机械设计液压缸设计讲解

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激振器用液压缸设计

学生姓名：杨益峰指导教师：杨礼康

浙江科技学院机械与汽车工程学院

摘要

减振器是车辆悬挂系统中主要的阻尼元件，它能缓和车辆的振动，提高乘坐舒适性，降低车体给各部分的动应力，提高整车寿命和安全性。减振器性能的优劣直接影响到车辆的性能。因此，设计生产高质量的减振器是提高车辆技术性能的重要内容。然而，设计生产高质量的减振器需要性能完善、先进的实验与测试设备做保证。液压激振试验台就是其中最重要的一种。

本论文以最新试验台技术及先进液压技术为基础，着眼于液压缸的结构设计，根据车辆减振器实验装置的要求，应用液压传动及相关理论，针对液压激振装置中液压系统的特点，计算并选择其必须的关键部件，同时设计相应的液压缸结构，最终设计出可实现正弦、随机振动等试验和符合相关技术要求的较为可靠的液压缸系统。

关键词：液压激振器液压缸设计

i

Vehicle shock absorber test equipment

hydraulic cylinder design

Student: Yifeng Yang Advisor: Dr.Ling-Kang Yang

School of Mechanical and Automotive Engineering

Zhejiang University of Science and Technology

Abstract

Shock is the main vehicle suspension damping components, it can ease the vehicle vibration and improve comfort and reduce the body to various parts of dynamic stress, increase vehicle life and safety. Damper merits of a direct impact on vehicle performance. Therefore, the design and production of high quality shock absorber is to improve the technical performance of the important vehicles. However, the design and production of high-quality performance shock absorbers need to complete and modern equipment to do experiments and testing guarantee. Hydraulic vibration test stand is one of the most important one.

In this thesis, the latest technology and advanced hydraulic test bench technology, focusing on the structural design of hydraulic cylinder, shock absorber test unit according to the vehicle requirements and the application of the theory of hydraulic transmission, hydraulic vibration device for the hydraulic characteristics of the system, calculate and select the necessary key components, while the corresponding hydraulic cylinder design the structure of the final design can be realized sine, random vibration test and meet the relevant technical requirements of the more reliable hydraulic cylinder system.

Keywords：Hydraulic Vibrator Hydraulic cylinder Design

ii

目录

中文摘要 (i)

英文摘要 (ii)

目录 (iii)

第一章绪论 (1)

1.1研究背景 (1)

1.2研究目的与系统描述 (1)

1.3 电液式激振器 (2)

1.4 电液式激振器的优点 (3)

第二章试验台方案设计 (4)

2.1 激振形式的选择 (4)

2.2 试验台测试原理 (5)

2.3 试验台方案设计 (5)

2.4 试验台主机结构 (6)

2.5液压缸的种类选择 (7)

第三章液压缸的主要部件设计 (10)

3.1工作压力的确定 (10)

3.2缸筒设计 (10)

3.3活塞设计 (14)

3.4活塞杆设计 (15)

第四章液压油缸其他部件设计 (19)

4.1法兰设计 (19)

4.2力变送器接头设计 (20)

4.3导向座设计 (20)

4.4位移传感器座设计 (22)

4.5透盖设计 (22)

iii

第五章总结 (24)

致谢 (25)

参考文献 (26)

iv

第一章绪论

1.1 研究背景

当今社会，汽车已成为人们生活生产中不可或缺的重要组成部分。近几年，在我国汽车工业也迎来了井喷式的快速发展期。根据汽车工业协会有关资料，以今年4月份为例：全国乘用车市场继续保持较好的增长态势，销售环比虽有所回落，但同比仍高速增长；前四个月，乘用车销售达到463万辆，已超2009年上半年的销量，同比增长64%。

4月，乘用车共销售111.09万辆，环比下降12.18%，同比增长33.21%。基本型乘用车（轿车）销售75.98万辆，同比增长27.88%；多功能乘用车（MPV）销售3.85万辆，环比增长0.69%，同比增长97.85%；运动型多用途乘用车（SUV）销售10.40万辆，与上月持平，同比增长1.1倍；交叉型乘用车销售20.86万辆，同比增长21.55%。1-4月，乘用车销售463.48万辆，同比增长63.64%。由这组数据可知汽车工业的重要性。

减振器是车辆悬挂系统中主要的阻尼元件，它能缓和车辆的振动，提高乘坐舒适性，降低车体给各部分的动应力，提高整车寿命和安全性。减振器性能的优劣直接影响到车辆的性能。因此，设计生产高质量的减振器是提高车辆技术性能的重要内容。然而，设计生产高质量的减振器需要性能完善、先进的实验与测试设备做保证。液压激振试验台就是其中最重要的一种。

在上世纪八十年代，使用较多的机械式试验台是J85试验台，它通过曲柄连杆机构驱动减振器做近似的简谐振动。通过弹性扭杆测力和振幅，并依靠人工处理数据。由于它只能够得到一定振动速度下的示功图，并且效率低，数据的准确性差，只能够垂向减振器试验，不能够完成横向以及抗蛇行减振器检测，现在基本上已经淘汰不用。取而代之就是液压式激振试验台。

1.2 研究目的与系统描述

为了适应当前汽车工业的飞速发展，汽车用新技术层出不穷，但是，新技术总是会存在一些缺陷和不足，出于安全等因素的考虑，一项新技术的真正投入使用，需要经过各种评测与实验。而减振器关系到汽车的舒适、安全性能，不断出现技术更新，这就要求减振器的检测——激振试验台不断技术革新，采用其他更为先进的激振测试技术，设计试验装置，测试新型产品的性能，检验以及修正设计结果。液压缸作为激振器的核心部件，显得

尤为重要。本论文就以此为背景进行激振器用液压缸的设计。

常用的激振器有电动式、电磁式和电液式等几种，此外还有用于小型、薄壁结构的压电激振器、高频激振的磁致伸缩激振器和高声强激振器等。电液激振台一般由作动器、伺服阀、液压源、作动器控制装置和油源控制及测量仪表等五部分组成。作动器由液压缸、台面和位移传感器等组成；伺服阀是将微小电信号转换为大功率液压作动的核心部件；液压源通常由驱动电机、液压泵、溢流阀、过滤器、蓄能器及其它液压阀等组成，向作动器提供流体动力；控制装置根据台面位移传感器的反馈信号及信号源计算对伺服阀的控制电流。

1.3 电液式激振器

在激振大型设备时，为得到较大的响应，此时则需要很大的激振力，这时可采用电液式激振器。其结构原理如图1-1所示。

1-顶杆 2-伺服阀 3-活塞

图1-1 电液式激振器

信号发生器的信号经过放大后，经由电动激振器，操纵阀和功率阀所组成的电液伺服阀2，控制油路使活塞3作往复运动，并以顶杆1去激励被激对象。活塞端部输入一定油压的油，形成静压力p，对被激对象施加预载荷。用力传感器测量交变激励力p1和静压力p。

电液式激振器激振力大，行程亦大，单位力的体积小。但由于油液的可压缩性和调

整流动压力油的摩擦，使电液式激振器的高频特性变差，一般只适用于较低的频率范围，通常为零点几赫兹到数百赫兹，其波形也比电动式激振器差。此外，它的结构复杂，制造精度要求也高，并需一套液压系统，成本较高。

1.4 电液式激振器的优点

与电动式激振、电液激振和电磁激振相比，液压激振不但可以实现无级调频和调幅，而且使传动系统大大简化，操作简便、省力且成本也较低。

目前工业生产中使用的液压激振器一般是由振动液压缸、液控换向阀和弹性元件等组成，通常采用液压系统保证振动频率稳定且使之可调。激振器液压缸为双出杆差动液压缸，活塞杆的一端连结在弹性元件上，另一端则作为输出振动元件。而激波式液压激振器是基于激波原理而研制的新型液压元件，它由壳体、激波器、液压缸及其拖动装置组成，采用激波器控制双作用液压缸产生振动，可以实现振幅、频率无级可调。因此，调整这种激振器的输出振幅和振动频率，即可满足多种工作点的振动机械的要求，做到一机多能。另外，激波式液压激振器输出响应速度快，在带负载起动和停止时，不存在振动频率越过共振区的问题，使机器能平稳起动和停车。采用激波器控制差动液压缸活塞的位移(振幅)是通过激波器以全流量供液状态下产生的，因此，节流损失极少，工作效率高。

第二章试验台设计方案

2.1 激振形式的选择

激振试验台发展到现在，激振器大致可以分为以下几类：

表2-1激振台种类及性能特点

各激振台的主要性能特点如表2-1所示，常用的工作频率范围如表2-2所示。

表2-2不同激振台常用的工作频率范围

类型可能的工作频率范围

机械式1~300Hz

电动式5~10，000Hz

电磁式20~2000Hz

压电式20~50，000Hz

磁致伸缩式可达几十千赫兹

电液式甚低频~500Hz

从表2-1和表2-2中可以看出仅电液式有甚低频，推力大，并且可以产生各种形式的激振力。实际上，电液激振台在振动试验设备中占有重要的地位。电液激振台可获得大位移量的振动，低频时最大振幅可达2.5m；频率可以很低，接近零频，激振力最大可达107N；并且台面无磁场干扰（很适于基于磁流变技术的悬挂系统）；特别适于大负荷、大激振力、频宽适中的场合，尤其是适于车辆悬挂系统真实工况的模拟，所以本次毕业设计以电液式激振器为主题，进行液压缸的设计计算。

电液激振台一般由作动器、伺服阀、液压源、作动器控制装置和油源控制及测量仪表等五部分组成。作动器由液压缸、台面和位移传感器等组成；伺服阀是将微小电信号转换为大功率液压作动的核心部件；液压源通常由驱动电机、液压泵、溢流阀、过滤器、蓄能器及其它液压阀等组成，向作动器提供流体动力；控制装置根据台面位移传感器的反馈信号及信号源计算对伺服阀的控制电流。

2.2 试验台测试原理

试验台主要用于减振器特性(示功特性、速度特性等)的试验。为此需要模拟减振器的实车工况，为减振器试验提供各种激振。如筒谐波、方波、三角渡、随机路面谱等。试验台采用如下测控方案：采用微机作为主测控机，通过数据采集卡对试验系统进行测控。试验台动作指令由主测控机发出，通过D/A接口进入伺服控制器进行信号放大和PID调节，然后输出电流信号，驱动电液伺服阀；电液伺服阀根据信号，使液压缸按要求的方向和速度运动；液压缸在运动的同时带动减振器运动，并分别通过位移传感器测量位移、力传感器测量阻尼力。检测的位移信号和力信号通过适当调理分别进入数据采集卡的两路A／D中，然后计算机通过数据处理得到要求的减振器特性曲线。本测控方案采用位置反馈控制，因此位移信号还同时送到伺服控制器中。

2.3 试验台方案设计

本试验台采用伺服阀控制液压缸往复运动，直接形成激振波形。试验台测试系统原理如图2-1所示。

图2-1 测试系统原理图

2.4 试验台主机结构

试验台主机结构如图2-2所示：

图2-2 减振器测试台示意图

1 —底架

2 —旋转机构

3 —夹紧块

4 —上活动台

5 —立柱

6 —上固定台

7 —调节丝杆

8 —力传感器（YZ101C/2T）

9 —减振器10 —下活动台11 —下固定台

12 —伺服缸13 —位移传感器（IC-F-300-E-M）

2.5 液压缸的种类选择

表2-3 常见液压缸类型及种类

+

根据主要内容与基本要求：

1 最大激振力 23kN

2 激振频率范围0.1~18Hz

3 行程范围 +/-100mm

4 最大速度 1m/s

5 可实现正弦、随机振动等试验

根据设计要求，因为行程范围在+/-100mm，而柱塞式液压缸是一种单作用式液压缸，靠液压力只能实现一个方向的运动，柱塞回程要靠其它外力或柱塞的自重，无法满足设计要求，其余几种同样无法满足设计要求或结构过于复杂，故选定用液压缸为活塞式液压缸。而活塞式液压缸分为单杆与双杆，设计要求满足正弦、随机振动，故选择单杆双作用活塞式液压缸.如图2-3所示

图2-3 液压缸示意图

第三章液压缸的主要部件设计

液压缸的主要尺寸参数包括液压缸的内径d、外径D、壁厚δ、缸的长度L、活塞杆直径d。主要根据液压缸的负载、活塞运动速度和行程等因素来确定上述几项参数。

l

3.1 液压缸工作压力的确定

液压缸要承受的负载包括有效工作负载、摩擦阻力和惯性力等。液压缸的工作压力按负载确定。对于不同用途的液压设备，由于工作条件不同，采用的压力范围也不同。设计时，液压缸的工作压力可按负载大小及液压设备类型参考表3-1、表3-2来确定。

表3-1 各类液压设备常用的工作压力(单位：MPa)

表3-2公称压力和内径参考表

初定液压缸工作压力为25Mpa。

3.2 缸筒设计

液压缸行程L选为250mm，因设计要求是200mm。若负载特性较明确，则按最大功率传输条件（pL≤2/3ps），可确定活塞最小理论有效面积为0.92?10-3m2，则活塞杆直径为42mm，

d=50mm，则实际最大考虑到功率损失，并依据液压手册选缸内径为D=63mm，活塞杆直径l

10-m2。活塞最大速度为1m/s。

有效面积为Ap=1.30?3

则确定液压缸行程为300mm，设计该液压缸为等速等行程的双活塞杆液压缸，缸筒内

d=50mm，最大激振力23KN，额定压力P=25Mpa，属于高压油缸。

径D=63mm，活塞杆直径l

缸筒结构、材料选择及性能要求

根据设计要求，该液压缸的激振频率范围为0.1~18HZ，需要承受较大的冲击负荷，属

于中型缸。故缸筒结构选用法兰连接。

一般要求材料有足够的强度和冲击韧性，对焊接的缸筒还要求有良好的焊接性能。根据液压缸的参数、用途选用35号钢，机械预加工后再调质处理。

要求：1有足够的强度，能长期承受最高工作压力及长期动态试验压力而不致产生永久变形。2内表面在活塞密封件及导向环的摩擦力作用下，能长期工作而磨损少，尺寸公差等级和形位公差等级足以保证活塞密封件的密封性。3缸筒还要求有良好的可焊性，以便在焊接上法兰或管接头后不至于产生裂纹或过大的变形。 液压缸壁厚的确定

当液压缸壁厚δ大于缸径D 的101倍时即δ>10D 时,按壁厚公式计算

）

（

13.1][4.0][2--+=p

p

D σσδ (3-1) 当液压缸壁厚δ小于缸径D 的101倍时,按薄壁筒公式计算

]

[2σδpD

=

(3-2) 式中p ——液压缸最大工作压力（MPa ）

[σ]——许用应力（MPa ），[σ]=n b σ，其中，b σ为材料强度极限，n 为安全系数，通常限n =3.5～5。

δ——缸筒壁厚（mm ）,35号钢的强度极限b σ=540MPa ，对于液压激振器而言，属于高

压工况，故取n =5，对应的[σ]=5/540=108MPa 。

由于课题所设计的是双活塞杆液压缸，故最大压力为系统压力p =25MPa ，应用公式（6.10），可算得壁厚约为8.5mm ，综合考虑后取壁厚δ=10mm 。缸筒外径

1

D =83mm

验算：

对最终采用的缸筒壁厚应进行以下的验算 额定压力P N 应低于一定极限值，以保证工作安全

(

)2

1

2

2135

.0D D D PN s -≤σ ( MPa ) (3-3)

或

(

)4

4

12

2135

.0D D D D PN s +-≤σ ( MPa ) (3-4)

同时额定压力也应与完全塑性变形压力有一定的比例范围，以避免塑性变形的发生，即

()rL P PN 42.035.0-≤ ( MPa ) (3-5)

此外，尚需验算缸筒径向变形△D 应处在允许范围内

??

?

? ??+-+=

?v D D D D E

DP D r

221221 ( m ) (3-6) 变形量△D 不应超过密封圈允许范围 最后，还应验算缸筒的爆裂压力P E

D

D P b

E 1

lg

3.2σ= ( MPa ) (3-7) 也可用费帕尔(FAUPEL)公式

D

D

P b b E 1lg )2(65.2σσσ-

= ( MPa ) (3-8) 计算的P E 值应远超过耐压试验压力P r ，即P E ＞＞P r

s σ — 缸筒材料屈服点，MPa

P rL — 缸筒发生完全塑性变形的压力，MPa ，P r L ≤D

D s 1

lg 3.2σ P r — 缸筒耐压试验压力，MPa E — 缸筒材料弹性模量，MPa v — 缸筒材料泊松比，钢材v =0.3 额定压力

PN=25MPa ≤(

)()2

2

2

2

1

2

21636383

32035.035.0-??=-D D D s σ=82.4MPa

完全塑性变形压力

D

D P s rL 1

lg

3.2σ≤=2.3×320×lg1.317=88MPa PN ≤( 10.35~0.42 )P rL ≤0.35×88=30.8MPa

此外缸筒径向变形 取试验压力为P r =25MPa

???? ??+-+??=???

? ??+-+=

?3.06383638320600030632

222221221v D D D D E

DP D r

=0.0369mm 爆裂压力

P E =D

D b 1

lg

3.2σ=2.3×540×lg1.317=148.5 Mpa ＞＞P r 验算可知该缸筒壁厚满足强度要求

缸筒连接方式及强度计算

根据强度及各连接方式的优缺点，综合考虑初定选用法兰连接方式，以螺栓绞合。 螺栓的强度计算如下：

螺纹处的拉应力

62

1104

-?∏=

z d KF

σ ( MPa ) (3-9) 螺纹处的切应力

63

101102.0-?=

z

d KFd K τ ( MPa ) (3-10)

合成应力

p n σστσσ≤≈+=3.1322 (3-11)

F — 缸筒端部承受的最大推力，N d 1 — 螺纹底径，m

K — 拧紧螺纹的系数，不变载荷取K=1.25~1.5，变载荷取K=2.5~4 K 1 — 螺纹连接的摩擦因数，K 1=0.07~0.2，平均取K 1=0.12 z — 螺栓的数量

参考机械设计手册，为了保证设计要求，上下两端的法兰与导向座之间采用8个M20的螺栓相连

螺纹处的拉应力