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。