液压阻尼器试验台设计

毕 业 设 计设计题目：液压阻尼器试验台设计液压阻尼器试验台设计摘 要本课题针对液压阻尼器的试验要求，参考以前的相关设计以及液压系统设计的经验，设计一个符合要求的电液系统振动试验台。文中利用已有的机电液的相关知识，进行了系统的整体研制、分析，以及其机械结构的设计，使设计出的液压阻尼器振动试验台能够圆满的完成相关试验检测工作。提出了液压阻尼器试验台的整体结构设计方案，完成了该试验台的机械结构液压系统的设计。根据液压阻尼器的检测与试验要求，设计了动、静态两个试验回路双伺服阀液压控制结构，并采用蓄能器组瞬间提供大流量输出的整体解决方案。本液压阻尼器试验系统可以适用于行程小于 300 毫米、100 吨以下的各种规格的液压阻尼器的试验，为液压阻尼器的研制、生产提供了必要的试验与检测设备。关键词：液压阻尼器 电液伺服 系统控制 激振器 The design of hadraulic damper test rigAbstractThe subject of hydraulic dampers for the test requirements, refer to the previous design, as well as experience in hydraulic system design, design to meet the requirements of a system of electro-hydraulic vibration test rig. In this paper, the use of existing hydraulic knowledge to carry out the overall system development, analysis, and the design of its mechanical structure, so that the design of the hydraulic vibration damper test rig can be related to the successful completion of the work test. A scheme of hydraulic damper test-beds overall structure design is raised, and it complete the test-beds hydraulic system of the mechanical structure design. Hydraulic damper according to the detection and test requirements, design a dynamic and static test of two dual-loop servo-valve hydraulic control structures, and the use of accumulator to provide an instant group of high-volume output of the overall solution.The hydraulic damper test system can be applied to travel less than 300 mm, 100 tons of various specifications of the hydraulic damper testing, hydraulic damper for the development, production provides the necessary test and inspection equipment. Key words: hadraulic damper; electro-hydraulic serve; system control; exicer; 目 录1 引言 .11.1 课题概况 11.2 课题研究方案及意义 52 液压阻尼器试验台方案设计 .62.1 液压系统设计要求 62.2 液压阻尼器的试验要求 62.3 控制方案的确定 73 液压阻尼器试验台液压系统结构设计 .103.1 液压阻尼器试验台激振器设计 103.2 伺服阀选择计算 123.3 系统的流量供给及油源设计 133.4 蓄能器组选择 163.5 油箱设计 .173.6 管道尺寸确定 203.7 系统阀块设计 234 液压阻尼器试验台结构设计 244.1 试验台架设计 244.2 试验台的电控系统 275 结论 .30谢辞 .31参考文献 .32附录 .33外文资料 .34唐 山 学 院 毕 业 设 计01 引言1.1 课题概况1.1.1 液压阻尼器阻尼是各种摩擦和其他阻碍作用对自由振动产生衰减的一种现象。而安置在结构系统上的“ 特殊” 构件，提供运动的阻力，耗减运动能量的装置，便是阻尼器。目前在各种应用中有:弹簧阻尼器,脉冲阻尼器,旋转阻尼器 ,风阻尼器,粘滞阻尼器，液压阻尼器等。液压阻尼器是一种对速度反应灵敏的吸收衰减震动装置,能够吸收、衰减震动与冲击的能量,从而减少构件的动力反应,保护建筑物、工程结构、机械结构等重要设施免遭由于地震、爆炸、自然风力等引起的震动及冲击破坏。液压阻尼器主要用于医院、电站、桥梁、摩天楼等重要大型建筑,以及核电厂、火电厂、化工厂中的管道及关键设备的抗震。近十几年来,随着液压阻尼器制造技术不断提高，以及各种试验、检验技术的完善,液压阻尼器的应用也越来越广泛。液压阻尼器不但用于重要的军事工程,而且已经开始应用于民用工程中。 11.1.2 振动台振动台是一种能够提供典型振动条件或模拟再现环境用以检验和评价各类工程装置及设备机械力学性能的试验设备。通常使用的振动台有机械式振动台、液压式振动台和电动式振动台三种振动台。国外对振动台的研究较多的国家是日本和美国。美国加州伯克力分校建成世界上第一台水平和垂直同时工作的 6.16.1m 双向地震模拟振动台。其后，日本国立防灾科学技术中心建成了当时世界上最大的 15m15m 台面，载重 1000 吨的垂直或水平单独工作的大型地震模拟振动台。 2我国 50 年代应用比较广泛的是机械式振动台，60 年代电动式振动台得到飞跃的发展，成为振动环境模拟的主要设备，但当时电动振动台的承载能力较小、使用寿命也不尽如人意不能承担飞机大型结构件的振动试验任务。因此具有直接承载能力强、推力大、结实耐用等特点的液压振动台便应运而生，并优先在国防工业，特别是航空航天工业领域中得到应用和发展。早期开发的液压振动台工作频率上限一般在 200 左右。这主要是由航空涡轮寻机的转速接近 1200r/min 所决定的。随着现代喷气动力装置的发展，振动环境模拟的上限频率不断提高，也要求液压振动台不断地扩展其工作频宽。目前国内外大推力（50kN 以上）液压振动台上上限工作频率已达到 1000Hz 以上。加一方面由于飞机飞行速度的提高以及发动机生产工艺的改进，来自发动机转子动不平衡所诱发的振动强度逐渐减弱，而气流干扰和声压变化所诱发的振动则越来越重，唐 山 学 院 毕 业 设 计1这种振动环境常常表现为非周期的随机振动，因而也要求液压振动台能实现随机振动控制，国内外同行均为此而进行了大量的研究开发工作，并成功实现了液压振动台的随机振动控制，如中国航空工业总公司 303 研究所研制的 YZT10c 型液压振动台，其上限工作频率达到 201000Hz，在频率范围内的宽带随机振动控制精度己经达到dB。 3本课题是做一个 100T 级液压振动试验台的开发与研究。液压振动试验台是一种多功能、高精密度、快响应的电液伺服系统，它不仅可以进行新型液压阻尼器的各种性能试验，而且可以进行其它设备的振动和疲劳试验。液压振动试验台是液压阻尼器生产、试验和验收必不可少的手段。液压振动台作为振源的模拟输出设备要求其能输出典型的地震波正弦波脉冲波等各种外界波并能通过传感器采集信号、计算机处理信号生成被试件在不同输入波形下静、动态响应特性，为判断被试件性能提供依据。1.1.3 电液伺服系统、电液伺服系统的特点同机电伺服系统、气动伺服系统相比，液压伺服系统具有突出的优点，以致成为采用液压系统而不采用其它系统的主要原因 4：（1） “功率重量”比大同样功率的控制系统，液压系统体积小，重量轻。因为对于电元件，例如电动机来说，由于受到磁性材料饱和作用的限制，单位重量的设备所能输出的功率比较小。液压系统可以通过提高系统的压力来提高输出功率，这时仅受到机械强度和密封技术的限制。在典型的情况下，发电机和电动机的“功率重量”比为 16.8W/N，而液压泵和液压马达的功率重量比为 168W/N，是机电元件的 10 倍。在航空、航天技术领域应用的液压马达是 675W/N，而稀土电动机的“功率重量”比为 225W/N。直线运动的动力装置更加悬殊。这是在许多场合下采用液压伺服系统而不采用其他伺服系统的重要原因，也是直线运动控制系统中多用液压系统的重要原因。几乎所有的中、远程导弹的控制系统，都采用液压系统。（2）力矩惯量比大一般回转式液压马达的力矩惯量比是同容量的电机的 10 倍至 20 倍，一般液压马达为 6.1103Nm/Kg.m2。力矩惯性比大，液压系统能够产生大的加速度，也意味着时间常数小，响应速度快，具有优良的动态性能。 。这个特点也是许多场合下采用液压系统，而不采用其他系统的重要原因。例如在导弹武器的仿真系统中，要求平台具有极大的加速度，具有很高的响应频率，这个任务只有液压系统能够胜唐 山 学 院 毕 业 设 计2任。（3）液压马达的调速范围宽液压伺服马达的调速范围一般在 400 左右，好的上千，通过良好的速度回路设计，闭环系统的调速范围更宽。这个指标也是常常采用液压系统的重要原因。例如跟踪导弹、卫星等飞行器的雷达、光学跟踪装置，在导弹起飞的初始段，视场半径很小，要求很大的跟踪角速度，进入预定轨道后，视场半径很大，要求跟踪的角速度很小，因此要求系统的整个跟踪速度范围很大。（4）易通过液压缸实现大功率的直线伺服驱动、结构简单若采用以电动机为执行元件的机电系统，则需要通过齿轮、齿条等装置，将旋转运动变换为直线运动，从而结构很复杂，而且会因传动链的间隙而带来许多的问题；若用直线式电机，体积重量将会大大增加。从“力质量”比来说，直流直线式电动机的“力质量”比为 130N/Kg，而直线式马达（油缸）的“力质量”比为 13000N/Kg，是机电元件的 100 倍。所以在负载要求作直线运动的伺服系统中，液压系统比机电系统明显优越。正因为如此，在冶金工业中，液压伺服系统得到了广泛的应用。还有其他的许多优点，诸如系统的刚度比较大，润滑性能好等。、电液伺服系统的发展历史二战期间，由于军事上的需要，对先进的武器和飞机的控制系统，提出了诸如大功率、高精度、快响应等一系列高性能要求。但是单纯的采用电磁元件已很困难、甚至不能满足要求，而液压系统具有的一些特点，正好适合于这种场合，从而促使人们更深入地研究液压技术。在这个背景下，液压伺服技术迅速发展起来。到 50 年代末期和 60 年代初期有关液压伺服技术的基本理论日趋完善，使液压伺服系统广泛的应用于武器、舰船、航空、航天等军事部门，后来又迅速地推广到冶金、机械等民用工业中。液压伺服系统以其优良的动态性能著称，但同时因为它要求很高的加工精度，成本昂贵，对维护使用要求苛刻，这对一般的工业控制来说很难承受。因为大多数工业控制系统，并不需要很高的动态性能，一般伺服带宽 35Hz ，甚至 12Hz 就可以了，但希望价钱便宜，对污染不敏感，不需要特殊的维护措施。在这个背景下，60 年代开始发展一种廉价液压伺服技术电液比例控制。这种介于液压伺服与液压开关控制之间的液压技术，为液压开拓了新的途径。尽管液压伺服技术在不断地开拓、发展，但是始终存在着噪声、漏油、维护修理不方便、成本较高，对油液中的污染物比较敏感而经常发生故障等缺点。另一方面，机电伺服系统在一些重要元件性能上有新的突破，尤其是 60 年代可控硅元件的问世，及其后出现的力矩电机、印刷电机、无槽电机等性能优良的执行元唐 山 学 院 毕 业 设 计3件的问世。近年来出现的大功率的脉冲调宽（PWM）功率放大元件，大大改善了伺服系统的性能，形成了对液压系统的有力挑战。目前除了航天领域中、大型火箭、导弹控制系统，液压伺服具有绝对的优势外，大多数中小型地面设备，已逐渐被机电伺服系统取代。但是在直线运动的控制中，尤其是大功率的直线运动控制，仍广泛的使用液压伺服系统。、电液伺服系统的发展方向（1）机电一体化 5将微电子技术和液压技术结合成一体，出现了将比例控制系统、伺服系统所需的放大器、传感器、信息显示装置等与液压泵、阀和液压缸等紧凑的组合在一起的新颖的一体化元件，这是当前液压技术的一个重要发展方向。近年来由于微电子技术的飞速发展，为机电一体化创造了条件。此外还可以扩展元件的功能，例如在模拟式传感器上附加 A/D 转换器，在电液伺服阀等模拟式阀上附加 D/A 转换器，可以直接通计算机连接。可以预见，一体化组件将进一步发展成带微电脑的智能型机电一体化组件。（2）计算机在液压伺服系统中的普遍应用 6计算机应用已深入到各个领域，无疑也将在液压伺服技术领域中发挥巨大的作用。计算机在液压伺服系统中的应用包括计算机直接控制（CDC） 、计算机辅助设计（CAD ）和计算机辅助测试（CAT）等三个方面。计算机辅助控制，就是将计算机（主要是微机处理）作为整个伺服系统的一个环节来进行系统控制。由于它的软件功能很强，可以方便的完成大量的环外处理和智能控制，构成所谓的智能型电液控制系统。计算机辅助设计主要指对液压伺服元件和伺服系统进行计算机仿真。这是一种十分有效的设计和研究方法，它不仅可以对复杂的系统和各种因素对系统的影响进行定量的研究，而且可以进行元件和系统的优化设计。由于液压伺服元件存在多种非线形因素，单纯用计算机模拟仿真，可能因为模拟电路的零飘等带来较大的误差，甚至出现不稳定现象，而数字计算机通过用专用的程序包能够得到满意的仿真效果。对于大型、高精度的伺服系统来说，更接近真实情况的还是模拟数字联合仿真 7。通过计算机辅助测试系统对液压伺服元件、液压系统的静态、动态特性进行测试、辨别和数据处理，将相应的数据和曲线在显示器上输出或者通过打印机打印出来。更进一步将这种测试系统扩展成故障检测和预报系统，它不断巡回地采集系统的实际参数，并将其同拟定参数进行比较，做出判断，而后通过报警装置，给出报警信号，同时在显示器上显示出故障的原因和处理的措施。这也是计算机唐 山 学 院 毕 业 设 计4在液压伺服系统中应用的一个重要的方向 8。1.2 课题研究方案及意义1.2.1 课题研究主要内容及思路液压阻尼器振动试验台可以实现在要求推力、频率、压力、波形等条件下的液压阻尼器的检测工作，通过力和速度传感器等多种传感器将试验中采集到的数据进行输出，应用计算机对数据进行处理，将处理结果与预定的合格数据进行比较，从而确定液压阻尼器合格与否。本课题以液压阻尼器振动试验台这一产品的研制与开发为中心，通过运用已学的对于机、电、液领域的相关知识，在一些成熟技术应用的基础上，对液压阻尼器的试验台的主要系统以及重要部件的机械结构进行设计。具体说来本课题研究主要有以下几个方面：1 液压阻尼器振动试验台的液压结构设计。完成液压阻尼器振动试验台的总体系统的规划和开发。 进行液压系统原理研究，绘制相应的液压控制原理图。 结合设计要求计算出系统中的重要的参数，例如流量、压力、液压缸的横截面积等等。 重要部件的机械结构（液压缸、阀块）的研制与开发。 完善整个系统，完成其他部件的开发（油源、试验台架等等） 。通过以上四步基本可以完成试验台的机械和液压部分设计，课题研究任务基本完成。2 液压阻尼器振动试验台的台架的结构设计。完成试验台的机械部分设计。1.2.2 课题的意义课题是大推力、高精度液压阻尼器振动试验台的开发与研究，具有很强的现实和理论意义。液压阻尼器振动试验台是集机械结构开发、液压系统开发、电路控制开发于一体的高新技术产品，在产品检测方面有着极为重要的应用。目前，国内高精度、大推力的液压阻尼器振动试验台多为日本和德国的产品，说明国内在高精度、大推力的液压阻尼器振动试验台研制与开发方面与外国在不小的技术差距。本课题就是要在高精度液压阻尼器振动试验台研制与开发方面寻求突破和创新，从而能促进我国高精度、大推力液压阻尼器振动试验台的技术发展。唐 山 学 院 毕 业 设 计52 液压阻尼器试验台方案设计2.1 液压系统设计要求试验台实现在推力、频率、压力、波形等条件下的液压阻尼器的检测工作，通过力和速度传感器等多种传感器将试验中采集到的数据进行输出，应用计算机对数据进行处理，将处理结果与预定的合格数据进行比较，确定液压阻尼器的合格与否。其主要技术要求有：最大动、静态力：1000KN；工作频率：133 Hz（逐个频率点）最大位移（振幅）：1Hz 时，20mm；10Hz 时，5mm；激振器最大行程：150 mm；最大速度：30 cm/s（要求） ，31.4 cm/s（实际取值） ；最大加速度：40 m/s2；高频振动持续时间：2s（要求） ，5s（实际取值） ；运动（冲击振动）方向： 水平单向；动态试验控制波形：正弦波系统动态测试精度：80C） ，将严重影响液压系统正常工作，如泄露严重等。因此在某些散热情况不好的时候，单靠油箱和管道就不能控制油箱的升高，这时就必须采取强制冷却的办法，通过冷却器来限制油温的升高，使之符合液压系统的工作要求。在泵站装配中，冷却器装在系统的回油路上，使回油冷却后再回油箱。冷却器的选择冷却器除通过管道散热面积直接吸收油液中的热量外，还使油液流动出现紊流来增加油液的传热系数。对冷却器的基本要求是：保证散热面积足够大，散热效率高和压力损失小的前提下，要求结构紧凑，坚固，体积小，重量轻，最好有自动控制油温装配，以保证油温控制的准确性。冷却器分为水冷式和风冷式，设计中选用的时水冷式，水冷式又分为多管式，板式，片式，选用的是较常用的多管式。这种冷却器采用强制对流的方式，传热效率较高，冷却效果较好。因冷却器对油液由一定的阻力，使油液通过冷却器有压力损失，因此可在冷却器上并联一截止阀，当油液不需要冷却时打开截止阀，使油液直接会油箱。唐 山 学 院 毕 业 设 计203.6 管道尺寸确定3.6.1 管路的材料根据本试验台的工作条件选用无缝钢管，其材料的机械性能为： b=400MPa； s=195MPa；=45%； s=22%.无缝钢管耐压高，变形小，耐油，抗腐蚀，虽装配时不易弯曲，但装配后能长久保持原状，用于中高压系统。无缝钢管由冷轧和热轧两种。在泵站中由于主泵与电机正常工作时有震动产生，为防止油液将这种震动传递到系统或油箱从而影响系统正常工作，在泵的进出油口加软管以消除这种震动或在电机座下安装减震垫消除震动。设计中选用的是橡胶补偿接管和胶管接头总成，安装在泵的进出油口。管路的安装不合理时，不仅会给安装检修带来麻烦，而且会造成大的压力损失，以至于出现震动噪声等现象。3.6.2 管接头液压系统中，金属管之间，金属管与元件之间的连接，可采用焊接连接，法兰连接和管接头连接。直接焊接时，焊接工作要在现场进行，安装后拆卸不方便，焊接质量不易检查，因此很少选用。法兰连接工作可靠，拆卸方便，但尺寸较大，因此，只有在管道外径较大时采用。一般情况下，多采用管接头连接。管接头连接的形式包括焊接管接头，卡套式管接头，快速接头。焊接式管接头，焊接式管接头具有结构简单，制造简单，耐压高，密封性能好等优点，工作压力可达 31.5MP，应用较广泛.在泵站装配图中，选用此接头形式。此外还有卡套式管接头，扩口式管接头，铰接管接头，快速接头等。因此设计中没使用，不再叙述。在泵站的装配中，主要使用焊接时管接头连接。因为泵站各部分元件拆装的情形较少，因此避免使用价格昂贵的卡套式管接头。但缺点是焊接量小，要求焊缝的质量高。注意各端直通管接头与各元件结合时，结合面上的密封圈不能漏掉。管夹:管道应选用管夹固定好，以防止管道的震动。管夹有三种：一种是普通管夹，根据管子数量分为单管夹，双管夹和多管夹，另一种是高压管夹，用于中高压管道，其中间木块为增加阻尼，防止震动，第三种是用木块托住钢管，用螺栓固定 ，多用于中低压管路中。3.6.3 管路的选择安装 唐 山 学 院 毕 业 设 计21管子的内径按流速选取 mvQd13.式中 Q液体流量 m2/sv流速 m/s。对于本系统取 1.2m/s。油管的内径 d根据式：式中：q 1通过油管的流量(L/min)V油管中的允许流速（m/s）其中：压力管路流速：v=57m/s回油管路流速：v=25m/s吸油管路流速：v=0.53m/s代入数据：控制油管路：q 1=63L/min;v=3m/s 得 d=22mm回油管路：q 1=530L/min;v=5m/s 得 d=48mm压力油管路：q 1=261L/min;v=5m/s 得 d=34mm油管壁厚的确定油管壁厚按公式 pd2/式中：p关内最高工作压力（MPa）d油管内径（） p油管材料许用应力对于钢管， p= b/n（ b为材料的抗拉强度，n 为安全系数）当 p17.5MPa 时，n 为 6；当 p17.5MPa 时，n=4代入数据得压力油管路：p=28MPa，n=4，4.76回油管路：p=3.5MPa，n=6，1.26控制油管路：p=3.5MPa，n=6，1.26（3）油管安装要求由于系统对油液的精度要求较高，全部管路应进行一次安装、一次安装后拆下管道，清洗后干燥，涂油以及进行压力试验。最后安装时不准有污物如砂子，v63.4唐 山 学 院 毕 业 设 计22氧化物铁屑等进入管道和阀内。全部安装后，必须对油路，油箱进行清洗，使之能正常工作。在设计中，考虑到泵站部分占用空间尽量小，因此整个泵站各个元件（滤油器，油泵电机，油箱等）在位置布置上显得紧凑，辅助泵，吸油滤油器及回油滤油器都装在油箱盖板侧壁上。3.7 系统阀块设计阀块作为液压系统中各种阀的安装载体，有着很重要的作用。阀块可以减小各阀之间压力损失，提高系统的运行精度。系统中各阀集成到一起也便于安装、调试和操作。通常阀块的结构都很复杂，内部有很多通孔、盲孔和安装液压阀的安装孔。在尽量小的阀块上通过打最少的孔达到最优的结构，这是阀块的设计的指导思想。在振动台系统中，共设计有三个阀块。系统中所有的液压阀全部安装在三个阀块上。阀块分别为：阀块 A，阀块 B，阀块 C。阀块 A 位于油源的出口，安装在油箱顶部，其上有三个单向阀、一个比例溢流阀、一个电液换向阀和一个先导式溢流阀，共六个液压阀。高压油流经阀块 A进入主油路，并经过阀块 A 返回油箱。阀块 B 安装在油箱顶部，其上有两个电磁换向阀和一个减压阀。做小流量试验时，主油路流经阀块 B。阀块上的两个电磁换向阀控制着激振器前的液控单向阀。阀块 C 安装在激振器上，其上有大、小流量的电液伺服阀各一个，液控单向阀四个，压力传感器两个。两个压力传感器用于测量激振器中两个油腔内的油压。唐 山 学 院 毕 业 设 计234 液压阻尼器试验台结构设计4.1 试验台架设计试验台架是系统进行试验的平台。系统产生的拉压力能达到 100T 之巨，所以设计采用了大刚度封闭式承力框架结构来承受 1000KN 的力。在封闭式承力框架结构的一端装有“液压激振器” ，在另一端安装不同长度加长杆来完成位置调整，以适应不同规格液压阻尼器的长度变化。如下图 4.1 所示：试验台架主要由安装平台、左右支撑立板、左右滑动板、两根导向轴、液压激振器、位移传感器、拉压（力）传感器、长度调节杆、液压阀块 C 等组成。图 4.1 液压阻尼器试验台架唐 山 学 院 毕 业 设 计244.1.1 计算设计左、右支撑立板由于试验台要对液压阻尼器 1-33Hz 范围内进行不同载荷的试验，故其承受的为交变应力，为便于设计,首先假设计其静态数值来估取其值。(1)计算左右支撑立板尺寸由所选激振器液压缸的尺寸以及考虑到试验台所测试的液压阻尼器的尺寸初步拟定立板的侧面为 Alh14008401.1910 6mm2。选立板的材料为 45 钢调质，其材料性能为：； ； 。630b4s%1s查机械设计手册得 45 钢的基本许用应力 329MPa 。由公式其中 W 为抗弯截面系数。当高为 h 宽为 b 的矩形，则 62123hIWz代入数据得支撑板厚度为 b0.011m，取 b=60mm。其底部凸缘部分宽度b1=40mm，其厚 h0=50。(2)支撑板与座连接设计支撑板与底座采用双头螺柱连接，由受载分布情况，采用 8 个双头螺柱沿中心线对称布置，以保证连接接合而受力比较均匀。由于螺柱主要承受轴向载荷，故按其静强度设计，再对其疲劳强度和挤压及剪切强度条件做精确校核。由于螺柱材料是塑性的，可根据第四强度理论，求出螺栓预紧状态下的计算应力为： 3.1)5.0(33222 ca故螺栓危险截面的拉伸强度条件为： 2104.dFca式中，F 0为螺栓所受的预紧力，单位为 N；d 1螺栓危险截面的直径，mm； 螺栓材料许用应力，MPa。代入数据得螺栓最小直径 d1=17.5mm,取 d1=20mm.查手册选其型号为Mmaxax唐 山 学 院 毕 业 设 计25GB/T897-19884.1.2 左右滑动板设计滑动板主要承受压力，对其他力学性能要求不高，故按抗压强度计算，初选端面侧面 A=lh=1000400810 5mm2。立板材料 45 钢正火回火，其力学性能为： ； ； 。630b4s%1s由于该系统中载荷随时间变化，滑动板承受为交变应力。故查机械设计手册得 45 钢的基本许用应力 ca=230MPa,由 caAFmaxa其中 A=lb，代人上式得 MPaN6.80.1230F6camx取整得 b=50mm。中央凸台半径取 R=120mm。左侧滑板固定两个位移传感器，右侧滑板凸台放置力传感器。右滑板前固定带凹槽垫板用的来放置加长杆用以调节左右滑板位置，以适应不同液压阻尼器的试验要求。加长杆做成一系列的不同的长度，然后根据试验要求通过增加或减少各种加长杆来达到试验所需的长度。垫板厚取100mm，A中间凹槽深 30mm,半径 100mm。4.1.3 导向轴的设计计算导向轴主要承受水平方向（轴向）的拉、压应力，以及滑板，阻尼器的自重对其产生的弯曲变形。由于导向轴是主要承受水平方向的拉力，其值相对较大，而滑板，阻尼器的自重产生的弯曲变形较小，故按其承受拉伸应力要求计算，再进行弯曲强度校核。选轴的材料为 45 钢正火，表面高频淬火，以增强其耐磨性。45 钢材料性能为：； ； 。630b4s%1s由于本实验为动态脉冲应力，故不能按常规计算，查机械设计手册得其基本许用应力为 。2ca取轴的长度为 4000mm，其截面直径为 d 由材料力学基本公式cadFA2max4