CN103148151B - 液压减振器活塞孔个数的优化设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及液压减振器活塞孔个数的优化设计方法，属于液压减振器技术领域。目前国内外对于减振器活塞孔一直没有可靠的设计方法。本发明的主旨是在给定活塞孔直径的情况下，给出活塞孔个数的优化设计方法，其特征在于：该发明可根据减振器的结构参数和油液参数，最大开阀时的油路，阻尼特性设计要求及活塞孔的直径，通过减振器活塞孔个数 n _h的优化设计数学模型，对减振器活塞孔的个数进行优化设计。利用该方法不仅可设计得到可靠的活塞孔个数的设计值，提高减振器的设计水平、质量和性能，降低试验及设计费用，加快开发速度，同时，还可有效降低油液变质、零部件汽蚀及灼伤等破坏现象，提高产品使用寿命。

Description

液压减振器活塞孔个数的优化设计方法

技术领域

本发明涉及液压减振器，特别是液压减振器活塞孔个数的优化设计方法。

背景技术

液压减振器复原阻尼特性主要是由活塞总成结构及复原阀参数所决定的，但是其中，活塞孔的直径及个数对减振器特性、压力梯度和寿命都具有重要影响，合理活塞孔直径及个数，不仅可以满足减振器阻尼特性的设计要求，而且还可以保证减振器压力梯度合理，避免减振器在复原行程过程中由于局部的压力梯度过大而产生高温、高压，从而造成油液变质，影响减振器特性，甚至造成零部件的气蚀损失、灼伤等破坏现象。然而，目前国内、外对液压减振器活塞孔的直径和个数一直没有准确、可靠的设计方法，大都是首先凭经验选择活塞孔的参数即直径及个数，然后经过反复试验、验证及修改的方法，最终确定出减振器活塞孔的直径和个数。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、可靠的减振器活塞孔的直径和个数的优化设计方法，以满足对汽车液压减振器快速和精确设计的要求，从而提高减振器的设计质量、水平和性能，提高减振器的使用寿命，降低设计和试验费用及维修费用。

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、可靠的液压减振器活塞孔个数的优化设计方法，其设计流程如图1所示。

为了解决上述技术问题，本发明所提供的液压减振器活塞孔个数的优化设计方法，其技术方案实施步骤如下：

(1)确定最大开阀时的活塞缝隙节流压力p_Hk2和流量Q_Hk2:

根据减振器最大开阀速度V_k2点及对应要求的减振器阻尼力F_dk2，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V_k2点时的活塞缝隙压力p_Hk2为：

p_Hk2＝F_dk2/S_H；

式中，D_H为减振器活塞缸筒内径；d_g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D_H，活塞平均间隙δ_H，偏心率e，油液动力粘度μ_t，活塞缝隙长度L_H，在最大开阀速度V_k2点时的活塞缝隙压力p_Hk2，确定在最大开阀速度V_k2点时的活塞缝隙流量Q_Hk2为：

$Q_{\mathrm{Hk}2}=\frac{\mathrm{\π}{D}_H{{\mathrm{\δ}}_H}^3(1+{1.5e}^2)p_{\mathrm{Hk}2}}{12{\mathrm{\μ}}_t{L}_H};$

(2)确定最大开阀时的活塞孔流量Q_hk2:

根据复原阀最大开阀时的油路，减振器最大开阀速度V_k2点，活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积S_H，及步骤(1)中的Q_Hk2，确定最大开阀时的活塞孔流量Q_hk2为：

Q_hk2＝V_k2S_H-Q_Hk2；

(3)减振器活塞孔个数n_h的优化设计:

根据减振器最大开阀速度V_k2，活塞缸筒内径D_H，活塞杆直径d_g，活塞孔的直径d_h，活塞孔的长度L_h，活塞孔的角度θ，突然缩小的局部压力损失系数ζ_h1，复原阀的阀口半径r_k，复原阀片的内圆半径r_a，油液运动粘度υ，动力粘度μ_t，步骤(2)中的Q_hk2,及步骤(1)中的p_Hk2，建立关于活塞孔个数n_h的优化设计数学模型，即：

$C_8{n}_h^8+C_7{n}_h^7+C_6{n}_h^6+C_5{n}_h^5+C_4{n}_h^4+C_3{n}_h^3+C_2{n}_h^2+C_1{n}_h+C_0=0;$

式中， $C_8=B_2^4,C_7=4B_2^3{B}_1,C_6=B_2^4{n}_h^8+4B_2^3{B}_1{n}_h^7+(4B_2^3{B}_0+6B_2^2{B}_1^2),C_5=4B_2{B}_1^3+12B_2^2{B}_1{B}_0-{\mathrm{CA}}^4,$

$C_4=12B_2{B}_1^2{B}_0+B_1^4+6B_2^2{B}_0^2+4C{A}^3{L}_h,C_3=12B_2{B}_1{B}_0^2+4B_1^3{B}_0-6C{A}^2{L}_2^h,C_2=7B_1^2{B}_0^2+4B_2{B}_0^3+4\mathrm{CA}{L}_h^3$

$C_1=4B_1{B}_0^3-{\mathrm{CL}}_h^4,C_0=B_0^4,A=\frac{0.2p_{\mathrm{Hk}2}{\mathrm{\πd}}_h^4}{128{\mathrm{\μ}}_t{Q}_{\mathrm{hk}2}},C=\frac{\mathrm{\υ}}{\left[V_{k2}\mathrm{\π}(D_H^2-d_g^2)\right]};$

$B_2=\frac{1}{0.2565}{d}_h^{0.75}\frac{{\mathrm{\π}}^2{d}_h^4}{{16S}_F^2},B_1=-\frac{1}{0.2565}{d}_h^{0.75}\frac{\mathrm{\π}{d}_h^2}{{2S}_F},B_0=\frac{1}{0.2565}{d}_h^{0.75}K,S_F=\mathrm{\π}(r_k^2-r_a^2),$

$K=1+{\mathrm{\ζ}}_{h1}+0.946{\sin }^2\left(\frac{\mathrm{\θ}}{2}\right)+2.407{\sin }^4\left(\frac{\mathrm{\θ}}{2}\right);$

解上述关于n_h的方程，求得n_h的值；

然后对n_h的数值进行圆整，便可得到减振器活塞孔的实际优化设计个数n_h。

本发明比现有技术具有的优点：

目前国内、外对于汽车液压减振器活塞孔的直径和个数无可靠的设计方法，大都是首先凭经验选择活塞孔的参数即直径及个数，然后经过反复试验、验证及修改的方法，最终确定出减振器活塞孔的直径和个数。因此，传统设计方法不能保证活塞孔的直径和个数达到最优，会造成减振器油液变质及零部件气蚀或灼伤等损伤现象，试验费用高且不能保证减振器使用寿命。本发明根据减振器的结构参数、油液参数、减振器复原行程最大开阀时的油路及阻尼特性的设计要求，对减振器活塞孔的直径和个数进行优化设。利用该方法，可得到可靠的减振器活塞孔的直径和个数设计值，降低试验及设计费用，加快产品开发速度，同时，有效降低减振器内部油液变质，零部件产生汽蚀及零部件灼伤等破坏现象，从而提高减振器设计水平、质量及使用寿命。

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是减振器活塞孔个数的优化设计流程图；

图2是减振器活塞总成及复原阀的结构图；

图3是减振器复原阀最大开阀时的油路图；

图4是实施例一的减振器设计所要求的速度特性曲线；

图5是实施例一的设计减振器特性试验得到的速度特性曲线；

图6是实施例二的减振器设计所要求的速度特性曲线；

图7是实施例二的减振器特性试验得到的速度特性曲线。

图8是实施例二的减振器设计所要求的速度特性曲线；

图9是实施例二的减振器特性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，下限位挡圈5，紧固螺母6,其中,n_h个直径为d_h的活塞孔3,均匀分布在活塞体1上。该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D_H＝28mm，活塞杆直径d_g＝20mm，活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积S_h＝3.02×10^-4m²，活塞缝隙长度L_H＝9mm，活塞平均间隙δ_H＝0.04mm。偏心率e＝1.0；油液运动粘度粘度ν＝10.0×10^-6m²/s，密度ρ＝0.89×10³kg/m³，动力粘度μ_t＝8.9×10^-3m²Ps；节流阀的阀口半径r_k＝8mm，内圆半径r_a＝5.5mm；减振器设计所要求的速度特性曲线，如图4所示，其中，最大开阀速度V_k2＝1.0m/s，最大开阀阻尼力F_dk2＝1450N；活塞孔直径d_h＝2mm，活塞孔长度L_h＝9mm，方向角θ＝52°，对活塞孔个数n_h进行优化设计。

本发明实例所提供的液压减振器活塞孔个数的优化设计方法，其设计流程如图1所示，具体步骤如下：

(1)确定最大开阀时的活塞缝隙节流压力p_Hk2和流量Q_Hk2：

根据减振器设计所要求的速度特性曲线，如图4所示,最大开阀速度V_k2＝1.0m/s点对应要求的减振器阻尼力F_dk2＝1450N，活塞缸筒内径D_H＝28mm，活塞杆直径d_g＝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p_Hk2为：

p_Hk2＝F_dk2/S_H＝4.8078×10⁶Pa；

根据活塞缸筒内径D_H＝28mm，活塞平均间隙δ_H＝0.04mm，偏心率e＝1.0，油液动力粘度μ_t＝8.9×10^-3m²Ps，活塞缝隙长度L_H＝9mm，及活塞缝隙压力p_Hk2＝4.8078×10⁶Pa，确定减振器在最大开阀速度V_k2＝1.0m/s时的活塞缝隙流量Q_Hk2为：

$Q_{\mathrm{Hk}2}=\frac{\mathrm{\π}{D}_H{{\mathrm{\δ}}_H}^3(1+{1.5e}^2)p_{\mathrm{Hk}2}}{12{\mathrm{\μ}}_t{L}_H}=7.0398\×{10}^{-5}{m}^3/s;$

(2)确定最大开阀时的活塞孔流量Q_hk2：

根据复原阀最大开阀时的油路图3，减振器最大开阀速度V_k2＝1.0m/s，活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积S_H＝3.02×10^-4m²，及步骤(1)中的Q_Hk2＝7.0398×10^-5m³/s，确定减振器在最大开阀时的活塞孔流量Q_hk2为：

Q_hk2＝V_k2S_H-Q_Hk2＝2.3160×10^-4m³/s；

(3)减振器活塞孔个数n_h的优化设计:

根据减振器最大开阀速度V_k2＝1.0m/s，活塞缸筒内径D_H＝28mm，活塞杆直径d_g＝20mm，活塞孔的直径d_h＝1.5mm，活塞孔的长度L_h＝9mm，活塞孔的角度θ＝52°，突然缩小局部压力损失系数ζ_h1＝0.47；复原阀的阀口半径r_k＝8.0mm，内圆半径r_a＝5.5mm；油液运动粘度ν＝10.0×10^-6m²/s，动力粘度μ_t＝8.9×10^-3m²Ps，步骤(2)中的Q_hk2＝2.3160×10^-4m³/s，及步骤(1)中的p_Hk2＝4.8078×10⁶Pa，建立减振器活塞孔个数n_h的优化设计数学模型，即：

$C_8{n}_h^8+C_7{n}_h^7+C_6{n}_h^6+C_5{n}_h^5+C_4{n}_h^4+C_3{n}_h^3+C_2{n}_h^2+C_1{n}_h+C_0=0;$

式中， $C_8=B_2^4=4.6421\×{10}^{-21},C_7=4B_2^3{B}_1=-2.2282\×{10}^{-18},$

$C_6=4B_2^3{B}_0+6B_2^2{B}_1^2=5.1766\×{10}^{-16},C_5=4B_2{B}_1^3+12B_2^2{B}_1{B}_0-C{A}^4=-9.3566\×{10}^{-8},$

$C_4=12B_2{B}_1^2{B}_0+B_1^4+6B_2^2{B}_0^2+4C{A}^3{L}_h=-5.812\×{10}^{-8},C_3=12B_2{B}_1{B}_0^2+4B_1^3{B}_0-6C{A}^2{L}_h^2=-1.4\×{10}^{-8},$

$C_2=7B_1^2{B}_0^2+4B_2{B}_0^3+4\mathrm{CA}{L}_h^3=-2.444\×{10}^{-8},C_1=4B_1{B}_0^3-{\mathrm{CL}}_h^4=-5.515\×{10}^{-7},C_0=B_0^4=7.2142\×{10}^{-6},$

$A=\frac{0.2p_{\mathrm{Hk}2}{\mathrm{\πd}}_h^4}{128{\mathrm{\μ}}_t{Q}_{\mathrm{hk}2}}=0.058,C=\frac{\mathrm{\υ}}{\left[V_{k2}\mathrm{\π}(D_H^2-d_g^2)\right]}=0.0083;$

$B_2=\frac{1}{0.2565}{d}_h^{0.75}\frac{{\mathrm{\π}}^2{d}_h^4}{{16S}_F^2}=8.2543\×{10}^{-6},B_1=-\frac{1}{0.2565}{d}_h^{0.75}\frac{\mathrm{\π}{d}_h^2}{{2S}_F}=-9.9051\×{10}^{-4},$

$B_0=\frac{1}{0.2565}{d}_h^{0.75}K=0.0518,S_F=\mathrm{\π}(r_k^2-r_a^2)=1.0603\×{10}^{-4},$

$K=1+{\mathrm{\ζ}}_{h1}+0.946{\sin }^2\left(\frac{\mathrm{\θ}}{2}\right)+2.407{\sin }^4\left(\frac{\mathrm{\θ}}{2}\right)=1.7407;$

解上述关于n_h的方程，得到：n_h＝2.4238；

然后对n_h圆整便可得到减振器活塞孔的实际优化设计个数n_h＝3。

利用电液伺服减振器综合性能试验台对所设计加工的减振器样机进行特性试验，所测得的减振器速度特性曲线如图5所示。

由图5可知：所测得的减振器速度特性与设计所要求的相吻合，说明该减振器活塞孔个数的参数设计值的可靠，表明所建立的减振器活塞孔个数的优化设计方法是正确的。

实施例二：某液压减振器设计所要的复原速度特性，如图6所示，最大开阀速度V_k2＝1.0m/s，最大开阀阻尼力F_dk2＝1650N；减振器的其它结构参数、油液参数与实例一的相同，对减振器活塞孔个数n_h进行优化设计。

(1)确定最大开阀时的活塞缝隙节流压力p_Hk2和流量Q_Hk2：

根据减振器设计所要求的速度特性曲线，如图6所示,最大开阀速度V_k2＝1.0m/s点所要求的减振器阻尼力F_dk2＝1650N，活塞缸筒内径D_H＝28mm，活塞杆直径d_g＝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p_Hk2为：

p_Hk2＝F_dk2/S_H＝5.6367×10⁶Pa；

根据活塞缸筒内径D_H＝28mm，活塞平均间隙δ_H＝0.04mm，偏心率e＝1.0，油液动力粘度μ_t＝8.9×10^-3m²Ps，活塞缝隙长度L_H＝9mm，及活塞缝隙压力p_Hk2＝5.6367×10⁶Pa，确定在最大开阀速度时的活塞缝隙流量Q_Hk2为：

$Q_{\mathrm{Hk}2}=\frac{\mathrm{\π}{D}_H{{\mathrm{\δ}}_H}^3(1+{1.5e}^2)p_{\mathrm{Hk}2}}{12{\mathrm{\μ}}_t{L}_H}=8.2536\×{10}^{-5}{m}^3/s;$

(2)确定最大开阀时的活塞孔流量Q_hk2：

根据复原阀最大开阀时的油路图3，减振器最大开阀速度V_k2＝1.0m/s，活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积S_H＝3.02×10^-4m²，及步骤(1)中的Q_Hk2＝8.2536×10^-5m³/s，确定最大开阀时的活塞孔流量Q_hk2为：

Q_hk2＝V_k2S_H-Q_Hk2＝2.1946×10^-4m³/s；

(3)减振器活塞孔个数n_h的优化设计:

根据减振器最大开阀速度V_k2＝1.0m/s，活塞缸筒内径D_H＝28mm，活塞杆直径d_g＝20mm；活塞孔的直径d_h＝1.5mm，长度L_h＝9mm，角度θ＝52°，突然缩小的局部压力损失系数ζ_h1＝0.47；复原阀的阀口半径r_k＝8.0mm，内圆半径r_a＝5.5mm；油液运动粘度ν＝10.0×10^-6m²/s，动力粘度μ_t＝8.9×10^-3m²Ps；步骤(2)中的Q_hk2＝2.1946×10^-4m³/s，及步骤(1)中的p_Hk2＝5.6367×10⁶Pa，建立关于活塞孔个数n_h的优化设计数学模型，即：

$C_8{n}_h^8+C_7{n}_h^7+C_6{n}_h^6+C_5{n}_h^5+C_4{n}_h^4+C_3{n}_h^3+C_2{n}_h^2+C_1{n}_h+C_0=0;$

式中， $C_8=B_2^4=4.6421\×{10}^{-21},C_7=4B_2^3{B}_1=-2.2282\×{10}^{-18},$

$C_6=4B_2^3{B}_0+6B_2^2{B}_1^2=5.1766\×{10}^{-16},C_5=4B_2{B}_1^3+12B_2^2{B}_1{B}_0-C{A}^4=-2.1926\×{10}^{-7},$

$C_4=12B_2{B}_1^2{B}_0+B_1^4+6B_2^2{B}_0^2+4C{A}^3{L}_h=1.1007\×{10}^{-7},C_3=12B_2{B}_1{B}_0^2+{4B}_1^3{B}_0-6{\mathrm{CA}}^2{L}_h^2=-2.1184\×{10}^{-8},$

$C_2=7B_1^2{B}_0^2+4B_2{B}_0^3+4\mathrm{CA}{L}_h^3=2.4776\×{10}^{-8},C_1=4B_1{B}_0^3-{\mathrm{CL}}_h^4=-5.5158\×{10}^{-7},C_0=B_0^4=7.2142\×{10}^{-6},$

$A=\frac{0.2p_{\mathrm{Hk}2}{\mathrm{\πd}}_h^4}{128{\mathrm{\μ}}_t{Q}_{\mathrm{hk}2}}=0.0717,C=\frac{\mathrm{\υ}}{\left[V_{k2}\mathrm{\π}(D_H^2-d_g^2)\right]}=0.0083;$

$B_2=\frac{1}{0.2565}{d}_h^{0.75}\frac{{\mathrm{\π}}^2{d}_h^4}{{16S}_F^2}=8.2543\×{10}^{-6},B_1=-\frac{1}{0.2565}{d}_h^{0.75}\frac{\mathrm{\π}{d}_h^2}{{2S}_F}=-9.9051\×{10}^{-4},$

$B_0=\frac{1}{0.2565}{d}_h^{0.75}K=0.0518,S_F=\mathrm{\π}(r_k^2-r_a^2)=1.0603\×{10}^{-4},$

$K=1+{\mathrm{\ζ}}_{h1}+0.946{\sin }^2\left(\frac{\mathrm{\θ}}{2}\right)+2.407{\sin }^4\left(\frac{\mathrm{\θ}}{2}\right)=1.7407;$

解上述关于n_h的方程，求得：n_h＝2.05；

然后对n_h圆整得到减振器活塞孔的实际优化设计个数n_h＝2。

利用电液伺服减振器综合性能试验台对所设计加工的减振器样机进行特性试验，所测得的减振器速度特性曲线如图7所示。

由图7可知：所测得的减振器速度特性与设计所要求的相吻合，表明减振器活塞孔个数的优化设计值是正确的。

实施例三：某液压减振器设计所要求的最大开阀速度V_k2＝1.0m/s，F_dk2＝1200N，如图8所示；活塞杆直径d_g＝18mm,活塞缝隙长度L_H＝15mm；活塞孔长度L_h＝14mm，角度θ＝0°，活塞孔的直径d_h＝1.5mm，突然缩小局部压力损失系数ζ_h1＝0.471；减振器的其它结构参数、油液参数与实施例一的相同。

采用实施例一的设计步骤，对该减振器活塞孔的个数进行优化设计即：

(1)确定最大开阀时的活塞缝隙节流压力p_Hk2和流量Q_Hk2：

根据减振器最大开阀速度V_k2＝1.0m/s所要求的阻尼力F_dk2＝1200N，活塞缸筒内径D_H＝28mm，活塞杆直径d_g＝18mm，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p_Hk2为：

p_Hk2＝F_dk2/S_H＝2.7679×10⁶Pa；

根据活塞缸筒内径D_H＝28mm，活塞平均间隙δ_H＝0.04mm，偏心率e＝1.0，油液动力粘度μ_t＝8.9×10^-3m²Ps，活塞缝隙长度L_H＝15mm，及活塞缝隙压力p_Hk2＝2.7679×10⁶Pa，确定减振器在最大开阀速度时的活塞缝隙流量Q_Hk2为：

$Q_{\mathrm{Hk}2}=\frac{\mathrm{\π}{D}_H{{\mathrm{\δ}}_H}^3(1+{1.5e}^2)p_{\mathrm{Hk}2}}{12{\mathrm{\μ}}_t{L}_H}=2.4317\×{10}^{-5}{m}^3/s;$

(2)确定最大开阀时的活塞孔流量Q_hk2：

根据复原阀最大开阀时的油路图3，减振器最大开阀速度V_k2＝1.0m/s，活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积S_H＝3.6128×10^-4m²，及步骤(1)中的Q_Hk2＝2.4317×10^-5m³/s，确定减振器在最大开阀时的活塞孔流量Q_hk2为：

Q_hk2＝V_k2S_H-Q_Hk2＝2.7768×10^-4m³/s；

(3)减振器活塞孔个数n_h的优化设计:

根据减振器最大开阀速度V_k2＝1.0m/s，活塞缸筒内径D_H＝28mm，活塞杆直径d_g＝18mm；活塞孔的直径d_h＝1.5mm，活塞孔的角度θ＝0°，活塞孔的长度L_h＝14mm，突然缩小的局部压力损失系数ζ_h1＝0.471；复原阀的阀口半径r_k＝8.0mm，内圆半径r_a＝5.5mm；油液运动粘度ν＝10.0×10^-6m²/s，动力粘度μ_t＝8.9×10^-3m²Ps，步骤(2)中的Q_hk2＝2.7768×10^-4m³/s，及步骤(1)中的p_Hk2＝2.7679×10⁶Pa，建立关于减振器活塞孔个数n_h的优化设计数学模型，即：

$C_8{n}_h^8+C_7{n}_h^7+C_6{n}_h^6+C_5{n}_h^5+C_4{n}_h^4+C_3{n}_h^3+C_2{n}_h^2+C_1{n}_h+C_0=0;$

式中， $C_8=B_2^4=4.6421\×{10}^{-21},C_7=4B_2^3{B}_1=-2.2282\×{10}^{-18},$

$C_6=4B_2^3{B}_0+6B_2^2{B}_1^2=4.9953\×{10}^{-16},C_5=4B_2{B}_1^3+12B_2^2{B}_1{B}_0-C{A}^4=-4.1523\×{10}^{-9},$

$C_4=12B_2{B}_1^2{B}_0+B_1^4+6B_2^2{B}_0^2+4C{A}^3{L}_h=8.3606\×{10}^{-9},C_3=12B_2{B}_1{B}_0^2+{4B}_1^3{B}_0-6{\mathrm{CA}}^2{L}_h^2=-6.6618\×{10}^{-9},$

$C_2=7B_1^2{B}_0^2+4B_2{B}_0^3+4\mathrm{CA}{L}_h^3=1.8038\×{10}^{-8},C_1=4B_1{B}_0^3-{\mathrm{CL}}_h^4=-3.3243\×{10}^{-7},C_0=B_0^4=3.6693\×{10}^{-6},$

$A=\frac{0.2p_{\mathrm{Hk}2}{\mathrm{\πd}}_h^4}{128{\mathrm{\μ}}_t{Q}_{\mathrm{hk}2}}=0.0278,C=\frac{\mathrm{\υ}}{\left[V_{k2}\mathrm{\π}(D_H^2-d_g^2)\right]}=0.0069;$

$B_2=\frac{1}{0.2565}{d}_h^{0.75}\frac{{\mathrm{\π}}^2{d}_h^4}{{16S}_F^2}=8.2543\×{10}^{-6},B_1=-\frac{1}{0.2565}{d}_h^{0.75}\frac{\mathrm{\π}{d}_h^2}{{2S}_F}=-9.9051\×{10}^{-4},$

$B_0=\frac{1}{0.2565}{d}_h^{0.75}K=0.0438,S_F=\mathrm{\π}(r_k^2-r_a^2)=1.0603\×{10}^{-4},$

$K=1+{\mathrm{\ζ}}_{h1}+0.946{\sin }^2\left(\frac{\mathrm{\θ}}{2}\right)+2.407{\sin }^4\left(\frac{\mathrm{\θ}}{2}\right)=1.471;$

解上述关于n_h的方程，求得：n_h＝4.02；

对n_h圆整便可得到该减振器活塞孔的实际优化设计个数n_h＝4。

利用电液伺服减振器综合性能试验台对所设计加工的减振器样机进行特性试验，所测得的减振器速度特性曲线如图9所示。

由图9可知，所测得的减振器速度特性与设计所要求的相吻合，表明减振器活塞孔的优化设计值是可靠的，减振器活塞孔个数的优化设计方法是正确的。

Claims (1)

1.液压减振器活塞孔个数的优化设计方法，其具体步骤如下：

(1)确定最大开阀时的活塞缝隙节流压力p_Hk2和流量Q_Hk2:

根据减振器最大开阀速度V_k2点及对应要求的减振器阻尼力F_dk2，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V_k2点时的活塞缝隙压力p_Hk2为：

p_Hk2＝F_dk2/S_H；

式中，D_H为减振器活塞缸筒内径；d_g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D_H，活塞平均间隙δ_H，偏心率e，油液动力粘度μ_t，活塞缝隙长度L_H，在最大开阀速度V_k2点时的活塞缝隙压力p_Hk2，确定在最大开阀速度V_k2点时的活塞缝隙流量Q_Hk2为：

$Q_{\mathrm{Hk}2}=\frac{\mathrm{\π}{D}_H{{\mathrm{\δ}}_H}^3(1+{1.5e}^2)p_{\mathrm{Hk}2}}{12{\mathrm{\μ}}_t{L}_H};$

(2)确定最大开阀时的活塞孔流量Q_hk2:

根据复原阀最大开阀时的油路，减振器最大开阀速度V_k2点，活塞缸筒与活塞杆之间的环形面积S_H，及步骤(1)中的Q_Hk2，确定最大开阀时的活塞孔流量Q_hk2为：

Q_hk2＝V_k2S_H-Q_Hk2；

(3)减振器活塞孔个数n_h的优化设计:

根据减振器最大开阀速度V_k2，活塞缸筒内径D_H，活塞杆直径d_g，活塞孔的直径d_h，活塞孔的长度L_h，活塞孔的角度θ，突然缩小的局部压力损失系数ζ_h1，复原阀的阀口半径r_k，复原阀片的内圆半径r_a，油液运动粘度υ，动力粘度μ_t，步骤(2)中的Q_hk2,及步骤(1)中的p_Hk2，建立关于活塞孔个数n_h的优化设计数学模型，即：

$C_8{n}_h^8+C_7{n}_h^7+C_6{n}_h^6+C_5{n}_h^5+C_4{n}_h^4+C_3{n}_h^3+C_2{n}_h^2+C_1{n}_h+C_0=0;$

式中， $C_8=B_2^4,C_7=4B_2^3{B}_1,C_6=B_2^4{n}_h^8+4B_2^3{B}_1{n}_h^7+(4B_2^3{B}_0+6B_2^2{B}_1^2),C_5=4B_2{B}_1^3+12B_2^2{B}_1{B}_0-{\mathrm{CA}}^4,$

$C_4=12B_2{B}_1^2{B}_0+B_1^4+6B_2^2{B}_0^2+4C{A}^3{L}_h,C_3=12B_2{B}_1{B}_0^2+4B_1^3{B}_0-6C{A}^2{L}_2^h,C_2=7B_1^2{B}_0^2+4B_2{B}_0^3+4\mathrm{CA}{L}_h^3$

$C_1=4B_1{B}_0^3-{\mathrm{CL}}_h^4,C_0=B_0^4,A=\frac{0.2p_{\mathrm{Hk}2}{\mathrm{\πd}}_h^4}{128{\mathrm{\μ}}_t{Q}_{\mathrm{hk}2}},C=\frac{\mathrm{\υ}}{\left[V_{k2}\mathrm{\π}(D_H^2-d_g^2)\right]};$

$B_2=\frac{1}{0.2565}{d}_h^{0.75}\frac{{\mathrm{\π}}^2{d}_h^4}{{16S}_F^2},B_1=-\frac{1}{0.2565}{d}_h^{0.75}\frac{\mathrm{\π}{d}_h^2}{{2S}_F},B_0=\frac{1}{0.2565}{d}_h^{0.75}K,S_F=\mathrm{\π}(r_k^2-r_a^2),$

$K=1+{\mathrm{\ζ}}_{h1}+0.946{\sin }^2\left(\frac{\mathrm{\θ}}{2}\right)+2.407{\sin }^4\left(\frac{\mathrm{\θ}}{2}\right);$

解上述关于n_h的方程，求得n_h的值；

然后对n_h的数值进行圆整，便可得到减振器活塞孔的实际优化设计个数n_h。