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畢 業(yè) 設 計（論文）
題目 液壓減震器性能測試與實時顯示試驗臺的結構設計
專 業(yè)：
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摘要
伴隨中國綜合實力的飛速發(fā)展，國內(nèi)鐵道運輸?shù)玫搅丝涨暗陌l(fā)展。同時隨著先進技術的不斷發(fā)展，液壓減震器在其領域內(nèi)又占有相當大的比例。液壓減振器是機車車輛上重要部件之一。車輪表面的不規(guī)則和軌道的不平順都直接經(jīng)車輪傳到懸掛部件上去 ，使機車車輛各部分高頻和低頻振動。如果這種振動不經(jīng)過減振器來衰減，就會降低機械部件的結構強度和使用壽命。因此，對減振器及其試驗臺的研究就具有十分重要的實際意義。
本文設計的題目是液壓減震器性能測試與實時顯示試驗臺的結構設計。主要針對教學具備多種實時顯示功能的液壓減震器性能測試實驗臺，進行整體方案和零部件的設計和分析。設計之初介紹了機車液壓減振器及其檢測技術的國內(nèi)外現(xiàn)狀，簡要分析了我國目前常見的液壓減振器的原理、作用、性能特點等。同時對國外和國內(nèi)機車液壓減振器試驗臺的結構及優(yōu)、缺點進行了詳細的分析。本文在查閱了國內(nèi)外相關資料的前提下，對本次設計的課題進行了總體結構設計、在分析的同時對部件的結構設計、主要零部件的設計、計算及校核。利用AUTO CAD二維繪圖軟件進行了零件的設計和裝配，以滿足使用要求。
最終完成減震器臺架、臺架的總體設計和主要零部件設計。最終達到本次設計的綜合訓練的目的。
關鍵詞：液壓減震器、試驗臺、作功圖試驗、阻尼特性試驗
ABSTRACT
With the rapid development of China 's comprehensive strength , the domestic rail transportation has been an unprecedented development. Simultaneously with the development of advanced technology , hydraulic shock absorbers in its territory and occupies a large proportion. Hydraulic shock absorber is one of the important components on locomotives . Irregular and smooth the surface of the track wheels are transmitted directly through the wheel suspension components up to make the various parts of the rolling stock high and low frequency vibration. If such a vibration damper without attenuating , will reduce the strength and life of mechanical structural components . Therefore, the study of the shock absorber on its test stand has a very important practical significance .
This design is entitled hydraulic shock absorber performance testing and real-time display structure designed test rig . Mainly for teaching with a variety of real-time display of the hydraulic shock absorber performance test bench, the design and analysis of the overall program and components . Beginning of the design introduced the current domestic and international motorcycle hydraulic shock absorber and detection technology, a brief analysis of the current principles of the common hydraulic shock absorbers , function, performance characteristics , etc. While the structure and priorities of foreign and domestic motorcycle hydraulic shock absorber test rig , a detailed analysis of the shortcomings . In this paper, the relevant information at home and abroad under the inspection of the premise, the subject of this design were the overall structural design, structural design of components , the main components of the design , calculation and check in the same analysis. The use of two-dimensional drawing software AUTO CAD design and assembly of parts to meet the requirements.
The final completion of the shock absorber bench , overall design and key components gantry design. Ultimately designed this comprehensive training purposes .
Keywords : hydraulic shock absorbers , test bench for dynamometer testing , the damping characteristic test
I
目 錄
摘要 I
ABSTRACT I
第1章 緒論 4
1.1 減震器的發(fā)展概述 4
1.2 液壓減震器的工作原理及分類 5
1.2.1 液壓減震器的工作原理 5
1.2.2 液壓減震器的分類 5
1.3 液壓減震器的研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 7
1.3.1 液壓減震器的研究現(xiàn)狀 7
1.3.2 液壓減震器的發(fā)展趨勢 8
1.4 液壓減振器試驗臺的組成及種類 8
1.5 液壓減振器試驗臺的研究狀況及發(fā)展趨勢 9
1.5.1 液壓減振器試驗臺的研究狀況 9
1.5.2 液壓減振器試驗臺的發(fā)展趨勢 10
1.6 課題研究的意義及內(nèi)容 11
第2章 液壓減震器試驗臺總體結構設計 13
2.1 液壓減震器試驗臺設計要求及基本性能 13
2.1.1 液壓減震器試驗臺設計要求 13
2.1.2 液壓減震器試驗臺基本性能 13
2.2 液壓減震器試驗臺架滿足三個試驗的要求 13
2.2.1 減振器示功試驗 13
2.2.2 液壓減振器試驗臺阻尼力試驗 14
2.2.3 液壓減振器試驗臺耐久特性試驗 14
2.3 液壓減震器試驗臺總體結構設計 14
2.4 液壓減震器試驗臺液壓系統(tǒng)設計 15
第3章 液壓減震器試驗臺主要零部件設計 16
3.1 液壓減震器的確定 16
3.1.1 減振器相對阻尼系數(shù)的確定 16
3.1.2 減振器阻尼系數(shù)的確定 16
3.1.3 最大卸荷力的確定 16
3.1.4 減振器工作缸直徑D的確定 17
3.1.5 減振器活塞行程的確定 17
3.2 電磁激振器的選擇 17
3.3 車輪的設計 18
3.4 彈簧的設計 18
3.5 導柱的設計 19
3.6 板的設計 20
3.7 減震器輪胎鏈接件設計 20
3.8 液壓缸的設計 20
3.8.1 液壓缸的作用力 20
3.8.2 缸筒內(nèi)徑的確定 21
3.8.3 活塞桿直徑的確定 21
3.9 主要零件的校核 23
第4章 結論 24
致謝 25
參考文獻 26
II
第1章 緒論
1.1 減震器的發(fā)展概述
世界上第一個有記載、比較簡單的減振器是1897年由兩個姓吉明的人發(fā)明的。他們把橡膠塊與葉片彈簧的端部相連，當懸架被完全壓縮時，橡膠減振塊就碰到連接在汽車大梁上的一個螺栓，產(chǎn)生止動。這種減振器在很多現(xiàn)代汽車懸架上仍有使用，但其減振效果很小。
1898年，第一個實用的減振器由一法國人特魯芬特研制成功并被安裝到摩托賽車上。該車的前叉懸置于彈簧上，同時與一個摩擦阻尼件相連，以防止摩托車的振顫。減振器的結構發(fā)展主要經(jīng)歷了以下幾種發(fā)展形式：
加布里埃爾減振器，它是由固定在汽車大梁上的罩殼和裝在其里面的渦旋形鋼帶組成，鋼帶通過一個彈簧保持其張力，鋼帶的外端與車橋軸端連接，以限制由振動引起的彈跳量。
平衡彈簧式減振器，這是加到葉片彈簧上的一種輔助螺旋彈簧。由于每一個彈簧都有不同的諧振頻率，它們趨向于抵消各自的振顫，但同時也增大了懸架的剛性，所以很快就停止了使用。
空氣彈簧減振器，空氣彈簧不僅兼有彈簧和吸振的作用，而且常?？墒∪ソ饘購椈伞５谝粋€空氣彈簧減振器是1909年由英國考溫汽車工廠研制成功的。它是一個圓柱形的空氣筒，利用打氣筒可以把空氣經(jīng)外殼上部的氣閥注滿空氣筒，空氣筒的下半部分容納一個由橡膠和簾布制成的膜片。因為它被空氣所包圍，所以其工作原理與充氣輪胎相似，它的主要缺點是常常泄漏空氣。
液壓減振器，第一個實用的液壓減振器是1908年由法國人霍迪立設計的。液壓減振器的原理是迫使液流通過小孔產(chǎn)生阻尼作用。通常的筒式減振器是由一個與汽車底盤固定的帶有節(jié)流小孔的活塞和一個與懸架或車橋固定的圓柱形貯液筒組成。門羅在1933年為赫德森制造的汽車裝用了第一個采用原始液壓減振器的汽車。到了二十世紀三十年代末，雙作用減振器在美國生產(chǎn)的汽車上被普遍采用。到了二十世紀六十年代，歐洲采用的杠桿式液壓減振器占了優(yōu)勢，這種減振器與哈德福特的摩擦式減振原理相似，但使用的是液流而不是摩擦緩沖襯墊。
麥弗遜支柱式減振器，隨著前輪驅(qū)動汽車的出現(xiàn)，二十世紀七十年代以來，制造商開始采用麥弗遜式減振器。這種減振器是二十世紀六十年代通用公司麥弗遜工程師研制成功的。他把螺旋彈簧、液壓減振器和上懸架臂桿組成一個緊湊的部件。其主要優(yōu)點是體積小，適合前輪驅(qū)動汽車，可在與變速器組成一體的驅(qū)動橋上應用。另外，有一種電子控制減振器，能根據(jù)道路狀況、車速和驅(qū)動形式自動調(diào)節(jié)懸架軟、中、硬三種剛度。該減振器通過在汽車保險杠下方裝有一個帶聲納的測量部件監(jiān)測路面狀況，把測得的數(shù)據(jù)輸入處理單元，然后調(diào)節(jié)減振器中的按鍵，以改變液流通道的尺寸。
充氣式減振器是二十世紀六七十年代以來發(fā)展起來的一種新型減振器。充氣式減振器的特殊結構和充氣參數(shù)，可以大大地降低噪音，并有利于保證活塞高速運動時的阻尼特征，同時減振器上的減振支柱實質(zhì)上屬于雙筒結構，它除了阻尼減振還有如下附加功能：他和控制臂一起對車輪進行導向。
1.2 液壓減震器的工作原理及分類
1.2.1 液壓減震器的工作原理
其工作原理是當車架（或車身）和車橋間受振動出現(xiàn)相對運動時，減振器內(nèi)的活塞上下移動，減振器腔內(nèi)的油液便反復地從一個腔經(jīng)過不同的孔隙流入另一個腔內(nèi)。此時孔壁與油液間的摩擦和油液分子間的內(nèi)摩擦對振動形成阻尼力，使汽車振動能量轉(zhuǎn)化為油液熱能，再由減振器吸收散發(fā)到大氣中。
在壓縮行程時，指汽車車輪移近車身，減振器受壓縮，此時減振器內(nèi)活塞3向下移動。活塞下腔室的容積減少，油壓升高，油液流經(jīng)流通閥8流到活塞上面的腔室（上腔）。上腔被活塞桿1占去了一部分空間，因而上腔增加的容積小于下腔減小的容積，一部分油液于是就推開壓縮閥6，流回貯油缸5。這些閥對油的節(jié)約形成懸架受壓縮運動的阻尼力。減振器在伸張行程時，車輪相當于遠離車身，減振器受拉伸。這時減振器的活塞向上移動?；钊锨挥蛪荷?，流通閥8關閉，上腔內(nèi)的油液推開伸張閥4流入下腔。由于活塞桿的存在，自上腔流來的油液不足以充滿下腔增加的容積，主使下腔產(chǎn)生真空度，這時儲油缸中的油液推開補償閥7流進下腔進行補充。由于這些閥的節(jié)流作用對懸架在伸張運動時起到阻尼作用。
由于伸張閥彈簧的剛度和預緊力設計的大于壓縮閥，在同樣壓力作用下，伸張閥及相應的常通縫隙的通道載面積總和小于壓縮閥及相應常通縫隙通道截面積總和。這使得減振器的伸張行程產(chǎn)生的阻尼力大于壓縮行程的阻尼力，達到迅速減振的要求。
1.2.2 液壓減震器的分類
從不同的角度出發(fā)，可以把液壓系統(tǒng)分成不同的形式。
1、按油液的循環(huán)方式，液壓系統(tǒng)可分為開式系統(tǒng)和閉式系統(tǒng)。開式系統(tǒng)是指液壓泵從油箱吸油，油經(jīng)各種控制閥后，驅(qū)動液壓執(zhí)行元件，回油再經(jīng)過換向閥回油箱。這種系統(tǒng)結構較為簡單，可以發(fā)揮油箱的散熱、沉淀雜質(zhì)作用，但因油液常與空氣接觸，使空氣易于滲入系統(tǒng)，導致機構運動不平穩(wěn)等后果。開式系統(tǒng)油箱大，油泵自吸性能好。閉式系統(tǒng)中，液壓泵的進油管直接與執(zhí)行元件的回油管相連，工作液體在系統(tǒng)的管路中進行封閉循環(huán)。其結構緊湊，與空氣接觸機會少，空氣不易滲入系統(tǒng)，故傳動較平穩(wěn)。工作機構的變速和換向靠調(diào)節(jié)泵或馬達的變量機構實現(xiàn)，避免了開式系統(tǒng)換向過程中所出現(xiàn)的液壓沖擊和能量損失。但閉式系統(tǒng)較開式系統(tǒng)復雜，因無油箱，油液的散熱和過濾條件較差。為補償系統(tǒng)中的泄漏，通常需要一個小流量的補油泵和油箱。由于單桿雙作用油缸大小腔流量不等，在工作過程中會使功率利用下降，所以閉式系統(tǒng)中的執(zhí)行元件一般為液壓馬達。
2、按系統(tǒng)中液壓泵的數(shù)目，可分為單泵系統(tǒng)，雙泵系統(tǒng)和多泵系統(tǒng)。
3、按所用液壓泵形式的不同，可分為定量泵系統(tǒng)和變量泵系統(tǒng)。變量泵的優(yōu)點是在調(diào)節(jié)范圍之內(nèi)，可以充分利用發(fā)動機的功率，但其結構和制造工藝復雜，成本高，可分為手動變量、盡可能控變量、伺服變量、壓力補償變量、恒壓變量、液壓變量等多種方式。
4、按向執(zhí)行元件供油方式的不同，可分為串聯(lián)系統(tǒng)和并聯(lián)系統(tǒng)。串聯(lián)系統(tǒng)中，上一個執(zhí)行元件的回油即為下一個執(zhí)行元件的進油，每通過一個執(zhí)行元件壓力就要降低一次。在串聯(lián)系統(tǒng)中，當主泵向多路閥控制的各執(zhí)行元件供油時，只要液壓泵的出口壓力足夠，便可以實現(xiàn)各執(zhí)行元件的運動的復合。但由于執(zhí)行元件的壓力是疊加的，所以克服外載能力將隨執(zhí)行元件數(shù)量的增加而降低。
并聯(lián)系統(tǒng)中，當一臺液壓泵向一組執(zhí)行元件供油時，進入各執(zhí)行元件的流量只是液壓泵輸出流量的一部分。流量的分配隨各件上外載荷的不同而變化，首先進入外載荷較小的執(zhí)行元件，只有當各執(zhí)行元件上外載荷相等時，才能實現(xiàn)同時動作。
此外，還有新型油壓減振器，新型油壓減振器包括一系懸掛用垂向油壓減振器，二系懸掛用垂向、橫向和抗蛇行油壓減振器，以及用于連接車體并驅(qū)動制動單元的耦合減振器。
全液壓傳動機械性能的優(yōu)劣，主要取決于液壓系統(tǒng)性能的好壞，包括所用元件質(zhì)量優(yōu)劣，基本回路是否恰當?shù)?。系統(tǒng)性能的好壞，除滿足使用功能要求外，應從液壓系統(tǒng)的效率、功率利用、調(diào)速范圍和微調(diào)特性、振動和噪聲以及系統(tǒng)的安裝和調(diào)試是否方便可靠等方面進行。
現(xiàn)代工程機械幾乎都采用了液壓系統(tǒng)，并且與電子系統(tǒng)、計算機控制技術結合，成為現(xiàn)代工程機械的重要組成部分。
1.3 液壓減震器的研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢
1.3.1 液壓減震器的研究現(xiàn)狀
傳統(tǒng)的設計方法主要是根據(jù)經(jīng)驗確定設計參數(shù)通常采用結構參數(shù)不同的樣機，裝備于欲匹配的汽車，由試車員進行實車試驗評價。這往往須對減振器內(nèi)部參數(shù)進行多次反復調(diào)整，和許多次的開發(fā)、試驗。這種完全依賴與樣機實驗的設計開發(fā)方法不但周期長、消耗大，而且較難獲得最優(yōu)的減振器特性。
為克服上述方法的缺點，減少減振器樣機試制及實車試驗的費用，并縮短開發(fā)周期，利用CAD/CAE技術進行減振器的設計開發(fā)已 經(jīng)成為必然的趨勢。其基本過程是：基于減振器的結構建立數(shù)學模型，并經(jīng)模擬分析得到其阻尼特性，將此特性用于汽車系統(tǒng)的動力學和振動分析，以評價汽車的操縱穩(wěn)定性和乘坐舒適性 平順性等性能，在此基礎上對減振器的的特性和結構進行優(yōu)化設計。該過程的核心問題是在設計階段能夠準確地預測減振器的特性，也就是建立能夠準確反映減振器特性的數(shù)學模型，并在此基礎上進行CAD 設計。
從20世紀70年代開始，國外學者就已經(jīng)開展了雙筒液壓減振器工作特性的模擬分析研究。其中，比較有代表性的是Lang的工作，他建立了懸架減振器的8 3參數(shù)模型，用于研究其外特性高頻畸變現(xiàn)象。Lang采用簡化的汽化和液化模型描述工作腔室內(nèi)混入氣體發(fā)生的變化， 利用模擬電路實現(xiàn)減振器特性的仿真。Lang的模型及其開展的模擬分析工作，代表了1970年代減振器建模和仿真分析技術水平，但用來研究減振器對整車性能的影響，卻很不適用。
到1980年代末期，Karadayi和Masada認為Lang的模型雖然能夠較好地表達減振器的非線性特性，但是過于復雜，不適用于汽車系統(tǒng)動力學和振動仿真分析。為了建立一種既能展示減振器特性又較為簡明的模型，他們采用了將減振器等效化為彈性元件、阻尼元件、間隙及摩擦元件等組合而成的力學模型。此后，許多學者對雙筒液壓減振器的建模開展了大量的研究工作。等在1990年代中后期將這種建模應用于重型車輛懸架減振器的建模，并采用了非線性的彈性和阻尼元件，其模型仿真結果在活塞運動頻率小于IOHz ,速度小于lm/，的范圍內(nèi)與實驗結果吻合的較好。 如果應用在其它范圍和其它類型車輛上的減振器的仿真分析，誤差就比較大了。
我國在此領域的起步較晚，但也進行了一些分析研究工作。但都是對減振器的結構做了較大的簡化后，建立了一些簡化的模型，有關減振器等效參數(shù)化模型的研究主要是將國外的建模方法應用到國產(chǎn)汽車懸架減振器的建模。
綜上所述，國內(nèi)外至今所建立的減振器分析模型，基本上都是集總參數(shù)模型，其關鍵的模型參數(shù)很大程度上依賴于實驗測定，因此不適用于減振器特性的預測分析。而且，現(xiàn)在還沒有較好的方法描述求解復原壓縮閥片的變形問題。
另外，雖然我國減振器的總產(chǎn)量已達1億只，生產(chǎn)廠也多達200余家，但是技術水平在總體上與國外還存在著較大的差距，產(chǎn)品結構也比較單一，具有自主知識產(chǎn)權的先進減振器產(chǎn)品很少，工作穩(wěn)定性差，早期漏油失效、產(chǎn)生異常噪聲等問題仍較普遍存在。這些都是減振器的設計及工作特性的預測出現(xiàn)了問題導致的結果。
1.3.2 液壓減震器的發(fā)展趨勢
目前最先進的充氣式減振器的響應時間約10ms，需進一步提高。充氣式減振器有很好的運用前景，是半主動或主動懸架較好的配置，但是尚需在縮短響應時間上改進。德國奧迪推出的2.7T越野車，使用了雙充氣式減振器，奔馳-戴姆勒?克萊斯勒汽車有限公司生產(chǎn)的300C和Jeep4700均采用了充氣式減振器。充氣式減振器是一個較為新興的技術，可同時提高車輛的舒適程度、駕駛性能和安全性能。由于車輪控制得到改善，車輛的安全性和可靠性得到提升；通過控制車身運動，提高駕駛平順性，并使操作更精確、反應更迅速；在剎車和加速過程中減少乘員“前沖”和“后仰”；改善負荷轉(zhuǎn)移特性，在車輛高速行駛中突然變向時，可提供更好的防側(cè)翻控制；由于減小了路面反沖力，使駕駛更為安靜、精確。正是由于這些特點，充氣式減振器首先在中高級轎車上得到了應用。
充氣式減振器的發(fā)展前景，國外對充氣式減振器的研究已經(jīng)發(fā)展到電子控制式減振器。我國對減振器的研究主要集中在單筒充氣式減振器方面，而且發(fā)展比較緩慢。我們應當在前人對充氣式減振器研究的基礎上更加深入地對其進行分析和研究，努力縮短和發(fā)達國家的差距。對充氣式減振器的研究能有效的提高我國汽車工業(yè)的制造水平，降低汽車的制造成本，對中國經(jīng)濟的快速發(fā)展大有益處。
1.4 液壓減振器試驗臺的組成及種類
減振器試驗臺一般有液壓伺服式和機械式兩種。
液壓式主要由液壓伺服系統(tǒng)、控制器、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、工控機、作動缸、軟件和機器框架組成。
機械式主要由曲柄滑塊機構、伺服電機（或電機+變頻調(diào)速）、控制器、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、工控機、軟件和機器框架組成。
1.5 液壓減振器試驗臺的研究狀況及發(fā)展趨勢
1.5.1 液壓減振器試驗臺的研究狀況
油壓減振器試驗臺是檢驗油壓減振器性能的專用設備，為設計、制造及檢修減振器的路、段、企業(yè)所不可缺少。我國自50年代末設計制造了帶油壓減振器的202型客車轉(zhuǎn)向架以后，油壓減振器的使用范圍不斷擴大，品種增多，不僅新造客車用，而且內(nèi)燃機車、電力機車上也用；不僅有國產(chǎn)的垂向、橫向減振器，也有國外的減振器，如波蘭減振器、KONI減振器、DISPEN減振器、SACHS減振器等。為了檢測新造及檢修后的油壓減振器性能，必須要有相應的檢測手段—— 即油壓減振器試驗臺。我國自60年代初即由四方車輛研究所研制了試驗臺，現(xiàn)在我國修、造減振器的單位幾乎全配備了這類試驗臺。
隨著我國實施鐵路實施“跨越式”發(fā)展戰(zhàn)略，鐵路快速進入高速發(fā)展時期，油壓減振器作為機車行裝置中重要的部件之一，必須具備適應有效地保證高速列車的運行平穩(wěn)與安全的性能。在“高速”這個系統(tǒng)工程中，除了要研制性能優(yōu)良、與機車車輛匹配的減振器之外，具有性能先進、精度較高的檢測手段也是必不可少的。
要想檢驗油壓減振器的性能，從原理上說就是把某種已知的激勵作用在減振器上或減振器與設備共同組成的系統(tǒng)上，并從收集到的響應中分析其性能。故試驗臺只要具備一個產(chǎn)生激勵并把它作用在試件上的部分以及接收或記錄試件響應的部分即可。因此復合這個要求的減震器實驗臺有很多，就目前而言，減振器試驗臺按照其作用形式分為機械式、液壓式和其他形式；按照運動控制方式可以分為手動式、開環(huán)式、閉環(huán)式等方式。目前使用范圍最廣的主要是以下三種試驗臺。
1、機械測力式試驗臺
自60年代起，我國鐵路機車車輛開始使用減振器，多種型式的油壓減振器試驗臺應運而生。四方車輛研究所專門研制的框架型、J81型、J85型均屬此類，原蘇聯(lián)各鐵路廠段也多配備了這類試驗臺。過去普遍采用J85型試驗臺，其主要技術參數(shù):偏心軸轉(zhuǎn)速62r/min，可調(diào)滑塊行程0～160mm，油壓減振器上、下安裝座距離350-600mm，扭臂長300mm，畫筆桿長720 mm，電源電壓380V，電機5.5kW，外型尺寸1791X1100X899mm;凈重1675kg。
2、機械測力式簡單改進版，通過傳感器及微機數(shù)據(jù)處理的試驗臺
目前普遍采用J95、J99型試驗合就屬此類。J95型雙向油壓減振器試驗臺是由青島四方車輛研究所研制的鐵路減振器專用試驗設備，于1998年底通過鐵道部科技成果鑒定。它由機械傳動系統(tǒng)和測試系統(tǒng)組成。機械傳動系統(tǒng)基本結構是電機驅(qū)動，機械傳動，兩套曲柄連桿機構組成，可以分別用于垂向和橫向減振器的試驗。
其主要技術參數(shù):垂向及橫向允許鍘試最大減振阻尼力20KN；橫向滑塊往復頻率0.5Hz,1Hz;垂向滑塊往復頻率0.25Hz、0.5Hz、1Hz、2Hz；垂向油壓減振器上、下安裝座距離100～600mm,橫向油壓減振器左、右安裝座距離100～980 mm；電源電壓380V；電機5/7.5KW；外型尺寸2800X900X2000mm;凈重2500Kg。
J95型油壓減振器試驗臺的測試系統(tǒng)如圖2所示，由一臺計算機作為數(shù)據(jù)采集處理器，傳感器的信號經(jīng)過放大濾波和A/D轉(zhuǎn)換后進入計算機進行處理。
3、以液壓系統(tǒng)輸入運動，以傳感器、微機等作數(shù)據(jù)采集、處理的試驗臺
德國SACHS公司研制的液壓伺服減振器試驗臺就是其中典型。幾乎與機械測力式裝置同時出現(xiàn)的還有用示波器等電測手段來檢測減振器的阻抗力與速度的對應關系，由于種種原因，該裝置未普及。后來，在該裝置的基礎上原蘇聯(lián)又研制了以液壓驅(qū)動、微機控制和處理數(shù)據(jù)的試驗臺。其結構特點是：輸入部分為液壓系統(tǒng)。一般的液壓動力油缸其運動隨時間的變化不可能是正弦波而類似于梯形波，即活塞運行于油缸中部很長一段距離內(nèi)基本保持等速運動，僅在活塞接近兩端時迅速減速制動，然后再向反方向加速。若把多個油缸的運動串接起來，對每一油缸分別加以不同的速度控制，則可以改善梯形波的形狀。若采用一套電液伺服系統(tǒng)再加上閉環(huán)控制，則輸入波形的可控度是相當高的，既可以輸入不同振幅與頻率的正弦波，也可以模仿在線路上運行時的隨機波。由于輸運動的可控性相當好，試件兩端的相對運動速度及試件的最大可能阻抗力予先均可控制；又由于用傳感器把機械訊號轉(zhuǎn)變成電訊號，故不必再用扭桿來測力，減振器另—端也可固定不動，所測的阻抗力中排除了彈性元件的阻抗力，減振器兩端的相對運動排除扭桿簧后也變得簡單和一致，加以數(shù)據(jù)的檢測與處理中排除了人為因素，故所得結果可比度好，可信度也提高了。
1.5.2 液壓減振器試驗臺的發(fā)展趨勢
l、工裝夾具的通用性和方便性
目前國內(nèi)外所使用油壓減震器接頭形式很多，而且結構類型和尺寸大小有 很多差異，這樣就給各個生產(chǎn)廠，車輛段、車輛廠以及檢驗單位對減振器的檢驗帶來許多問題。特別是減振器新鐵標TB／T1491．2004《機車車輛油壓減震器技術條件》中規(guī)定對于減振器的阻尼力測試時應去除彈性節(jié)點，而做耐久測試時又必須附帶彈性節(jié)點。這樣對工裝夾具就有更高的要求，如何設計出更加方便快捷的夾緊裝置，對提高測試精度和測試效率起到重要作用。
2、安裝距離調(diào)整的便捷性
現(xiàn)在我國國內(nèi)所使用的機車車輛車型很多，減振器的類別和尺寸之間有很 大差異，因此具有方便快捷的安裝距離調(diào)整對于提高減振器檢驗效率起到舉足輕重的作用。在這方面，油壓伺服試驗臺具有較強的優(yōu)勢。
3、試驗臺試驗速度、試驗振幅和試驗頻率調(diào)整的便捷化和隨機化
生產(chǎn)廠家所給出減振器性能參數(shù)基本上都是基于某一速度點下的阻尼值，而減振器實際的阻尼性能并不是完全線性的，特別是生產(chǎn)過程控制不嚴時其性 能與設計要求存在更大的差異。為了更好的檢測減振器的性能，需要檢測減振 器在不同速度、不同振幅、不同頻率下的阻尼特性，因此需要試驗臺調(diào)整的便 捷化；減振器實際在裝車使用時其振動形式并非頻率和幅值均固定的簡諧振動，而是隨機振動。為使試驗臺仿真效果更加逼真，需要試驗臺的隨機化。
4、試驗臺應該能夠檢測減振器的動態(tài)性能
減振器的阻尼特性有靜態(tài)阻尼特性和動態(tài)阻尼特性之分。所謂靜態(tài)阻尼特性是不計減振器結構和液體剛度產(chǎn)生的動態(tài)影響，力和速度之間沒有相位變化
現(xiàn)今所使用豹減振器試驗臺一般只能夠通過載荷和位移傳感器測定出F．S 曲線、F．V曲線，而不能夠精確的測定力、速度和位移之間的相位關系。不能夠給出減振器的動態(tài)阻尼特性。隨著機車車輛的運行速度的日益提高，列車振動劇烈，起到減振作用的油壓減震器基本上工作在高頻狀態(tài)，從而這種建立在低頻運動基礎上的靜態(tài)阻尼特性參數(shù)對整個走行部分設計已經(jīng)不太適合。因此能夠反映減振器實際狀態(tài)的動態(tài)阻尼性能參數(shù)對整個走行部分的設計起到指導性意義。
5、試驗步驟的程序化，自動化
為了使減振器試驗臺具有更好的操作性和更高的效率，應該使減振器試驗 臺能夠提前設定所需要的試驗參數(shù)，如測試振幅、頻率、速度、測試開始時間和測試結束時問等，并能夠在測試過程中適時通過死循環(huán)回饋進行檢測測試數(shù)據(jù)，與設定值進行比較并進行相應的調(diào)整。
6、試驗臺應能夠測定減振器商低溫狀態(tài)下的性能
油壓減震器依靠液壓油在減振器拉壓過程中通過小孔產(chǎn)生的阻尼力來工作，因此溫度對減振器的性能有很大的影響，而我國的實際條件決定我國的列車運行過程中所經(jīng)歷的溫差變化很大。要全面衡量減振器的性能，需要進行高低溫方面的測試和研究。
1.6 課題研究的意義及內(nèi)容
減震器是重要部件，事關人的舒適度和一定的安全性。在減震器的生產(chǎn)中，減震器試驗臺架起著檢驗和矯正的作用，因而它的設計制造影響著減震器的改進?？梢赃@樣說，減震器試驗臺架的發(fā)展在一定程度上決定了減震器的發(fā)展，它有助于工作人員正確生產(chǎn)合格的減震器，及減震器各項性能測試。為了盡快改變這種現(xiàn)狀，鐵道部在近年來引進、消化國外先進技術的基礎上，結合油壓減震器產(chǎn)品技術條件的修改，對原有標準TB/T2229-1991進行了全面的修訂，編制了新的試驗臺驗收標準TB/T2229-2004。因此，設計油壓減振器試驗臺就具有十分重要的實際意義。
本課題設計的內(nèi)容：
針對教學用具備多種實時顯示功能的液壓減震器性能測試試驗臺，進行整體方案和零部件的設計與分析。
1、理解鐵道車輛液壓減震器的主要功能及結構特點；
2、掌握液壓結構設計的基本原理與功能；
3、提出液壓減震器主要性能測試（作功圖、阻尼力等）及實時顯示的技術方案；
4、試驗臺選型配套部件的分析；
5、進行總成設計和主要零部件設計，提交相關加工設計圖紙；
6、提交實時顯示的數(shù)據(jù)處理分析軟件；
7、完成畢業(yè)論文。
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第2章 液壓減震器試驗臺總體結構設計
2.1 液壓減震器試驗臺設計要求及基本性能
2.1.1 液壓減震器試驗臺設計要求
1、試驗臺的試驗功能應符合TB/T 1491-2004中有關阻尼性能的試驗要求。
2、試驗臺機械部分采用的主要材質(zhì)應滿足試驗中的強度、剛度要求。
3、試驗臺的垂向、橫向安裝座距離和結構應滿足各種連接形式的油壓減振器安裝要求，安裝方式。應快捷、方便，正常安裝后與被試件連接部分應無間隙。
4、拉壓力負荷傳感器應符合JJG 391-1986中0.05級精度的有關規(guī)定;位移傳感器應符合JB/T 9257-1999中0.1級精度或JB/T 9258-1999中0.05級精度的有關規(guī)定;試驗臺測試系統(tǒng)的檢定應符合JJG 139-1999,JJG 391-1986的有關規(guī)定。
5、試驗臺機身和運動附件，在試驗臺工作時，不應出現(xiàn)異常噪音，顫動不應影響測試精度。
6、試驗臺應便于操作維修，表面油漆層應均勻、平整、光滑。
7、試驗臺應提供有關校準試驗臺的方式、方法或儀器。
8、試驗臺的安全防護裝置、噪聲聲壓級應符合〔GB 9061的有關規(guī)定?！?
2.1.2 液壓減震器試驗臺基本性能
1、試驗臺測試阻尼力范圍宜為0 kN-30 kN。
2、試驗速度及滑塊位移應符合油壓減振器的試驗要求，速度調(diào)整范圍宜為0.01 m/s--0.5 m/s.
3、試驗頻率范圍應滿足活塞試驗速度要求。
4、試驗臺的系統(tǒng)精度為:
（1）、力的測試誤差不大于名義值的11%;
（2）、位移測試誤差不大于11 mm;
（3）、速度測試誤差不大于名義值的士5%.
2.2 液壓減震器試驗臺架滿足三個試驗的要求
2.2.1 減振器示功試驗
減振器示功試驗臺可采用機械式或液壓式。無論采用何種形式，均需滿足以下條件：
1、單動：一端固定，另一端實現(xiàn)諧波（正弦）運動。
2、行程可調(diào)，至少為100mm，測量精度高于1%。
3、有級或無級變速，最大試驗頻率至少為5 Hz。
4、功率足夠大，在速度為1.0m/ s 時，檢測減振器速度誤差小于1%。
5、力傳感器,其精度高于1%。
6、減振器示功試驗臺的3 次檢測誤差要小于3％或40N。測量過程自動記錄、保存、處理及輸出。
2.2.2 液壓減振器試驗臺阻尼力試驗
1、試件溫度為20±3℃。測試前，需將減振器在20±3℃的溫度下至少存放6 個小時。
2、運動方向：如沒有特別說明，垂直方向。
3、減振器活塞位置：減振器行程的中間區(qū)域。
2.2.3 液壓減振器試驗臺耐久特性試驗
耐久特性試驗設備減振器耐久性試驗臺可采用機械式或液壓式,無論采用何種型式，均需滿足以下條件：
1、疊加運動；下端（筒身端）進行上下的高頻運動，上端（活塞桿端）進行上下的低頻運動；或上端固定，下端進行上下的疊加運動。
2、機器要裝有計數(shù)器，自動記錄循環(huán)次數(shù).
3、機器要裝溫度測量儀，并當溫度超過特定數(shù)值時，有自動關閉機構。
4、機器要裝有強制冷卻裝置，一般為水冷，對試件進行冷卻。
5、耐久特性試驗準備盡可能地去除連接件（如防塵罩），以增大冷卻面積,
試件的活塞位置位于減振器工作行程的中間區(qū)域。上下位置應對中良好，垂直方向安裝。并安裝強制冷卻裝置及溫度儀。
2.3 液壓減震器試驗臺總體結構設計
由上面的分析可知：減震器的規(guī)格較多，這里選擇其中一種系列進行設計計算，其它規(guī)格可以此分析。在設計好之后，其它系列可根據(jù)臺架的調(diào)整實現(xiàn)。這里選用：
工作缸直徑(mm)
最大外：徑貯液缸最大外徑(mm)
活塞桿直徑（mm）
基本長L（mm）
壓縮阻尼力(N)
復原阻尼力(N)
測試速度(m/s)
溫度(℃)
行程S(mm)
測試頻率（Hz）
46
95
20
560
1800
5000
0.52
20
160
1.67
我在這里只進行臺架設計，選用汽車車身作為設計素材。通過電磁激震器，做動力元件，模仿路面的不同工況。把減震器固定在兩板之間，板1連接在導柱1上進行上下運動。導柱1有四個板4起固定作用，彈簧1有兩個是模仿大眾懸架彈簧設計，不過彈簧系數(shù)只有其0.5。彈簧2有四個分別，分布在板1兩邊，起保護臺架和對試驗的補償作用。這里的所有導柱起固定和導航的作用。具體結構詳見裝配圖。
2.4 液壓減震器試驗臺液壓系統(tǒng)設計
本電液系統(tǒng)由伺服放大器、電液高速線性比例閥、作動器、液壓泵站、垂向／橫向測試機架等部分組成。本試驗臺通過垂向和橫向作動器的運動來模擬列車的振動狀態(tài)。位移傳感器通過模數(shù)轉(zhuǎn)換卡把作動器的振動信號輸入到計算機，根據(jù)一定的控制策略，計算機計算出數(shù)字控制電壓信號，并通過數(shù)模轉(zhuǎn)換卡輸出相應的模擬控制電壓信號；模擬控制電壓信號經(jīng)過伺服放大器進行功率放大，在控制信號的作用下垂向或橫向作動器可以實現(xiàn)任意波形的振動，并可以模擬軌道譜振動。
電液系統(tǒng)能否實現(xiàn)高頻振動關鍵在于高性能的電磁閥，即取決于電磁閥的動態(tài)響應特性。該試驗臺采用了日本YuKEN生產(chǎn)的LSVG一03—60—10型高速線性比例閥，該電磁閥的響應頻率高達450Hz，流量為60L／min。高速線性比例閥的控制信號為±5I(V)的直流或交流電壓，對應于閥芯的正負開口，因此通過改變控制信號的大小和符號可以改變振動速度和方向，實現(xiàn)減震器的壓縮和拉伸模擬。具體原理詳見下圖：
第3章 液壓減震器試驗臺主要零部件設計
3.1 液壓減震器的確定
3.1.1 減振器相對阻尼系數(shù)的確定
首先確定其簧上質(zhì)量，參照設計手冊。懸架靜撓度是指在滿載靜止時懸架上的載荷與此時懸架剛度才c 之比，即= 懸架與其簧上質(zhì)量組成的振動系統(tǒng)的固有頻率，是影響平順性的主要參數(shù)之.而固有頻率（偏頻）可用下式表示： C—懸架剛度，N/mm；m —懸架簧上質(zhì)量，kg；n—懸架偏頻，Hz
而汽車懸架的靜撓度可用下式表示：
由這兩式可得出：
根據(jù)上面公式可以計算出前懸架的靜撓度為：=188.6mm
汽車懸架有阻尼后，簧上質(zhì)量的振動是周期衰減振動，用相對阻尼系數(shù)的大小來評定衰減的快慢速度。的表達式
式中：—為懸架系統(tǒng)的垂直剛度；—為簧上質(zhì)量；—為阻尼系數(shù)。
設計時，先選取ψY 與ψS 的平均值ψ 。相對無摩擦的彈性元件懸架，取ψ =0.25～0.35；對有內(nèi)摩擦的彈性元件懸架，ψ 值取的小些。為避免懸架碰撞車駕，取 ψy =0.5 ψs 。取ψ =0.3 計算得：伸張ψ=0.4 壓縮ψ=0.2
3.1.2 減振器阻尼系數(shù)的確定
減振器阻尼系數(shù)。因懸架系統(tǒng)固有振動頻率，所以理論上。實際上，應該根據(jù)減振器的布置特點確定減振器的阻尼系數(shù)。懸架系統(tǒng)固有振動頻率的值在1.00～1.45之間，取為1.2。
3.1.3 最大卸荷力的確定
為減小傳到車身上的沖擊力，當減振器活塞振動速度達到一定值時，減振器打開卸荷閥。此時的活塞速度稱為卸荷速度，一般為0.15～0.30m/s,取0.2m/s[11]。
如已知伸張行程時的阻尼系數(shù)，在伸張行程的最大卸荷力是：；式中， x v 為卸荷速度，一般為0.15～0.3m/s；A 為車身振幅，取± 40 mm；ω 為懸架震動固有頻率。
代入數(shù)據(jù)計算得卸荷速度為：v =0.04×6.9×0.8×cos30°=0.24m/s
符合x v 在0.15～0.30 之間范圍要求。根據(jù)伸張行程最大卸荷力公式： F o =可以計算最大卸荷力F o =765.3KN
3.1.4 減振器工作缸直徑D的確定
根據(jù)伸張行程的最大卸荷力計算工作缸直徑D為： 式中：[p]為工作缸最大允許壓力，取3～4MPa，為連桿直徑與缸筒直徑之比，單筒式減振器取=0.30～0.35，取為0.3。計算得：D=30.05mm
由上式計算得出工作缸直徑的理論值，再依據(jù)QC/T491-1999《汽車筒式減振器尺寸系列及技術條件》。將工作缸直徑D圓整為標準系列直徑為46mm；初選壁厚取為3mm，材料選用20鋼。
3.1.5 減振器活塞行程的確定
減振器活塞行程即液壓缸的工作行程。液壓缸的工作行程長度，可以根據(jù)執(zhí)行機構實際工作的最大行程來確定，并參照設計手冊的要求來選取標準值，故選取活塞行程為160㎜。
3.2 電磁激振器的選擇
激振器是整個系統(tǒng)的動力來源，模仿路面?zhèn)€汽車帶來的各種不同工況。這里選擇JZQ系列。JZQ一系列電動式激振器是一種電/機變換器，即將電能轉(zhuǎn)換為機械能，對試件提供激振力的一種裝置。它配合KD57系列寬頻帶功率放大器再加上其它相關儀器，可廣泛地應用于各種工程結構如火箭、導彈、飛機、船舶、汽車、機床、火車、礦山機械、房屋建筑等等，特別適用于樁基、橋梁、水壩等結構的振動試驗。此外，它可以用作振動臺，對小型儀表、零件等作環(huán)境振動試驗、疲勞試驗以及對傳感器進行校驗。
電磁激振器應選擇激振力較大的,選擇JZQ-50(江蘇省寶應新力振動儀器廠)
臺面
頂桿
總高
長
寬
總質(zhì)量
最大激振力
最大激振頻率
mm
mm
190mm
200mm
200mm
3.3 車輪的設計
選擇普通的試驗輪胎，輪胎在50~260mm，輪胎寬在30～200mm之間，在這選擇輪胎180mm,輪胎寬100mm，胎厚90mm。
彈簧下的車輪和車橋的質(zhì)量越大，其固有振動頻率越低，分母中，對具有與同樣的關系。與振動時相反，為了減小車身的搖擺，彈簧下的質(zhì)量越大越好。但這樣做使汽車的行駛性能變壞。這是因為以的關系表示的阻尼系數(shù)n減少了。這樣一來，車橋系統(tǒng)的自激振動不可避免地要有所加強。另外，在車橋系統(tǒng)上，如果車輪的重量增加，則支承車身的懸架彈簧向下推壓車橋的加速度將減小。由于以上兩個原因，就產(chǎn)生了車輪要從波狀路面跳離的傾向，使汽車的行駛性能變壞。所以實際上車橋系統(tǒng)的質(zhì)量應盡量減輕。
但是在減震器的試驗過程中是可以很大的，這樣就減少了減震器的橫向擺動，這就只需要考慮對減震器的影響就可以了。
3.4 彈簧的設計
彈簧在車輛行駛過程中，承受高頻往復壓縮運動，起著緩沖和減振作用，其質(zhì)量好壞對車輛平穩(wěn)性、安全性起著至關重要的作用。專業(yè)企業(yè)承包生產(chǎn)的汽車懸架彈簧表面平整光滑、規(guī)格尺寸規(guī)范、噴漆工藝水平高。家用車、乘用車對懸架彈簧性能要求較高，以達到減小噪聲、振動小、彈性好、平穩(wěn)性好、舒適性好等特性；商用車（重型及超重型載貨車）需要高強度懸架彈簧。懸架彈簧的技術發(fā)展趨勢總體上為輕量化（高應力）、高可靠性，懸架彈簧設計應力普遍要求大于1000MPa，高的可達1200MPa。
1、彈簧1的設計
采用兩邊對稱彈簧，都是壓縮彈簧，和減震器在車上的配合彈簧一樣。彈簧的加工過程：卷簧→回火(420 ℃, 40min) →磨端面→拋丸處理→壓并→分選→包裝→入庫。此配合彈簧，懸架彈簧一般用常用Si-Mn系列鋼60Si2MnA、55SiMnVB、55Si2Mn這個材料的應力 >1000MPa ；這里選用普通鋼線SWC
長度L=310mm F=1800/2=900N 有效行程h=50mm
在自由狀態(tài)時P=0，f=0； 計算主要尺寸旋轉(zhuǎn)比c=5～8 這里取c=8 已知此鋼的切邊模量 =0.1 = 800/50=16
代入數(shù)值 d>12mm
材料直徑d取13mm
有效圈數(shù)取16
外徑
彈簧1的自由長度是根據(jù)減震器的安裝尺寸長度確定的。
2、彈簧2的設計
彈簧2有四個互相對稱起補償振動帶來的損失，2004Yoshimura單輪模型要求，
減震器的上下最大行程是50mm，
這里只要保證 有效行程h=50mm
由于小彈簧彈性系數(shù)比大彈簧還大因選擇較好的材料50?CrV
同理根據(jù)上面的公式的計算出材料直徑 d=5mm有效圈數(shù) n=15外徑D=61mm
所以長度 L>dn+h=75+50=125mm
3、彈簧3的設計
主要起保護電磁繼電器的作用，可以是彈簧，也可不是，要求非常的大。這里也進行彈簧的設計。只要保證就可以，因為可以調(diào)點此激振器和板3的距離，這樣的話，的有效行程，長度就不用確定。當然，有效圈數(shù)也不用確定，彈簧的外徑自然不用確定只要根據(jù)要求選擇即可。
彈簧系數(shù)k與中徑有效圈數(shù)成反比，與材料直接車正比，圖5-10所示，用35CrMnB鋼中加入0.11%V ，根據(jù)與上面的計算相同。
3.5 導柱的設計
導柱1、導柱2、導柱3可以是實心可以是空心，主要起導向作用，不承擔負載。
1、導柱1、2的設計
導柱1和2的功能一樣，可以是實心或空心。主要是根據(jù)減震器的長度進行選擇長度，但是其末端要固定在板2上面，可以通過螺紋，在這里兩者都是通過焊接到板2上面。
對于導柱2要有能固定彈簧2的物體，這里設計個環(huán)通過螺紋連接在導柱2上。
2、導柱3的設計
首先導柱3由四個導柱組成，分別對稱，多板1起導向作用，是通過焊接固定在板4上面即底座上。下端加大起一定的保護橫向擺動作用。
3.6 板的設計
對于四個板多選用45號鋼GB/T699-1999標準規(guī)定45鋼抗拉強度為600MPa，屈服強度為355MPa，伸長率為16％，斷面收縮率為40％，沖擊功為39J。密度一般為
1、板1的設計
對于板1在這里起固定減震器上端，加載塊安放和導向的作用。設計如下圖，配合導柱1、導柱2、導柱3，并能上下運動和有一定的剛度。
厚度為15mm，長800mm，寬600mm，倒角10mm；
中間半徑為9mm能安放減振器，活塞桿直徑為17mm；
兩個直徑為60mm的通孔配合導柱1；
兩個直徑為30mm的通孔配合導柱2；
四個直徑為50mm的通孔配合導柱3。
2、板2和板3的設計
減震器耳環(huán)能放進的矩形，并不產(chǎn)生干涉。長取500mm，寬取300mm，倒角半徑為10mm。對于板3除去的矩形通孔和板2各尺寸相同。
3、板3的設計
厚度為40mm，長800mm，寬600mm，倒角10mm；板4主要起固定導桿3，和安放激振器、彈簧3的作用。板4即是底板普通的鑄鐵就可以，沒太大要求。
3.7 減震器輪胎鏈接件設計
主要是通過銷釘、減震器輪胎連接件的配合，連接減震器和輪胎，同時還承載著板3以上的全部重量。其設計尺寸也是根據(jù)減震器和所選輪胎確定，不產(chǎn)生干涉，和達到強度要求為目的。
3.8 液壓缸的設計
3.8.1 液壓缸的作用力
液壓缸的作用力及時液壓缸的工作是的推力或拉力，該升降臺工作時液壓缸產(chǎn)生向上的推力，因此計算時只取液壓油進入無桿腔時產(chǎn)生的推力：
F=
式中： p 液壓缸的工作壓力 Pa 取p=
D 活塞內(nèi)徑 m 0.09m
液壓缸的效率 0.95
代入數(shù)據(jù):
F =
F = 10.3KN
即液壓缸工作時產(chǎn)生的推力為10.3KN。
3.8.2 缸筒內(nèi)徑的確定
該液壓缸宜按照推力要求來計算缸筒內(nèi)經(jīng)，計算式如下：
要求活塞無桿腔的推力為F時，其內(nèi)徑為：
式中： D 活塞桿直徑 缸筒內(nèi)經(jīng) m
F 無桿腔推力 N
P 工作壓力 MPa
液壓缸機械效率 0.95
代入數(shù)據(jù)：
D= =0.083m
D= 83mm 取圓整值為 D=90mm
液壓缸的內(nèi)徑，活塞的的外徑要取標注值是因為活塞和活塞桿還要有其它的零件相互配合，如密封圈等，而這些零件已經(jīng)標準化，有專門的生產(chǎn)廠家，故活塞和液壓缸的內(nèi)徑也應該標準化，以便選用標準件。
3.8.3 活塞桿直徑的確定
（1）活塞桿直徑根據(jù)受力情況和液壓缸的結構形式來確定
受拉時：
受壓時：
該液壓缸的工作壓力為為：p=2MPa ,取 。
（2）活塞桿的強度計算
活塞桿在穩(wěn)定情況下，如果只受推力或拉力，可以近似的用直桿承受拉壓載荷的簡單強度計算公式進行：
式中： F 活塞桿的推力 N
d 活塞桿直徑 m
材料的許用應力 MPa 活塞桿用45號鋼
代入數(shù)據(jù)：=6.3MPa <
活塞桿的強度滿足要求。
（3）穩(wěn)定性校核
該活塞桿不受偏心載荷，按照等截面法，將活塞桿和缸體視為一體，其細長比為：
時，
在該設計及安裝形式中，液壓缸兩端采用鉸接，其值分別為：
將上述值代入式中得：
故校核采用的式子為：
式中： n=1 安裝形式系數(shù)
E 活塞桿材料的彈性模量 鋼材取
J 活塞桿截面的轉(zhuǎn)動慣量
L 計算長度 1.06m
代入數(shù)據(jù)：
=371KN
其穩(wěn)定條件為：
式中： 穩(wěn)定安全系數(shù)，一般取=2—4 取=3
F 液壓缸的最大推力 N
代入數(shù)據(jù)： =123KN
故活塞桿的穩(wěn)定性滿足要求。
3.9 主要零件的校核
只要對板2進行校核，因為它承受主要的四分之一車的質(zhì)量。銷釘直徑50mm，能承載50kN以上的力，根本不需要校核。很明顯板2中間是危險截面。45號鋼一般密度為板1的重量，對板1放大不考慮其通孔
板2的質(zhì)量，對板2也進行放大處理，不考慮其通孔質(zhì)量
質(zhì)量塊的質(zhì)量
連接減震器和輪胎件對板2的力
在進行應力計算時只計算其危險截面，減震器輪胎連接件長
通孔長 通孔高 危險截面
遠遠小于 符合要求。