减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法.pdf

摘要
申请专利号：	CN201310073558.8	申请日：	2013.03.08
公开号：	CN103148146A	公开日：	2013.06.12
当前法律状态：	授权	有效性：	有权
法律详情：	授权\|\|\|实质审查的生效IPC(主分类):F16F 9/34申请日:20130308\|\|\|公开
IPC分类号：	F16F9/34	主分类号：	F16F9/34
申请人：	山东理工大学
发明人：	周长城; 孔艳玲; 刘小亭
地址：	255086 山东省淄博市高新技术产业开发区高创园D座1012室
优先权：
专利代理机构：		代理人：
PDF下载：	PDF下载

内容摘要

本发明涉及减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法，属于减振器技术领域，其特征在于采用如下步骤：1)复原阀片在任意半径r处的变形系数Gr的计算：2)确定最大开阀时复原阀局部节流损失叠加及活塞孔等效长度；3)确定最大开阀时的活塞缝隙节流压力及流量；4)确定最大开阀时的活塞孔流量及节流压力；5)确定在最大开阀时复原阀片所受的压力；6)确定减振器复原叠加阀片的等效厚度he；7)设计复原阀限位挡圈曲面形状。利用该设计方法可得到精确、可靠的复原阀限位挡圈曲面形状，不仅满足最大开阀速度及阻尼特性要求，防止减振器被击穿破坏，同时还可改善复原阀片受力状态，提高减振器使用寿命。

权利要求书

权利要求书减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法，其具体步骤如下：
（1）复原阀片在任意半径r位置处变形系数Gr的计算:
根据复原阀片的内圆半径ra，外圆半径rb，阀口半径rk，弹性模量E，泊松比μ，计算复原阀片在任意半径r位置处变形系数Gr，即：
；
其中，；
，
；
,, ,
，，，，，，，，；

，
，

，

，
，

，

，
其中，；
（2）确定最大开阀时复原阀局部节流损失叠加及活塞孔等效长度:
根据减振器活塞总成及复原阀体的结构图，将减振器复原阀局部节流损失叠加折算为油液流经活塞孔的沿程阻力损失，确定在最大开阀时的活塞孔等效长度为：
；
式中，为活塞孔的物理长度；为活塞孔直径；为最大开阀时的活塞孔沿程损失系数，，为油液运动粘度；活塞细长孔突然缩小的局部阻力系数；为活塞孔突然扩大的局部阻力系数，，为活塞孔的总面积，，，为复原阀内腔中安装固定复原阀片底座的半径，为复原阀内腔半径，即阀口半径；为油液流经活塞孔因改变流向的局部阻力系数；
（3）确定最大开阀时的活塞缝隙节流压力和流量:
根据减振器最大开阀速度点及对应要求的减振器阻尼力，活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积，确定减振器在最大开阀速度点时的活塞缝隙压力为：
；
式中，为减振器活塞缸筒内径；为活塞杆直径；
根据减振器结构参数及油液参数：活塞缸筒内径，活塞平均间隙，偏心率，油液动力粘度，活塞缝隙长度，在最大开阀速度点时的活塞缝隙压力，确定在最大开阀速度点时的活塞缝隙流量为：
；
（4）确定最大开阀时的活塞孔流量及节流压力:
根据减振器最大开阀速度点和活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积，及步骤（3）中的，确定最大开阀时的活塞孔流量为：
；
根据油液动力粘度，活塞孔个数，活塞孔直径，活塞孔流量及步骤（2）中的，确定在最大开阀时的活塞孔节流压力为：
；
(5) 确定在最大开阀时复原阀片所受的压力:
最大开阀时复原阀片所受的压力等于减振器常通孔的节流压力,根据最大开阀后油路图及活塞缝隙节流压力与活塞孔和常通孔节流压力之间关系，利用步骤（3）中的，及步骤（4）的，确定在最大开阀时复原阀片所受的压力为：
；
(6) 确定减振器复原叠加阀片的等效厚度he:
根据减振器复原叠加阀片的设计厚度和片数(h1,n1；h2,n2；…；hn,nn)，确定减振器复原叠加阀片的等效厚度he，即：
；
(7) 设计复原阀限位挡圈曲面形状:
根据限位挡圈内园处的高度，步骤（1）的Gr，步骤（5）中的,步骤（6）中的he，对复原阀限位挡圈曲面形状进行设计，即：
。
根据权利要求1所述方法中的步骤(2)，其特征在于：根据活塞孔的直径，活塞孔的长度，活塞孔突然缩小的局部压力损失系数，活塞孔突然扩大的局部压力损失系数，塞孔方向的局部压力损失系数，及最大开阀时活塞孔的沿程压力损失系数，将最大开阀时各局部压缩损失叠加折算为活塞孔等效长度。
根据权利要求1所述方法中的步骤(3)～（5），其特征在于：根据液压减振器结构参数、油液参数、最大开阀后的油路及减振器所要求的最大开阀阻尼力Fdk2，确定在最大开阀时减振器复原阀片所受压力。
根据权利要求1所述方法中的步骤(7)，其特征在于：根据减振器复原叠加阀片的等效厚度he及在最大开阀时所受的压力，在任意半径r处的变形系数Gr，限位挡圈内园处的高度，对复原阀限位挡圈曲面形状进行设计，即。

说明书

说明书减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法
技术领域
本发明涉及液压减振器，特别是减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法。
背景技术
减振器复原阀限位挡圈设计成为曲面形状，不仅是为了满足复原阀最大限位间隙                                                的设计要求，当复原阀达到最大开度，从而防止减振器发生击穿，满足车辆平顺性对减振器阻尼特性的设计要求；同时，并且当减振器运动速度达到最大开阀速度之后，复原阀片与限位挡圈的曲面完全接触，因此，精确的复原阀限位挡圈曲面形状可改善复原阀片受力状态，提高减振器使用寿命。由于受减振器节流阀片变形解析计算问题的制约，目前国内对于减振器复原阀限位挡圈曲面形状设计还没有可靠的设计方法，大都是通过反复试验和修改的方法，最终确定出该减振器复原阀限位挡圈曲面设计形状。由于减振器复原阀限位挡圈曲面设计形状受常通孔面积A0、复原阀片厚度h及减振器最大开阀阻尼力Fdk2等多因素的影响，很难得到精确减振器复原阀限位挡圈曲面设计形状，并且一旦设计成形之后也不再随车辆类型、车辆参数、减振器特性要求而改变。当前我国也对减振器复原阀限位挡圈曲面形状也没有可靠的设计方法，很多也只是参考相同类型减振器对复原阀限位挡圈曲面形状进行设计，甚至某些减振器不采用带有曲面的限位挡圈，而直接用相同直径的垫圈代替，因此，根本不能发挥限位挡圈及曲面在最大开阀时对复原阀片作用的支撑及改善受力状态，提高减振器寿命的作用，更不能满足车辆对减振器开阀阻尼特性的设计要求。
减振器复原阀限位挡圈曲面形状不仅影响车辆行驶平顺性，而且还影响复原阀片的受力状态及减振器的使用寿命。随着汽车工业的快速发展及车辆行驶速度的不断提高，对减振器设计提出了更高的要求，因此，必须建立一种准确的减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法，满足车辆行驶平顺性对减振器阻尼特性的要求，提高减振器使用寿命，加快产品设计与开发速度，降低设计及试验费用。
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准确、可靠的减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法。
为了解决上述技术问题，本发明所提供的减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法，设计流程图如图1所示，其技术方案实施步骤如下：
（1）复原阀片在任意半径r位置处变形系数Gr的计算:
根据复原阀片的内圆半径ra，外圆半径rb，阀口半径rk，弹性模量E，泊松比μ，计算复原阀片在任意半径r位置处变形系数Gr，即：
；
其中，；
，
；
,, ,
    ，，，，，，，，；

，
，

，

，
，

，

，
其中，；
（2）确定最大开阀时复原阀局部节流损失叠加及活塞孔等效长度:
根据减振器活塞总成及复原阀体的结构图，将减振器复原阀局部节流损失叠加折算为油液流经活塞孔的沿程阻力损失，确定在最大开阀时的活塞孔等效长度为：
                           ；
式中，为活塞孔的物理长度；为活塞孔直径；为最大开阀时的活塞孔沿程损失系数，，为油液运动粘度；活塞细长孔突然缩小的局部阻力系数；为活塞孔突然扩大的局部阻力系数，，为活塞孔的总面积，，，为复原阀内腔中安装固定复原阀片底座的半径，为复原阀内腔半径，即阀口半径；为油液流经活塞孔因改变流向的局部阻力系数；
（3）确定最大开阀时的活塞缝隙节流压力和流量:
根据减振器最大开阀速度点及对应要求的减振器阻尼力，活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积，确定减振器在最大开阀速度点时的活塞缝隙压力为：
；
式中，为减振器活塞缸筒内径；为活塞杆直径；
根据减振器结构参数及油液参数：活塞缸筒内径，活塞平均间隙，偏心率，油液动力粘度，活塞缝隙长度，在最大开阀速度点时的活塞缝隙压力，确定在最大开阀速度点时的活塞缝隙流量为：
；
（4）确定最大开阀时的活塞孔流量及节流压力:
根据减振器最大开阀速度点和活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积，及步骤（3）中的，确定最大开阀时的活塞孔流量为：
；
根据油液动力粘度，活塞孔个数，活塞孔直径，活塞孔流量及步骤（2）中的，确定在最大开阀时的活塞孔节流压力为：
；
(5) 确定在最大开阀时复原阀片所受的压力:
最大开阀时复原阀片所受的压力等于减振器常通孔的节流压力,根据最大开阀后油路图及活塞缝隙节流压力与活塞孔和常通孔节流压力之间关系，利用步骤（3）中的，及步骤（4）的，确定在最大开阀时复原阀片所受的压力为：
；
(6) 确定减振器复原叠加阀片的等效厚度he:
根据减振器复原叠加阀片的设计厚度和片数(h1,n1；h2,n2；…；hn,nn)，确定减振器复原叠加阀片的等效厚度he，即：
；
(7) 设计复原阀限位挡圈曲面形状:
根据限位挡圈内园处的高度，步骤（1）的Gr，步骤（5）中的,步骤（6）中的he，对复原阀限位挡圈曲面形状进行设计，即：
。
本发明比现有技术具有的优点：
由于受减振器节流阀片变形解析计算问题的制约，目前国内对于减振器复原阀限位挡圈曲面形状设计还没有可靠的设计方法，大都是通过反复试验和修改的方法，最终确定出该减振器复原阀限位挡圈曲面设计形状。由于减振器复原阀限位挡圈曲面设计形状受常通孔面积A0、复原阀片厚度h及减振器最大开阀阻尼力Fdk2等多因素的影响，很难得到精确减振器复原阀限位挡圈曲面设计形状，并且一旦设计成形之后也不再随车辆类型、车辆参数、减振器特性要求而改变。当前我国也对减振器复原阀限位挡圈曲面形状也没有可靠的设计方法，很多也只是参考相同类型减振器对复原阀限位挡圈曲面形状进行设计，甚至有些不采用带有曲面的限位挡圈，而直接用相同直径的垫圈代替，根本不能发挥限位挡圈及曲面在最大开阀时对复原阀片作用的支撑及改善受力状态，提高减振器寿命的作用，更不能满足车辆对减振器开阀阻尼特性的设计要求。
该减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法，根据减振器结构参数、油液参数及最大开阀时的油路，将局部压力损失叠加折算为活塞孔的等效长度，确定出在最大开阀时减振器复原阀片所受的压力，然后根据复原叠加阀片的厚度和片数及等效厚度，利用减振器阀片在任意半径处的变形解析计算式，对减振器复原阀限位挡圈曲面形状进行解析设计，因此，复原阀限位挡圈曲面形状设计值精确、可靠，确保减振器在最大开阀速度下的阻尼特性要求，防止减振器击穿破坏，改善复原阀片在开阀速度时的受力状态，提高减振器的寿命，同时，避免反复试验和修改，降低设计与试验费用。
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是复原阀限位挡圈曲面形状设计流程图；
图2是减振器活塞总成及复原阀结构图；
图3是复原阀限位挡圈及曲面形状图；
图4是减振器复原阀最大开阀时的油路图；
图5 是实施例一的设计减振器所要求的速度特性曲线；
图6 是实施例一的设计减振器复原阀片任意半径r处的变形系数曲线；
图7 是实施例一的复原阀限位挡圈曲面设计形状；
图8 是实施例一的设计减振器试验得到的速度特性曲线；
图9 是实施例二的设计减振器所要求的速度特性曲线；
图10 是实施例二的复原阀限位挡圈曲面设计形状；
图11 是实施例二的设计减振器试验得到的速度特性曲线。
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，其中，为防止减振器运动速度过大时复原阀开口过大而使减振器击穿，复原阀片4的下面装有限位挡圈5，并用紧固螺母6加以固定。限位挡圈5的表面成弧面，如图3所示，以确保减振器在正常情况下开阀，并且当减振器运动速度达到一定数值时，复原节流阀片弯曲变形与限位挡圈接触，即复原阀达到最大开度，从而防止减振器发生击穿；同时，当减振器运动速度达到一定数值时，复原节流阀片与限位挡圈曲面完全接触，改善复原阀片的受力状态，提高减振器的使用寿命。减振器的结构参数及阀体结构和油液参数如下：活塞缸筒内径，活塞杆直径dg＝20mm，活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积；活塞缝隙长度；活塞平均间隙；偏心率；油液运动粘度粘度＝m2/s，密度，动力粘度；活塞孔直径，个数，方向角；节流阀外圆半径，内圆径，阀口半径，,弹性模量E=200GPa，泊松比μ＝0.3；减振器复原叠加阀片的厚度和片数分别为，；；；常通孔面积，常通孔流量系数；阀片在外半径rb变形系数m6/N；减振器设计所要求的速度特性曲线，如图5所示，其中，减振器复原阀初次开阀速度，初次开阀阻尼力；最大开阀速度，最大开阀阻尼力；限位挡圈内圆处的最大高度y0＝5mm，设计限位挡圈的曲面形状。
本发明实例所提供的减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法，其设计流程如图1所示，具体步骤如下：
（1）复原阀片在任意半径r位置处变形系数Gr的计算:
根据复原阀片的内圆半径ra＝5.5mm，外圆半径rb＝8.5mm，阀口半径rk＝8.0mm，弹性模量E＝200GPa，泊松比μ＝0.3，计算复原阀片在任意半径r位置处变形系数Gr，即：
；－
其中，；
，
；
＝－5.78×10－4,      =－0.00246,
＝－1.925×10－8,
    =‑1.17612×10－7， =181.82，
=‑0.05173，=0.011，=6.655×10－7；=‑9688.58，=‑9.09599，=2.6，=9.537×10－4；

=‑3.8×10－4，
=‑6.558，

=‑24.5565；

，
=0.0022679；

=0.0099，
=530.67，

=2479.81，

=0.06249，
其中，=5.7549×10－8；
计算所得到的减振器复原阀片在任意半径r的变形系数Gr，如图6所示。
（2）确定最大开阀时复原阀局部节流损失叠加及活塞孔等效长度：
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=9.0mm；活塞孔直径=2.0mm，在最大开阀速度=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，突然扩大局部阻力系数和改变方向局部阻力系数及沿程阻力损失，确定在最大开阀时的活塞孔等效长度为：
                           =140.1mm；
式中，＝0.0231，，，＝m2/s；查表得，；，，，，，，；，，其中，；
（3）确定最大开阀时的活塞缝隙节流压力和流量：
根据减振器设计所要求的速度特性曲线，如图5所示,最大开阀速度点对应要求的减振器阻尼力，活塞缸筒内径，活塞杆直径=20mm，及活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积=，确定减振器在最大开阀速度时的活塞缝隙压力为：
5.471；
根据减振器结构参数及油液参数：活塞缸筒内径=28mm，活塞平均间隙，偏心率=1.0，油液动力粘度，活塞缝隙长度，及活塞缝隙压力=5.471，确定在最大开阀速度时的活塞缝隙流量为：
8.0108；
（4）确定最大开阀时的活塞孔流量及节流压力：
确定最大开阀时的活塞孔流量：根据复原阀最大开阀油路图4可知：最大开阀的复原环形节流缝隙与常通孔并联之后与活塞孔串联，然后再与活塞缝隙并联，根据减振器最大开阀速度=1.0m/s和活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积=，及步骤（3）中的=8.0108，确定最大开阀时的活塞孔流量为：
2.2189；
根据油液动力粘度，活塞孔直径=2.0mm和个数=4，活塞孔流量=2.2189及步骤（1）中的活塞孔等效长度=140.1mm，确定在最大开阀时的活塞孔节流压力为：
1.7618；
(5)确定在最大开阀时复原阀片所受的压力：
根据图4减振器复原阀最大开阀后油路图，最大开阀时复原阀片所受的压力等于减振器常通孔的节流压力,利用步骤（3）中的=5.471，及步骤（4）的=1.7618，确定在最大开阀时复原阀片所受的压力为：
5.2948；
(6)确定减振器复原叠加阀片的等效厚度he:
根据减振器复原叠加阀片的设计厚度和片数；；，确定减振器复原叠加阀片的等效厚度he，即：
＝0.286mm；
（7）设计复原阀限位挡圈曲面形状yr：
根据限位挡圈内园处的高度=5.0mm，步骤（1）中的Gr，步骤（5）中的=5.2948，步骤（6）中的he＝0.286mm，对复原阀限位挡圈曲面形状进行设计，设计得到的减振器复原阀限位挡圈曲面形状如图7所示。
利用电液伺服减振器综合性能试验台对实施例一所设计加工的减振器进行特性试验，所测得的减振器速度特性曲线如图8所示，减振器开阀速度为Vk2=1.01m/s，与设计所要求的开阀速度点Vk2=1.0m/s相吻合，表明该减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法是正确的。
实施例二：某液压液压减振器设计所要的复原速度特性，如图9所示，最大开阀速度，最大开阀阻尼力；复原叠加阀片的设计厚度和片数；；，等效厚度＝0.2674mm，减振器的结构参数、油液参数与实例一的相同，复原阀限位挡圈内园处的高度=5.0mm。
采用实施例一的设计步骤，对该减振器复原阀限位挡圈曲面形状进行设计；由于减振器的结构参数、油液参数、复原阀片的结构参数，都与实施例一的相同，因此，复原阀片的变形系数Gr与实施例一的相同，如图6所示；只是该减振器复原叠加阀片的厚度和片数及复原行程的最大开阀阻尼特性要求与实施例一的不同，其中：
复原叠加阀片的等效厚度he＝0.2674mm；
最大开阀时复原阀片所受的压力=4.674；
因此，设计得到的减振器复原阀限位挡圈曲面形状如图10所示。
利用电液伺服减振器综合性能试验台对实施例二所设计加工的减振器进行特性试验，所测得的减振器速度特性曲线如图11所示，减振器开阀速度为Vk2=1.02m/s，与设计所要求的开阀速度点Vk2=1.0m/s相吻合，表明减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法是正确的。

资源描述

《减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法.pdf》由会员分享，可在线阅读，更多相关《减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法.pdf（20页珍藏版）》请在专利查询网上搜索。

1、(10)申请公布号 CN 103148146 A (43)申请公布日 2013.06.12 CN 103148146 A *CN103148146A* (21)申请号 201310073558.8 (22)申请日 2013.03.08 F16F 9/34(2006.01) (71)申请人山东理工大学地址 255086 山东省淄博市高新技术产业开发区高创园 D 座 1012 室 (72)发明人周长城孔艳玲刘小亭 (54) 发明名称减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法 (57) 摘要本发明涉及减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法，属于减振器技术领域，其特征在于采用如下步。

2、骤： 1) 复原阀片在任意半径r处的变形系数Gr的计算： 2) 确定最大开阀时复原阀局部节流损失叠加及活塞孔等效长度； 3) 确定最大开阀时的活塞缝隙节流压力及流量； 4) 确定最大开阀时的活塞孔流量及节流压力； 5) 确定在最大开阀时复原阀片所受的压力； 6) 确定减振器复原叠加阀片的等效厚度he； 7) 设计复原阀限位挡圈曲面形状。利用该设计方法可得到精确、可靠的复原阀限位挡圈曲面形状，不仅满足最大开阀速度及阻尼特性要求，防止减振器被击穿破坏，同时还可改善复原阀片受力状态，提高减振器使用寿命。 (51)Int.Cl. 权利要求书 4 页说明书。

3、10 页附图 5 页 (19)中华人民共和国国家知识产权局 (12)发明专利申请权利要求书4页说明书10页附图5页 (10)申请公布号 CN 103148146 A CN 103148146 A *CN103148146A* 1/4 页 2 1. 减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法，其具体步骤如下：（1）复原阀片在任意半径r位置处变形系数Gr的计算 : 根据复原阀片的内圆半径ra，外圆半径rb，阀口半径rk，弹性模量E，泊松比，计算复原阀片在任意半径r位置处变形系数Gr，即：；其中，；，； , , ，，，；，，权利要求书 CN 1。

4、03148146 A 2 2/4 页 3 ，，，，，其中，；（2）确定最大开阀时复原阀局部节流损失叠加及活塞孔等效长度: 根据减振器活塞总成及复原阀体的结构图，将减振器复原阀局部节流损失叠加折算为油液流经活塞孔的沿程阻力损失，确定在最大开阀时的活塞孔等效长度为：；式中，为活塞孔的物理长度；为活塞孔直径；为最大开阀时的活塞孔沿程损失权利要求书 CN 103148146 A 3 3/4 页 4 系数，为油液运动粘度；活塞细长孔突然缩小的局部阻力系数；为活塞孔突然扩大的局部阻力系数，为活塞孔的总面积，，为复原阀内腔中安装固定复原阀片底座的。

5、半径，为复原阀内腔半径，即阀口半径；为油液流经活塞孔因改变流向的局部阻力系数；（3）确定最大开阀时的活塞缝隙节流压力和流量: 根据减振器最大开阀速度点及对应要求的减振器阻尼力，活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积，确定减振器在最大开阀速度点时的活塞缝隙压力为：；式中，为减振器活塞缸筒内径；为活塞杆直径；根据减振器结构参数及油液参数：活塞缸筒内径，活塞平均间隙，偏心率，油液动力粘度，活塞缝隙长度，在最大开阀速度点时的活塞缝隙压力，确定在最大开阀速度点时的活塞缝隙流量为：；（4）确定最大开阀时的活塞孔流量及节流压力: 根据减振器最大开阀。

6、速度点和活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积，及步骤（3）中的，确定最大开阀时的活塞孔流量为：；根据油液动力粘度，活塞孔个数，活塞孔直径，活塞孔流量及步骤（2）中的，确定在最大开阀时的活塞孔节流压力为：； (5) 确定在最大开阀时复原阀片所受的压力: 最大开阀时复原阀片所受的压力等于减振器常通孔的节流压力 , 根据最大开阀后油路图及活塞缝隙节流压力与活塞孔和常通孔节流压力之间关系，利用步骤（3）中的，及步骤（4）的，确定在最大开阀时复原阀片所受的压力为：权利要求书 CN 103148146 A 4 4/4 页 5 ； (6) 确定减振器复。

7、原叠加阀片的等效厚度he: 根据减振器复原叠加阀片的设计厚度和片数 (h1,n1；h2,n2；；hn,nn)，确定减振器复原叠加阀片的等效厚度he，即：； (7) 设计复原阀限位挡圈曲面形状: 根据限位挡圈内园处的高度，步骤（1）的Gr，步骤（5）中的, 步骤（6）中的he，对复原阀限位挡圈曲面形状进行设计，即：。 2. 根据权利要求 1 所述方法中的步骤 (2)，其特征在于：根据活塞孔的直径，活塞孔的长度，活塞孔突然缩小的局部压力损失系数，活塞孔突然扩大的局部压力损失系数，塞孔方向的局部压力损失系数，及最大开阀时活塞孔的沿程压力损失系。

8、数，将最大开阀时各局部压缩损失叠加折算为活塞孔等效长度。 3. 根据权利要求 1 所述方法中的步骤 (3) （5），其特征在于：根据液压减振器结构参数、油液参数、最大开阀后的油路及减振器所要求的最大开阀阻尼力Fdk2，确定在最大开阀时减振器复原阀片所受压力。 4.根据权利要求1所述方法中的步骤(7)，其特征在于：根据减振器复原叠加阀片的等效厚度he及在最大开阀时所受的压力，在任意半径r处的变形系数Gr，限位挡圈内园处的高度，对复原阀限位挡圈曲面形状进行设计，即。权利要求书 CN 103148146 A 5 1/10 页 6 减振器复原阀限位挡圈。

9、曲面形状的设计方法技术领域 0001 本发明涉及液压减振器，特别是减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法。背景技术 0002 减振器复原阀限位挡圈设计成为曲面形状，不仅是为了满足复原阀最大限位间隙的设计要求，当复原阀达到最大开度，从而防止减振器发生击穿，满足车辆平顺性对减振器阻尼特性的设计要求；同时，并且当减振器运动速度达到最大开阀速度之后，复原阀片与限位挡圈的曲面完全接触，因此，精确的复原阀限位挡圈曲面形状可改善复原阀片受力状态，提高减振器使用寿命。由于受减振器节流阀片变形解析计算问题的制约，目前国内对于减振器复原阀限位挡圈曲面形状设计还没有可靠的设。

10、计方法，大都是通过反复试验和修改的方法，最终确定出该减振器复原阀限位挡圈曲面设计形状。由于减振器复原阀限位挡圈曲面设计形状受常通孔面积A0、复原阀片厚度h及减振器最大开阀阻尼力Fdk2等多因素的影响，很难得到精确减振器复原阀限位挡圈曲面设计形状，并且一旦设计成形之后也不再随车辆类型、车辆参数、减振器特性要求而改变。当前我国也对减振器复原阀限位挡圈曲面形状也没有可靠的设计方法，很多也只是参考相同类型减振器对复原阀限位挡圈曲面形状进行设计，甚至某些减振器不采用带有曲面的限位挡圈，而直接用相同直径的垫圈代替，因此，根本不能发挥限位挡圈及曲面在最大开阀时对复原阀。

11、片作用的支撑及改善受力状态，提高减振器寿命的作用，更不能满足车辆对减振器开阀阻尼特性的设计要求。 0003 减振器复原阀限位挡圈曲面形状不仅影响车辆行驶平顺性，而且还影响复原阀片的受力状态及减振器的使用寿命。随着汽车工业的快速发展及车辆行驶速度的不断提高，对减振器设计提出了更高的要求，因此，必须建立一种准确的减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法，满足车辆行驶平顺性对减振器阻尼特性的要求，提高减振器使用寿命，加快产品设计与开发速度，降低设计及试验费用。发明内容 0004 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准确、可靠的减振器复原阀限。

12、位挡圈曲面形状的设计方法。 0005 为了解决上述技术问题，本发明所提供的减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法，设计流程图如图 1 所示，其技术方案实施步骤如下：（1）复原阀片在任意半径r位置处变形系数Gr的计算 : 根据复原阀片的内圆半径ra，外圆半径rb，阀口半径rk，弹性模量E，泊松比，计算复原阀片在任意半径r位置处变形系数Gr，即：；说明书 CN 103148146 A 6 2/10 页 7 其中，；，； , , ，，，；，，，说明书 CN 103148146 A 7 3/10 页 8 ，，，，其中，；（2）确定。

13、最大开阀时复原阀局部节流损失叠加及活塞孔等效长度: 根据减振器活塞总成及复原阀体的结构图，将减振器复原阀局部节流损失叠加折算为油液流经活塞孔的沿程阻力损失，确定在最大开阀时的活塞孔等效长度为：；式中，为活塞孔的物理长度；为活塞孔直径；为最大开阀时的活塞孔沿程损失系数，为油液运动粘度；活塞细长孔突然缩小的局部阻力系数；为活塞孔突然扩大的局部阻力系数，为活塞孔的总面积，，为复原阀内腔中安装固定复原阀片底座的半径，为复原阀内腔半径，即说明书 CN 103148146 A 8 4/10 页 9 阀口半径；为油液流经活塞孔因改变流向的局部阻力系数；。

14、（3）确定最大开阀时的活塞缝隙节流压力和流量: 根据减振器最大开阀速度点及对应要求的减振器阻尼力，活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积，确定减振器在最大开阀速度点时的活塞缝隙压力为：；式中，为减振器活塞缸筒内径；为活塞杆直径；根据减振器结构参数及油液参数：活塞缸筒内径，活塞平均间隙，偏心率，油液动力粘度，活塞缝隙长度，在最大开阀速度点时的活塞缝隙压力，确定在最大开阀速度点时的活塞缝隙流量为：；（4）确定最大开阀时的活塞孔流量及节流压力: 根据减振器最大开阀速度点和活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积，及步骤（3）中的，确定最大开阀时的活塞孔。

15、流量为：；根据油液动力粘度，活塞孔个数，活塞孔直径，活塞孔流量及步骤（2）中的，确定在最大开阀时的活塞孔节流压力为：； (5) 确定在最大开阀时复原阀片所受的压力: 最大开阀时复原阀片所受的压力等于减振器常通孔的节流压力 , 根据最大开阀后油路图及活塞缝隙节流压力与活塞孔和常通孔节流压力之间关系，利用步骤（3）中的，及步骤（4）的，确定在最大开阀时复原阀片所受的压力为：； (6) 确定减振器复原叠加阀片的等效厚度he: 根据减振器复原叠加阀片的设计厚度和片数 (h1,n1；h2,n2；；hn,nn)，确定减振器复原叠加阀片的等效厚度he，即。

16、：；说明书 CN 103148146 A 9 5/10 页 10 (7) 设计复原阀限位挡圈曲面形状: 根据限位挡圈内园处的高度，步骤（1）的Gr，步骤（5）中的, 步骤（6）中的he，对复原阀限位挡圈曲面形状进行设计，即：。 0006 本发明比现有技术具有的优点：由于受减振器节流阀片变形解析计算问题的制约，目前国内对于减振器复原阀限位挡圈曲面形状设计还没有可靠的设计方法，大都是通过反复试验和修改的方法，最终确定出该减振器复原阀限位挡圈曲面设计形状。由于减振器复原阀限位挡圈曲面设计形状受常通孔面积A0、复原阀片厚度h及减振器最大开阀阻尼力F。

17、dk2等多因素的影响，很难得到精确减振器复原阀限位挡圈曲面设计形状，并且一旦设计成形之后也不再随车辆类型、车辆参数、减振器特性要求而改变。当前我国也对减振器复原阀限位挡圈曲面形状也没有可靠的设计方法，很多也只是参考相同类型减振器对复原阀限位挡圈曲面形状进行设计，甚至有些不采用带有曲面的限位挡圈，而直接用相同直径的垫圈代替，根本不能发挥限位挡圈及曲面在最大开阀时对复原阀片作用的支撑及改善受力状态，提高减振器寿命的作用，更不能满足车辆对减振器开阀阻尼特性的设计要求。 0007 该减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法，根据减振器结构参数、油液参数及最大开阀时的。

18、油路，将局部压力损失叠加折算为活塞孔的等效长度，确定出在最大开阀时减振器复原阀片所受的压力，然后根据复原叠加阀片的厚度和片数及等效厚度，利用减振器阀片在任意半径处的变形解析计算式，对减振器复原阀限位挡圈曲面形状进行解析设计，因此，复原阀限位挡圈曲面形状设计值精确、可靠，确保减振器在最大开阀速度下的阻尼特性要求，防止减振器击穿破坏，改善复原阀片在开阀速度时的受力状态，提高减振器的寿命，同时，避免反复试验和修改，降低设计与试验费用。 0008 为了更好地理解本发明下面结合附图作进一步的说明。 0009 图 1 是复原阀限位挡圈曲面形状设计流程图；图 2 。

19、是减振器活塞总成及复原阀结构图；图 3 是复原阀限位挡圈及曲面形状图；图 4 是减振器复原阀最大开阀时的油路图；图 5 是实施例一的设计减振器所要求的速度特性曲线；图 6 是实施例一的设计减振器复原阀片任意半径 r 处的变形系数曲线；图 7 是实施例一的复原阀限位挡圈曲面设计形状；图 8 是实施例一的设计减振器试验得到的速度特性曲线；图 9 是实施例二的设计减振器所要求的速度特性曲线；图 10 是实施例二的复原阀限位挡圈曲面设计形状；图 11 是实施例二的设计减振器试验得到的速度特性曲线。具体实施方案 0010 下面通过实施例对本发明作进一步详细说明。说。

20、明书 CN 103148146 A 10 6/10 页 11 0011 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，其中，为防止减振器运动速度过大时复原阀开口过大而使减振器击穿，复原阀片 4 的下面装有限位挡圈 5，并用紧固螺母 6 加以固定。限位挡圈 5 的表面成弧面，如图 3 所示，以确保减振器在正常情况下开阀，并且当减振器运动速度达到一定数值时，复原节流阀片弯曲变形与限位挡圈接触，即复原阀达到最大开度，从而防止减振器发生击穿；同时，当减振器运动。

21、速度达到一定数值时，复原节流阀片与限位挡圈曲面完全接触，改善复原阀片的受力状态，提高减振器的使用寿命。减振器的结构参数及阀体结构和油液参数如下：活塞缸筒内径，活塞杆直径dg 20mm，活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积；活塞缝隙长度；活塞平均间隙；偏心率；油液运动粘度粘度m2/s，密度，动力粘度；活塞孔直径，个数，方向角；节流阀外圆半径，内圆径，阀口半径， , 弹性模量E=200GPa，泊松比 0.3 ；减振器复原叠加阀片的厚度和片数分别为，；常通孔面积，常通孔流量系数；阀片在外半径rb变形系数m6/N ；减振器设计所要求的速度特。

22、性曲线，如图 5 所示，其中，减振器复原阀初次开阀速度，初次开阀阻尼力；最大开阀速度，最大开阀阻尼力；限位挡圈内圆处的最大高度 y0 5mm，设计限位挡圈的曲面形状。 0012 本发明实例所提供的减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法，其设计流程如图 1 所示，具体步骤如下：（1）复原阀片在任意半径r位置处变形系数Gr的计算 : 根据复原阀片的内圆半径ra 5.5mm，外圆半径rb 8.5mm，阀口半径rk 8.0mm，弹性模量E 200GPa，泊松比 0.3，计算复原阀片在任意半径r位置处变形系数Gr，即：；其中，；，； 5.7810 。

23、4, = 0.00246, 1.92510 8, 说明书 CN 103148146 A 11 7/10 页 12 =-1.1761210 7， =181.82， =-0.05173，=0.011，=6.65510 7 ； =-9688.58，=-9.09599，=2.6， =9.53710 4 ； =-3.810 4， =-6.558， =-24.5565 ；， =0.0022679 ； =0.0099，说明书 CN 103148146 A 12 8/10 页 13 =530.67， =2479.81， =0.06249，其中，=5.754910 8 ；计算所得到的减振器复原阀。

24、片在任意半径r的变形系数 Gr，如图 6 所示。 0013 （2）确定最大开阀时复原阀局部节流损失叠加及活塞孔等效长度：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=9.0mm ；活塞孔直径 =2.0mm，在最大开阀速度=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，突然扩大局部阻力系数和改变方向局部阻力系数及沿程阻力损失，确定在最大开阀时的活塞孔等效长度为： =140.1mm ；式中， 0.0231，，m2/s ；查表得，；，说明书 CN 103148146 A 13 9/10 页 14 ，，；，其中，；（3）确定最大开阀。

25、时的活塞缝隙节流压力和流量：根据减振器设计所要求的速度特性曲线，如图 5 所示 , 最大开阀速度点对应要求的减振器阻尼力，活塞缸筒内径，活塞杆直径=20mm，及活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积=，确定减振器在最大开阀速度时的活塞缝隙压力为： 5.471；根据减振器结构参数及油液参数：活塞缸筒内径=28mm，活塞平均间隙，偏心率=1.0，油液动力粘度，活塞缝隙长度，及活塞缝隙压力=5.471，确定在最大开阀速度时的活塞缝隙流量为： 8.0108；（4）确定最大开阀时的活塞孔流量及节流压力：确定最大开阀时。

26、的活塞孔流量：根据复原阀最大开阀油路图 4 可知：最大开阀的复原环形节流缝隙与常通孔并联之后与活塞孔串联，然后再与活塞缝隙并联，根据减振器最大开阀速度=1.0m/s 和活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积=，及步骤（3）中的=8.0108，确定最大开阀时的活塞孔流量为： 2.2189；根据油液动力粘度，活塞孔直径=2.0mm 和个数=4，活塞孔流量 =2.2189及步骤（1）中的活塞孔等效长度=140.1mm，确定在最大开阀时的活塞孔节流压力为： 1.7618； (5) 确定在最大开阀时复原阀片所受的压力：根据图 4 减振器复原阀最大开阀后油路图，最大开阀。

27、时复原阀片所受的压力等说明书 CN 103148146 A 14 10/10 页 15 于减振器常通孔的节流压力 , 利用步骤（3）中的=5.471，及步骤（4）的 =1.7618，确定在最大开阀时复原阀片所受的压力为： 5.2948； (6) 确定减振器复原叠加阀片的等效厚度he: 根据减振器复原叠加阀片的设计厚度和片数；，确定减振器复原叠加阀片的等效厚度he，即： 0.286mm ；（7）设计复原阀限位挡圈曲面形状yr：根据限位挡圈内园处的高度=5.0mm，步骤（1）中的Gr，步骤（5）中的 =5.2948，步骤（。

28、6）中的he 0.286mm，对复原阀限位挡圈曲面形状进行设计，设计得到的减振器复原阀限位挡圈曲面形状如图 7 所示。 0014 利用电液伺服减振器综合性能试验台对实施例一所设计加工的减振器进行特性试验，所测得的减振器速度特性曲线如图 8 所示，减振器开阀速度为Vk2=1.01m/s，与设计所要求的开阀速度点Vk2=1.0m/s 相吻合，表明该减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法是正确的。 0015 实施例二：某液压液压减振器设计所要的复原速度特性，如图 9 所示，最大开阀速度，最大开阀阻尼力；复原叠加阀片的设计厚度和片数；，等效厚度 0.26。

29、74mm，减振器的结构参数、油液参数与实例一的相同，复原阀限位挡圈内园处的高度=5.0mm。 0016 采用实施例一的设计步骤，对该减振器复原阀限位挡圈曲面形状进行设计；由于减振器的结构参数、油液参数、复原阀片的结构参数，都与实施例一的相同，因此，复原阀片的变形系数Gr与实施例一的相同，如图 6 所示；只是该减振器复原叠加阀片的厚度和片数及复原行程的最大开阀阻尼特性要求与实施例一的不同，其中：复原叠加阀片的等效厚度he 0.2674mm ；最大开阀时复原阀片所受的压力=4.674；因此，设计得到的减振器复原阀限位挡圈曲面形状如图 10 所示。 00。

30、17 利用电液伺服减振器综合性能试验台对实施例二所设计加工的减振器进行特性试验，所测得的减振器速度特性曲线如图 11 所示，减振器开阀速度为Vk2=1.02m/s，与设计所要求的开阀速度点Vk2=1.0m/s 相吻合，表明减振器复原阀限位挡圈曲面形状的设计方法是正确的。说明书 CN 103148146 A 15 1/5 页 16 图 1 图 2 图 3 图 4 说明书附图 CN 103148146 A 16 2/5 页 17 图 5 图 6 说明书附图 CN 103148146 A 17 3/5 页 18 图 7 图 8 说明书附图 CN 103148146 A 18 4/5 页 19 图 9 图 10 说明书附图 CN 103148146 A 19 5/5 页 20 图 11 说明书附图 CN 103148146 A 20 。

展开阅读全文