosα*cosα) 最大卸荷力F0=δ0*Vx（已知伸张行程时的δ0） VX=AωCOSα/i A--车身振幅，取40mm Vx--卸荷速度，一般为0.15--0.3m/s; ω--悬架固有振动频率。 [P]--缸内最大容许压力,取3--4MPa, λ --缸筒直径与连杆直径比, 双筒式减振器,λ=0.4-0.5, 单筒式减振器,λ=0.3-0.35, 国标确定的工作缸直径为20、30、40、50、65mm 筒式减振器工作缸直径D的确定 D=SQRT(4F0/(π*P*(1-λ*λ)) 计算部分(JS6110S后悬参数） 修正版为Vx0.2 , ψ伸为0.3 f c ω ψ ψ伸 m簧载质量 5250 0.093 553225.8 1.633773 0.2 0.3 λ 0.5 i 1 α 0
减振器的设计
相对阻尼系数ψ 对于无摩擦的弹性元件（如螺旋弹簧）悬架，取ψ=0.25--0.35 对于有摩擦的钢板弹簧悬架，相对阻尼系数可取小些，如解放ψ前=0.13 减振器的阻尼系数δ δ=2mψω*i*i/(cosα*cosα) 最大卸荷力F0=δ0*Vx（已知伸张行程时的δ0） VX=AωCOSα/i A--车身振幅，取40mm Vx--卸荷速度，一般为0.15--0.3m/s; ω--悬架固有振动频率。 [P]--缸内最大容许压力,取3--4MPa, λ --缸筒直径与连杆直径比, 双筒式减振器,λ=0.4-0.5, 单筒式减振器,λ=0.3-0.35, 国标确定的工作缸直径为20、30、40、50、65mm 筒式减振器工作缸直径D的确定 D=SQRT(4F0/(π*P*(1-λ*λ)) 计算部分(JS6110S后悬参数） f c ω m簧载质量 5250 0.093 553225.8 1.633773 i 1 α 0 δ 2100
弹簧减震器怎样来选型
弹簧减震器怎样来选型
1.减振器承载应包括减振设备(设备整机+机座+设备附件)总重W(kg)，选择支承点以偶数为佳，最低应不少于四个，单只减振器承载静载荷P0=W/N(kg);
单只减振器承载动荷载P=P0+(1.5R(kg))/9.8; N---减振设备系统支承点数;R为设备扰力(N);
在一般震动要求不严又难于取得制备扰力时，可以近似采设备静载荷P0乘动荷系数p来代替：动载荷：P=pP0; 动荷系数p一般情况下取p=1.1-1.4;可以根据设备总重W及设备干扰频率f的大小确定，W大f小时p值可取大些，W小f大时p值可取小些;
2.确定减振器型号:按单只减振器承载这P1<=P<=P3,选择减振器;应当首先选择P值与P2值较接近型号的减振器; P1---减振器的最小荷载(kg)，P2--减振器的最佳荷载(kg)，P3---减振器的极限荷载(kg);
3.为满足减振效果，对高速转动种承受循环载荷减振器，需进行共振验算;其验算工具公式为：设备干扰频率f与减振器自振频率f0的频率比f/f0应大于2，即：f/f0>=2;设备干扰频率：f=n/60(Hz);n--设备转速(转/分);
4.选择减振器是，应注意设备动态情况下的总重量的变化，在设备动载时重心不稳定时，应选用6个或6个以上减振器来稳定设备。
减震器。
车辆底盘悬架减振器的选择与校核
科研监督esearch Supervision中国军转民34车辆底盘悬架减振器的选择与校核李斌 王引生减振器是产生阻尼力的主要元件，其作用是迅速衰减汽车振动，改善汽车行驶平顺性，增强车轮与路面的附着性能，减少汽车因惯性力引起的车身倾角变化，提高汽车操纵稳定性。
减振器亦能够降低部分动载荷，延长汽车使用寿命。
重型载货汽车底盘中比较常用的是双筒式减振器，其阻力容易调整，结构简单，价格便宜。
本文将以双筒式减振器为对象，着重介绍悬架减振器的选型与校核并示例分析。
一、减振器基本参数选择1.减振器阻力特性油液流经节流阀产生的阻力应为节流阀两侧压力差与承压面积的乘积，压力差p 为：QaC Q p d αρ+=2222式中：ρ——油液密度，kg/mm3； Q ——通过阀的流量，mm3/s ； a ——节流孔面积，mm2； d C ——流量系数；α——与节流孔形状和油液黏度有关的系数。
油液流经固定的节流孔产生阻力与油液流量即活塞运动速度的平方成正比，流经节流阀片的阻力与流量近似成线性关系。
减振器阻力特性是由节流孔特性和节流阀片特性两部分组成，如果能够分别求出节流孔特性和节流阀片特性，就可以得到减振器组合的阻力特性。
2.减振器相对阻尼系数通常根据汽车平顺性、操纵性和稳定性的要求确定减振器的阻力特性。
减振器阻力值能满足汽车操纵性和稳定性要求，但不一定满足汽车平顺性要求；反之亦然。
因此减振器阻力特性的选择应按照所设计车型对汽车平顺性、操纵性和稳定性进行综合考虑。
减振器装车后的基本参数，一般用相对阻尼系数表示，相对阻尼系数ψ为：K M2γψ=式中：ψ——相对阻尼系数； γ——减振器阻力系数（阻力特性的倒数），N•s/mm；K ——悬架刚度，N/mm； M ——质量系数，kg。
相对阻尼系数1≥ψ时，产生非周期运动，ψ很大时虽然能在共振区域很快衰减振动，但在非共振区域内激振增大。
当1≤ψ时，产生周期振动，ψ很小时振动衰减很慢，共振振幅过大。
(完整版)减震器选型方法
隔振器自身的刚度作用是在振动时会产生一个与振动位移成正比的恢复力，同时隔振器自身阻尼的作用是在振动时会产生一个和振动速度成正比的阻尼力。
在被动隔振中, 良好的隔振设计可使大部分的基座或基础运动都由隔振器来吸收，即隔振的目的就是减少振动的传递率使基座或基础的运动干扰尽量不向被保护的仪器或设备传播，并使仪器或设备的振动响应尽量保持最小。
隔振器最终的设计应该使隔振系统的固有频率低，有可变的阻尼特性，使系统既不会有显著的共振放大，同时又有良好的隔振效率，而且抗冲击性能和稳定性要好，因此, 在设计隔振器的阻尼时应同时考虑隔振系统的隔振效率和共振放大率，而隔振器的设计就是要适当选择系统隔振器的阻尼及刚度橡胶垫由于自身安装比较方便，形状可以根据需求制作，因此，微捷联惯组的隔振器尺寸是根据惯组的实际安装尺寸来设计车栽环境中振动噪声上妾是臬屮在10 Hz -120 Hz以及吏跖的频率驗根据减版原理，墓想隔离詠的抿动噪声，就必须使陌掘系统的固有频率在THz以下，即由隔振传递率曲线nJ甸当就提频率与園有鮒率的比大于时才会有隔振效果.而在实际工程中-股取该频率比为25^4,5・听以系统的固仃频率的范围兄2H2^4H2.同样隔离10Hz以上的推动嗥声时累统的训肓頤举确定的方法同上.即在一定范嵐内.所设计的隔振系统的固角频咿的偵越低，族动噪声被隔离的频段就越竜，因此，庄设计隔振系统时应使隔振丟统的固有频率辱凰偏低，微捷联惯组和其安驶支架的总质呈大约足50倔左彩,因此，耍采用四级对称式的安装方式,每组隔抿褂的平均承重质駄应该足1N以上,即每俎的隔扼器承重的质煨是在125g以上*通过以上分析.结薛微捶联惯组的宴际尺寸展终确定的隔振索统ffi隔撮器的結构歷卖际尺寸如图3.5所示，为r便惯组在各个方向上b耦，逸择r四组硅橡股垫，毎组棟由仿貞结果術报结构的同冇频净来看•隔振糸统的一阶同冇频率为65.204Hz.孙沖如图4.4 (a)所示,惯性組合在垂直方向上却沿Y轴产生了线振动，隔振系统的:阶固有频率为66.796Hz,振型如上图4.4(b)所示,惯性组合沿X轴产生了线振动;隔振系统的二阶固〃频率为66.8671k, fti型如上IW4.4 (c)所示，惯性组合沿乙轴心生了线振动•由丁振动耦合容易给系统引入伪运幼倍号,从而会彩响惯导系统的测量稻度，因此避免或尽吊•减小报动耦介通常是捷联惯导系统術抿设计的V耍耍求，仿真结果农明：在线般动输入的情况下,隔扳系统的前三阶固有频率为66Hz左右即在三轴匕儿乎不存任按动朗介，川以实现对岛频拓动的仃效袁减。
减震器选型
2444.778094 29865.4
N 1271.284609 15530.019
2034.0554 24848
508.5138437 6212.0075
3-4MPa 双筒:λ=4-5
1.35-1.5
减震器尺寸的确定
项目
单位
数值
空载
满载
备注
1
减震器工作缸径D1
mm 30.46050346 106.46373
复原阻力
2
减震器工作缸径D2
mm 15.23025173 53.231864
压缩阻力
3
储油筒直径Dc1
mm 42.64470484 149.04922
复原阻力
4
储油筒直径Dc1
mm 21.32235242 74.52461
压缩阻力
线速度（m/s）
平均 阻力
空载/N 满载/N
空载
复原阻力值/N 压缩阻力值/N
项目
减震器阻尼系数的确定
单位
数值 空载
满载
备注
1
单侧簧上质量m
Kg
6Hale Waihona Puke 030002单侧悬架刚度C
N/m 130000 970000
3
相对阻尼系数ψ
0.1
0.2
钢板弹簧：0.1-0.2, 路况好取下限。
4 减震器中心线与铅垂线夹角
°
0
0
5
减震器中心下支点距离Bo
m
0.17
6
轮距Bh
7
最大活塞线速度Vmax
满载
复原阻力值/N 压缩阻力值/N
0.052 127 1553 203 51 2485
L26层设备层减振设备及支吊架深化校核计算1(2)
阀门重量W3
kg
总重W
(管材+介质+阀门)
kg
支架承受
荷载（kg)
板换支管处：
HR-L26-1~6双工况主机供冷板换，共6台，以1台为例
1#单支
单支
1
250
7
273
259
2.9
45.9
133
0.15
1000
153
160
446
446
2#双层双支双吊
上层双支
1
250
7
273
259
1.8
45.9
83
0.09
坐地
11
1260
6
66
210
7.80
26.9
3.04
7.95
0.016
98.4
8
L-L26-2
坐地
11
1260
6
66
210
7.80
26.9
3.04
7.95
0.016
98.4
9
L-L26-3
坐地
11
1260
6
66
210
7.80
26.9
3.04
7.95
0.016
98.4
11
HR-L26-1~3
坐地
3
3584
5.6、支吊架A-A-06计算书…………………………………………………………45
5.7、支吊架C-C计算书……………………………………………………………49
5.8、支吊架B-B-01计算书…………………………………………………………56
5.9、支吊架B-B-02计算书…………………………………………………………59
减振器选型设计计算书
减振器选型设计计算书一、减振器阻力的计算1. 相对阻尼系数Ψ的选择对于空气悬架，取Ψ=～，取Ψ=2. 减振器阻力系数γ的计算 CM ψ=2γ= 14181式中：C 悬架系统垂直刚度（为： 139667 N/m ）M 悬架的簧载质量（为： 4000 Kg ）3. 减振器阻力F 的计算n v F ⋅=γ= 7374 N式中：v=0.52m/s 减振器活塞运动速度,(通常在v=0～1.0m/s 的范围内取n=1)为了减小路面不平传递给车身的冲击，减振器拉伸行程和压缩行程的阻力Fr 和Fc 取值有所不同，一般按下式计算：F F F c r =+拉伸行程阻力F Fr 8.0~7.0== = 5899 N , 压缩行程阻力F Fc 2.0== 1475 N 减振器的复原阻力=5899±1160 N ，压缩=1475±276N二、减振器结构参数的计算1、缸筒的设计计算根据拉伸行程的最大阻力Fr 计算工作缸直径D[])1(42λπ-=p F D r = 47～57 （） 式中，[]p 为工作缸最大允许压力，取3～4Mpa ；λ为连杆直径与缸筒直径之比，双筒式减振器取λ＝～;减振器的工作缸直径D 有20、30、40、（45）、50、65mm 等几种。
选取时应按标准选用。
取D=Φ50mm ，壁厚取为,，工作缸外径为Φ55mm, 材料选35#冷拔精密无缝钢管贮油缸直径c D ＝（～）D ，壁厚取为3mm ，材料选Q235直缝焊管。
c D =Φ70mm ，贮油缸外径取Φ76mm2、活塞杆的设计计算活塞杆直径g d 可按下式计算经验数据： g d ＝（～）D ，则g d ＝Φ20mm.材质为：冷拉45#圆钢，热处理：表面高频淬火，硬化层深～,硬度45～50HRC ，淬火后校直。
直线度为,并去应力回火；表面处理：表面镀硬铬20um 以上，铬层硬度要求HV900以上。
3、活塞杆的强度校核活塞杆材料选用45钢，取[σ]= p σ,而p σ =635MPa ,ρ=7. 9g/cm3,E =210×910 Pa,有如下关系：（）一般设计时加速度a=(1～3)g ，取a =2g ，max s P ＝5899N ，M ＝4000（Kg ）代入（）式得σ＝ a ≤[σ]4、减振器行程选择减振器总行程S 由拉伸行程S1，压缩行程S2两部分组成，即：S= S1+ S2 a 、 压缩行程：S1=L3-Lmin b 、拉伸行程：S2＝Lmax-L3L3为汽车满载时减振器两吊耳处中心距。