摩托车减震器毕业设计论文

1、摩托车减震器毕业设计目录第一章 绪论 2 矚慫润厲钐瘗睞枥庑赖。1.1 前言 4 聞創沟燴鐺險爱氇谴净。1.2 减震器数学模型的研究现状. 5 残骛楼諍锩瀨濟溆塹籟。1.3 本文研究的主要 内容. 6 酽锕极額閉镇桧猪訣锥。1.3.1 本文研究内容 6 彈贸摄尔霁毙攬砖卤庑。1.3.2 本文研究意义 6 謀荞抟箧飆鐸怼类蒋薔。第二章 摩托车减震器示功特性分析 7 厦礴恳蹒骈時盡继價骚。2.1 液压减震器的机构及工作原理 . 7 茕桢广鳓鯡选块网羈泪。2.2 系统组成 7 鹅娅尽損鹌惨歷茏鴛賴。2.3 建立模型 8 籟丛妈羥为贍偾蛏练淨。2.3.1 摩托车减震器的动力学模型 8 預頌圣鉉儐歲龈讶

2、骅籴。2.3.2 摩托车减震器示功图测试模型 8 渗釤呛俨匀谔鱉调硯錦。2.4 摩托车减震器示功图 . 9 铙誅卧泻噦圣骋贶頂廡。2.4.1 简化测试模型的示功图 9 擁締凤袜备訊顎轮烂蔷。2.4.2 实测示功图分析 10 贓熱俣阃歲匱阊邺镓騷。第三章 摩托车减震器阻尼特性分析 12 坛摶乡囂忏蒌鍥铃氈淚。3.1 关于建模的一些假设 . 12 蜡變黲癟報伥铉锚鈰赘。3.2 后筒式液压减震器阻尼特性数学模型的建立 . 12 買鲷鴯譖昙膚遙闫撷凄。3.2.1 后筒式液压减震器的工作过程 12 綾镝鯛駕櫬鹕踪韦辚糴。3.2.2 数学模型的建立 13 驅踬髏彦浃绥譎饴憂锦。3.3 几何模型的建立 15

3、 猫虿驢绘燈鮒诛髅貺庑。3.4 ABAQUS有限元进行模态分析 . 16 锹籁饗迳琐筆襖鸥娅薔。3.4.1 建立实体模型 16 構氽頑黉碩饨荠龈话骛。3.4.2 定义材料属性 17 輒峄陽檉簖疖網儂號泶。3.4.3 定义接触属性 18 尧侧閆繭絳闕绚勵蜆贅。3.4.4 定义连接截面的属性 19 识饒鎂錕缢灩筧嚌俨淒。3.4.5 选择输出变量 21 凍鈹鋨劳臘锴痫婦胫籴。3.4.6 网格划分 24 恥諤銪灭萦欢煬鞏鹜錦。3.4.7 计算结果分析 26 鯊腎鑰诎褳鉀沩懼統庫。第四章 总结与展望 41 硕癘鄴颃诌攆檸攜驤蔹。致 谢 42 阌擻輳嬪諫迁择楨秘騖。参 考文 献 43 氬嚕躑竄贸恳彈瀘颔澩

4、。附录 A外文翻译 -原文部分 44 釷鹆資贏車贖孙滅獅赘。附录 B外文翻译 -译文部分 48 怂阐譜鯪迳導嘯畫長凉。毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文） ，是我个人在指导教 师的指导下进行的研究工作及取得的成果。 尽我所知， 除文中特别加 以标注和致谢的地方外， 不包含其他人或组织已经发表或公布过的研 究成果，也不包含我为获得 及其它教育机构的学位或学历 而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。谚辞調担鈧谄动禪泻類。作 者 签 名：日期：指导教师签名：日期：使用授权说明本人完全了解大

5、学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供 目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文； 在不以赢利为目的前提下， 学校可以公布论文的部分 或全部内容 。 嘰觐詿缧铴嗫偽純铪锩。作者签名：日 期：第一章 绪论1.1 前言摩托车作为一种代步工具， 目前全世界已有 70 多个国家和地区生产摩 托车， 90%以上的产量分布在亚洲和欧洲 10 多个国家和地区， 主要有中 国、 中国台湾省、印度、日本、印尼、泰国、意大利、法国、西班牙、马 来西亚、 韩国等。年产量

6、达百万辆以上的国家和地区有中国、 中国台湾省、 印度、日本、印尼、泰国、意大利等。 90 年代以来，部分发展中国家经济 蓬勃发展，促进了摩托车生产和需求的持续增长，全世界摩托车的年产量 由 1990年的 1145 万辆增加到 1997 年的 2335万辆，平均年增长率 10.71%。 世界摩托车行业在上世纪 90年代经历了飞速的发展， 整个摩托车行业获得 了新生。进入 21 世纪后，世界摩托车行业进入了后增长时期， 在今后几年 摩托车行业将进入结构调整期，但是发展前景依然乐观。根据美国一家工 业研究所 Freedonia集团公司的最新研究，世界摩托车需求正以每年 5.2% 的速度增长，到 20

7、09年将达到 5000万辆，总价值 840亿美元。 熒绐譏钲鏌觶 鷹緇機库。我国摩托车行业自新中国成立以来， 其发展历程大体可分为三个时期：（一）起步发展时期。从新中国建立到 70 年代末这一时期，我国摩托车工业 从无到有，生产发展缓慢，厂家少，产量小，品种少，水平低，没有规 模生产能力。 鶼渍螻偉阅劍鲰腎邏蘞。（二）蓬勃发展时期。摩托车产量从 1980年的 4.9 万辆增加到 1991 年的 131万 辆，增长近 26倍，到 1991年全国摩托车工业总产值达 70多亿元。中国摩 托车工业已初步形成了生产规模，摩托车行业作为汽车工业的一部分已不 再无足轻重，并充分显示出其强劲的发展势头。 纣忧

8、蔣氳頑莶驅藥悯骛。（三）高速发展时期。 1991-1995年，摩托车产量年增长速度超过 50%，1997 摩 托车总产量达到 1003 万辆，全球 2000 多万辆摩托车市场中国占了将近一 半，中国已成为世界摩托车行业的领导者。从 1993年到 1999 年我国摩托 车产量连续七年占世界之首，成为世界瞩目的摩托车产量第一大国。随着 中国经济持续迅猛的发展，中国已经成长为全球最大的摩托车市场。同 颖刍 莖蛺饽亿顿裊赔泷。 时，摩托车行业也是我国目前国际化特征最为明显的行业之一。我国在加 入 WTO 后， WTO 正式成员的各种有利条件更有助于我国摩托车企业走向 海外。2002 年我国摩托车出口量

9、达到了 344 万辆，仅次于日本，位居世界 第二。近年来，我国摩托车凭借低价优势，迅速进军国际市场，已经覆盖 了全球 150 多个国家和地区目前我国摩托车行业产值己占到我国 GDP 的 1%。因此，近年来，摩托车行业已经日益受到政府的重视，国家产业政策 也把摩托车与汽车一同列为国家支柱产业给予重点关注和支持。 濫驂膽閉驟羥 闈詔寢賻。经过 50 多年的发展，摩托车已成为我国使用最普遍的交通工具之一。 但摩托车在行驶过程中，由于路面不平等因素，容易激起车身的振动，影 响乘骑人员的乘坐舒适性和车辆的行驶稳定性。摩托车减震器是保证摩托 车行驶平顺性、安全性，减小车辆部件疲劳损坏的重要部件。 銚銻縵哜

10、鳗鸿锓謎 諏涼。摩托车减震器按其安装位置的不同可分为前减震器和后减震器两大 类。前减震器是连接前轮与车身之间的一切装置的总称，按其结构特性， 可分为套筒式前叉减震器和下拉杆式减震器两大类，目前，摩托车前减震 器的形式以套筒式为主。后减震器则按阻尼器的构造形式可分为单筒减震 器和双筒减震器等，由于双筒减震器可使减震液在任何时候都能充满工作 缸，保证了阻尼器的正常工作，因此目前摩托车上所用的后减震器主要是 双筒减震器。 挤貼綬电麥结鈺贖哓类。近年来，随着摩托车品种的不断更新，人们对车辆的行驶平顺性和乘 骑舒适性也提出了更高的要求。发动机排量及摩托车自身质量的加大，也 对摩托车减震器的设计要求越来越

11、高。 赔荊紳谘侖驟辽輩袜錈。传统的摩托车减震器设计方法主要是凭借设计人员的经验确定设计参 数，然后通过反复的试验进行参数修正。通常采用将结构参数不同的减震 器装备于欲匹配的摩托车，由试车员进行实车试验评价，这种方式往往需 对减震器内部结构参数进行反复调整和多次的开发、试验，不但设计周期 长、资金消耗大，而且较难获得最优的减震器特性。 塤礙籟馐决穩賽釙冊庫。随着计算机技术的发展，建立基于减震器结构参数的数学模型，采用 计算机模拟的方法，可以精确地计算和模拟出各结构参数对减震器外特性 的影响。这种方式减少了减震器样机试制及实车试验的费用并缩短了开发 周期，目前已成为减震器设计开发的主要方式。其基本

12、过程是 :基于减震器 的结构建立数学模型，并经计算机模拟分析得到其动态特性，将此特性用 于车辆系统动力学和振动仿真分析计算，并采用相关指标评价摩托车操纵 稳定性和乘骑舒适性、平顺性等性能，在此基础上对减震器的结构参数进 行优化设计。该过程的核心问题是在设计阶段准确预测减震器的特性，关 键是建立基于减震器实际结构、流体性质参数的分析模型，并进行减震器 内部工作特性的数值模拟和优化设计。因此，利用计算机对减震器动态特 性进行模拟分析对于减震器的设计开发以及车辆系统动力学和振动仿真分 析具有非常重要的意义。 裊樣祕廬廂颤谚鍘羋蔺。1.2 减震器数学模型的 研究现状从 20 世纪 70 年代开始，国外

13、学者就已经开展了对减震器工作特性 的模拟析和研究。70年代后期， Lang建立了某双筒式悬架减震器的模型，该模型共 包含 83 个参数，用于研究减震器高频特性畸变问题。他采用简化的汽 化和液化模型描述工作腔室内混入气体发生的物理变化， 采用模拟电路 实现减震器特性的仿真。 Lang 的模型及其开展的模拟分析工作代表了 70 年代减震器建模和仿真分析技术的水平，但该模型的进一步完善还 需要解决两方面的问题 :节流阀附件流场的精确分布以及在工作腔室之 间的气体流动模型。 仓嫗盤紲嘱珑詁鍬齊驁。80 年代末期， Karadayi 和 Masada认为 Lang 的模型虽然能较好地 表达减震器的非线性

14、特性， 但过于复杂， 不宜用于车辆系统动力学和振 动仿真分析。为了建立一种既能表达减震器迟滞特性又较为简明的模 型，他们采用了将减震器等效化为由弹性元件、阻尼元件、 间隙及摩擦 元件等组合而成的力学模型。 模型中不考虑减震器的实际结构和内部工 作过程， 元件的力学特性既可以是线性的也可以是非线性的， 其组合系 统能够表达出减震器的非线性动态特性。 Karadayi 的建模方法为建立减 震器少参数模型探索了一条有效的途径， 但作为试探性的工作， 其模型 仿真结果仅在减震器的低频运动工况下能够与实验结果较好的吻合。 绽 萬璉轆娛閬蛏鬮绾瀧。90年代初期，剑桥大学的 Besinger和 Cole等人

15、将这种建模方法应 用于重型车辆悬架减震器的建模，并采用了非线性的弹性和阻尼元件， 建立了 7 参数模型，该模型虽然含有较少的参数， 但是能比较准确地描 述减震器的性能，其模型仿真结果在活塞运动频率小于 l Hz、速度小 于 1 m/s 的范围内与实验测试结果吻合较好。 骁顾燁鶚巯瀆蕪領鲡赙。1.3 本文研究的主要 内容1.3.1 本文研究内容1、示功特性的研究 示功特性是指减震器阻尼力位移（ F-S）之间的关系， 它表示减 震在压缩和复原两个行程中阻尼变化的特性 .2 、阻尼特性的研究 阻尼特性是指减震器的阻力与缸筒相对活塞杆的运动速度 （F - V） 之间的关系特性，它反映了减震器阻尼力随着

16、振动速度变化的规律。 瑣钋濺暧惲锟缟馭篩凉。重点内容为：学习 ABAQUS 有限元分析软件，用 ABAQUS 建立实体模型，进 行模态分析，得出它的特性曲线，建立后筒式减震器数学模型等。 鎦诗 涇艳损楼紲鯗餳類。1.3.2 本文研究意义建立基于摩托车减震器结构参数的正确的数学模型， 并通过计算机模拟分析 各因素对减震器性能的影响程度， 这对于改进减震器的结构设计， 提高减震器的 质量，缩短减震器设计开发周期以及节约开发成本是很有意义的。同时，由于汽 车减震器与摩托车减震器结构相似， 因此，建立摩托车减震器阻尼特性的数学模 型，研究摩托车减震器的动力特性， 不仅对摩托车减震器行业， 而且对汽车减

17、震 器行业都很有意义， .建立的模型和仿真结果对汽车、摩托车悬架的设计都具有 指导意义。 ABAQUS 软件是一套功能强大的工程模拟的有限元软件，其解决问 题的范围从相对简单的线性分析到许多复杂的非线性问题。 ABAQUS 包括一个 丰富的可模拟任意几何形状的单元库。 并拥有各种类型的材料模型库， 可以模拟 典型工程材料的性能，其中包括金属、橡胶、高分子材料、复合材料、钢筋混凝 土、可压缩超弹性泡沫材料以及土壤和岩石等地质材料。作为通用的模拟工具， ABAQUS 除了能解决大量结构（应力 /位移）问题，还可以模拟其他工程领域的 许多问题，例如热传导、质量扩散、热电耦合分析、声学分析、岩土力学分

18、析及 压电介质分析。因此，使用 ABAQUS 进行分析，也就有了一定的现实意义。 栉缏 歐锄棗鈕种鵑瑶锬。第二章 摩托车减震器示功特性分析2.1 液压减震器的机构及工作原理图 2-1 为 125 型摩托车前轮液压减震器结构原理图。 该结构为内置弹簧式 , 在滑柱内腔装有一活塞杆 , 滑柱内腔被活塞隔开的左右两部分通过活塞杆的内 孔和导流孔连通。 活塞杆通过螺钉与外筒固连 , 杆上开有两个阻尼小孔。 滑柱受 压时, 弹簧 1 被压缩, 提供缓冲阻力 , B 腔容积减小 , 腔内空气受到压缩 ,腔 内液压油通过导流孔进入活塞杆内腔。同时 A 腔容积增大 ,形成局部真空 ,通过 两阻尼孔吸油 ,产生

19、压缩阻力 ;复原时,在弹簧 1 的回复力作用下 , A 腔容积减 小,腔内油压增加 ,只能通过阻尼孔和配合缝隙排出腔外 ,形成复原阻力。阻尼力 将振动能量转化为热能 , 减小车轮振动传给车身的振幅和能量 , 提高行驶的平 稳性和舒适性。 辔烨棟剛殓攬瑤丽阄应。图 2-1 125 型摩托车前轮液压减震器结构原理图2.2 系统组成图 2-2 是减震器示功图计算机检测系统的组成框图。机械部分由调速电机 驱动, 通过皮带降速将运动传给曲柄滑块机构产生往复直线运动。 由于曲柄滑块 机构在运动时存在曲柄旋转时的离心惯性力和滑块周期性的往复惯性力, 因此,一方面在曲柄轮上加平衡配重 ,另一方面用大皮带轮兼作

20、飞轮 ,储存能量 , 增加 整个转动件的惯性矩 , 减小转矩波动和惯性力的影响。试验台采用框架结构 , 力 传感器装在上部 , 试验时与减震器的活塞杆相连 , 用来检测阻力的大小。飞轮一 端与编码器相连 , 检测速度和位移。单片机测试仪接受计算机的指令对力传感器 和编码器的输出进行采样 ,将力和速度值在数码管上显示 ,并通过 RS232 串口将 采集的数据送给计算机 , 由计算机经过计算和处理在屏幕上绘出示功图和速度 特性图, 并通过打印机打印出检测报告。 峴扬斕滾澗辐滠兴渙藺。图 2-2 计算机检测系统2.3 建立模型2.3.1 摩托车减震器的动力学模型把道路不平假定为按正弦曲线的变化形式

21、, 并且只考虑垂直方向的运动 , 这 样就可以简化模型 ,MJ试验台通过提供简谐运动模拟实际路况。 MJ 的动力学模型 可简化为一个单自由度的二阶受迫振动 , 即: 詩叁撻訥烬忧毀厉鋨骜。图 2-3 路况简化图 其中m为质量，单位 kg, c为阻尼系数， k为弹性系数。2.3.2 摩托车减震器示功图测试模型由于示功图测试主要是测试减震器液压阻尼所吸收的能量 , 可对（2-1 ）式作 进一步的简化。规定测试时不装缓冲弹簧，即上式中的 k=0， 得： 则鯤愜韋瘓賈晖园栋 泷。mX cX X Fo sin t（2-2）上式中的 m 为随减震器一起移动的质量 , 在示功图测试中 , 由于传感器固定 在

22、横梁上 , 滑块和减震器外筒运动所产生的惯性力未作用在测试的力传感器上。 传感器测得的仅仅是部分油液运动所产生的惯性力。因此可忽略惯性力的影响 这时有 : 胀鏝彈奥秘孫戶孪钇賻。cX Fo sin t（ 2-3）即示功图的测试模型简化成了纯阻尼模型 , 如图 3c） 所示。由于复原行程与 压缩行程有不同的阻尼系数，因此有： 鳃躋峽祷紉诵帮废掃減。.c1 X F1sin t Pf1 . 1 f（ 2-4）c2 X F2 sin t Py 示功图测试台采用曲柄滑块机构提供近似的简谐运动 , 曲柄滑块机构的运动学方 程为:2s X rcos t r cos2 t/ 4l2Vx X sin t r 2

23、 sin2 t/2l（ 2-5）x .2 2 2a X r r cos2 t/l式中 , r 为曲柄半径， l 为连杆长度 , 为曲柄旋转的角速度。2.4 摩托车减震器示功图2.4.1 简化测试模型的示功图由（2-4） 式描述的线性阻尼模型的示功图如图 2-4 所示。MJ 中国汽车行业标 准所列出的示范图形与此相同。示功图曲线所包容的面积即为阻尼吸收的能量。 减震器受简谐激振时 , 示功图是相对 Y 轴的对称图形。从示功图中 , 不仅可以反 映减震器压缩阻力、复原阻力的大小和 Pf / Py的比值 , 更重要的是通过示功图曲 线的形状 , 描绘出了减震器的整体工作性能。曲线应该饱满 , 没有畸

24、变和突变 。 稟虛嬪赈维哜妝扩踴粜。Pf=5Py=5 S=52.4.2 实测示功图分析图 2-5 几种有问题的示功图根据汽车行业标准 , 具体复原阻力和压缩阻力应符合图样要求值 , 偏差为 25 %（后减震器） 和30 %（前减震器） 。速度特性图反映了减震器的阻尼力与 速度之间的变化关系 , 线性阻尼与速度之间呈线性关系 , 以及实际阻尼系数的非 线性, 造成正反向速度的阻力变化曲线不重合和非线性。 实际MJ 阻尼表现为非线 性特性,其与减震器的速度、 加速度,以及温度、油液粘度及油液在减震器内的流 动特性有关 , 加之惯性、摩擦力等因素的影响产生迟滞误差。由于各相对运动件 之间存在摩擦力。

25、又由于减震器的内腔容积是变化的 , 油气共存。滑柱与外筒的 滑配以及油封的作用基本上对内腔的空气起封闭作用 , 形成一定的空气阻力。因 此实际模型还应包括空气阻力和摩擦力的影响。即 : 陽簍埡鲑罷規呜旧岿錟。cX koX f Fo sin t（ 2-6）式中, ko 为空气弹簧刚度 , f 为摩擦力,视其为常量 （实际上它是随速度变化 的）。图2-5（a） 表示复原阻尼力过小，出现这种现象的原因可能是复原节流孔过 大；阻尼器内泄漏严重；流通阀关闭不严；复原阀开启过早或关闭不严；试验速 度偏低以及油液偏稀所致。 沩氣嘮戇苌鑿鑿槠谔應。图2-5（b）表示压缩阻力过小， 出现这种现象的原因可能是压缩

26、节流孔偏大； 阻尼器内泄漏严重；补偿阀关闭不严；压缩阀开启过早或关闭不严；底阀脱落等 原因所致。 钡嵐縣緱虜荣产涛團蔺。图2-5（c） 是无液压阻尼，仅有机械摩擦，这类缺陷通常出现在前阻尼器上， 其阻力实际上是油封和内外套筒间的摩擦而非液压阻尼。 摩擦阻力一般要小于技 术要求值，但若达到与技术要求接近， 则说明该阻尼器摩擦阻力过大， 不能适应 摩托车的需要。出现这种现象的原因可能是阻尼器内油液过少；阻尼孔过大； 油 封过紧；或套筒配合、导向不良。 懨俠劑鈍触乐鹇烬觶騮。图2-5（d） 复原行程有空程， 这类示功图表现为复原行程初期无阻力， 运行一 定距离后阻力才建立。 出现这类现象的直接原因是

27、受压腔未被油液充满， 需待该 腔中的空气被排除后， 液压阻力才能建立起来， 这类缺陷可能因底阀座、 补偿阀、 压缩阀过大的泄漏引起 ( 如阀片翘曲、阀座不平、密封面间垫入细屑等 ) ；也可能 因活塞上流通阀片关闭不畅引起。 謾饱兗争詣繚鮐癞别瀘。图 2-5(e) 是压缩行程有空程， 特点是压缩行程初期无压缩阻力， 运行一定距 离后，压缩阻力才能建立。产生这类缺陷的原因可能是压缩初期补偿阀关闭不严； 也可能是复原行程时补偿阀开启不良所致。 当阻尼器内油液不足时也常导致这种 现象的产生。 呙铉們欤谦鸪饺竞荡赚。图2-5(f) 压缩终端处的阻力陡增， 对前阻尼器来说，这是正常现象。此时阻 尼器运行于

28、压缩终端的液压限位区， 理应产生强劲的液压缓冲阻力， 防止阻尼器 刚性碰撞，但对后阻尼器来说， 这就是非正常现象了， 产生这类缺陷的原因是阻 尼器内油液过多所致， 特别当阻尼器温度升高， 油液膨胀后， 此类现象更常遇到。 莹谐龌蕲賞组靄绉嚴减。综上所述 , 过大的摩擦力与加工精度和装配质量有很大关系 , 也是造成日后 MJ 漏油的主要原因之一 ,因此希望在今后的 MJ 测试标准修订中增加摩擦力的测 试。 麸肃鹏镟轿騍镣缚縟糶。总之，示功图是阻尼器质量检验的依据， 又是阻尼器缺陷分析的第一手材料。 因此，通过试验对减震器进行示功测试的意义也就在此。11第三章 摩托车减震器阻尼特性分析3.1 关于

29、建模的一些假设影响摩托车减震器性能的因素很多，减震器零部件的相对位移、运动速度、 加速度以及减震器工作时的环境温度，磨损情况、油液泄漏、 油液粘度以及油液 納畴鳗吶鄖禎銣腻鰲锬。 在减震器内的流动特性等都将对减震器的性能产生不同程度的影响。 正是由于影 响因素繁多，所以在建立减震器阻尼特性的数学模型时，为了研究的方便， 需要 根据实际情况，作一些假设 :1. 减震器在压缩或复原行程中， 随着节流阀片两端压力差的变化， 节流阀片将不 断的开启或关闭。本文中， 我们假设节流阀开启到一定程度， 并把它等效为小孔 节流。 風撵鲔貓铁频钙蓟纠庙。2. 减震器在运动过程中， 活塞相对于阻尼筒不断作往复运动

30、，在不同时刻，活塞 与阻尼缸筒间的相对位移不同，相对速度也不同。在本文中， 我们以减震器运动 到某个位置时，该时刻筒内流体的运动状态作为研究对象。 灭嗳骇諗鋅猎輛觏馊藹。3. 减震器在运动过程中， 活塞的运动使得减震液从一个腔通过阻尼孔流入另一个 腔。本文中，为了方便建立几何模型，根据相对运动定律，我们假设只有减震器 活塞运动，减震液以一定的运动规律流过阻尼孔。 铹鸝饷飾镡閌赀诨癱骝。4. 实际减震器是将一定质量的减震液密闭的减震筒内， 是定质量的运动。本文中， 将减震器的运动位置固定后，是定容积的运动。 攙閿频嵘陣澇諗谴隴泸。上述假设虽然会使得模拟结果与实际减震器内部流场产生一定的差距， 但

31、是 在保证边界条件相同的前提下， 我们还是可以看出当改变活塞杆载荷和运动速度 曲线时， 阻尼孔两端的压差以及减震器的内部流场会发生变化。 趕輾雏纨颗锊讨跃满賺。3.2 后筒式液压减震器阻尼特性数学模型的建立3.2.1后筒式液压减震器的工作过程图 3-1 125 型摩托车后筒式液压减震器结构原理图图 3-1 所示后筒式液压减震器的工作过程可以简述如下 :1、压缩行程 当车轮受到激振力的作用向上运动时， 推动贮液筒组件向上运动， 活塞杆深 入油缸，活塞靠近底阀， A 腔体积增大，形成真空度， B腔体积减小， 油压增大。 由于活塞杆体积的影响， B 腔油液一部分通过阻尼孔流入 A 腔，一部分通过压

32、缩阀片流入贮油筒，产生压缩阻尼力。 当振动速度进一步增加时， 压缩阻力以及 工作缸油压大幅增长，流通阀开启， 油液经此阀限压卸荷， 限制了压缩阻力以及 工作缸油压的大幅度增长。 夹覡闾辁駁档驀迁锬減。2、复原行程 当激振力消失时，活塞杆和活塞相对于阻尼缸筒向上运动， A 腔容积减小， 压力增大， B 腔容积增大，压力减小， A 腔油液通过阻尼孔汲入 B 腔，产生复原 阻尼力。B 腔不足部分油液由贮油筒的油液通过补偿阀流入补充。 当振动速度进 一步增加时，复原阻力以及 A 腔油压大幅增长，复原阀开启，油液经此阀限压 卸荷，限制了复原阻力及 A 腔油压的大幅度增长。 视絀镘鸸鲚鐘脑钧欖粝。3.2.

33、2 数学模型的建立由于摩托车筒式液压阻尼减震器复原和压缩行程是分别通过不同的节流阀 产生阻尼力来衰减振动的， 因此在建立图 3-1 所示后筒式液压减震器的数学模型 时，应分别讨论。 偽澀锟攢鴛擋緬铹鈞錠。1. 复原行程(1) 正常工况 (0v0.3m/s)在复原行程中，减震器活塞相对于阻尼缸筒向上运动， A 腔油压大于 B 腔， 油液通过阻尼孔流入 B 腔，不足部分由 C 腔油液通过补偿阀补充。根据并联流通路径中总流量等于分流量之和原理，得到以下关系式 :QAB (dn2i ds2o) x(t)/4(3-29a)QCB ds2o x(t)/4(3-29b)2QBI QAB QCBdni x(t

34、)/4(3-29c)式中: QAB为 A 腔排入 B 腔的油量，ms3/s;QcB为贮液筒排入 B 腔的油量，ms3/s; QBI 为排入 B 腔的总油量， ms3/s; dn2i 为阻尼缸筒的内径， m。 减震液通过阻尼孔属于薄壁小孔节流，根据式 (3-29)可得小孔两端的压差 与通过小孔的流量之间的关系式为 :p QAB2 /2( Af)2 2(dni2 dso2)2 x(t)/32( Af )2(3-30)因此小孔节流产生的局部阻尼力为 :Pf1 pA 3dni2(dni2 dso2)2 x(t ) /128( Af )2(3-31)式中: A为活塞的截面积， m2 。减震液流过补偿阀的

35、流动可看作环形缝隙的流动， 环形缝隙的进出口端压差 与流量之间的关系为 :133p 12 l QCB / B 3( 3-32)因此，流过复原阀的阻尼力为 :Pf2 pAk Ak12 lQCB /B 3(3-33)式中: Ak为阀片开启后的节流面积， m2 。综合式(3 一31)和(3 一33)，复原阻尼力可表示为 :PfPf1Pf23d ni 2( dni 2dso2)2x(t) /128(Af )2+ Ak12lQCB / B3( 3-34)(2) 高速工况 (0.3v0.5m/s)随着复原行程中活塞运动速度的增大， 当 A 、B 腔间的油液压力差大于弹簧 预紧力时，复原阀开启， A 腔一部

36、分油液通过复原阀流入 B腔，缓解了 A、B 腔 间的压力差，限制了复原阻尼力的快速增长。 此时，流过复原阀片的流量与压差的关系式根据复原阀结构形式的不同而有所不 同，对于圆环形平面缝隙节流，有如下关系式 :緦徑铫膾龋轿级镗挢廟。QAB h3 p /6 ln( r1 / r2 )(3-35)式中: QA B为通过复原阀排入 B腔的油量， ms3/s; 。 r 1 为复原阀片外圆半径， m; r2为连杆小孔半径， m; h 为复原阀片的开度， m; p 为复原阀开启后 A、B 腔间的压力差， Pa .騅憑钶銘侥张礫阵轸蔼。则流过复原阀的阻尼力为 :pf3 pA 3 ln( r1 / r2)D2QA

37、B /2h3(3-36)此时，阻尼孔与复原阀为并联连接， A 腔流入 B 腔的总流量是复原阀流量 加上阻尼孔流量。综合式(3 一31) 、(3 一33)和式(3 一36) ，复原阻尼力可表示为 :Pf Pf1 Pf 2 + p f 3= 3dni2(dni2 dso2)2 x(t)/128( Af )2+Ak12 lQCB/B 3+3 ln( r1 / r2 ) D 2QA B / 2h3(3-37)2. 压缩行程在压缩行程中，减震器活塞相对于阻尼缸筒向下运动， B 腔中的减震液一部 分通过流通阀， 另一部分是通过阻尼孔流入 A 腔，各腔中油液流量之间的关系和 复原行程相同，但方向相反 ( 同

38、式 3-29) 。疠骐錾农剎貯狱颢幗騮。 由于流通阀片很容易开启，因此 A、B 两腔的油压差很小，可认为近似相等，同 时由于流经阻尼孔的流量很少，因此压缩行程中阻尼孔产生的阻尼力较小，主 镞 锊过润启婭澗骆讕瀘。要靠底阀上的压缩阀片节流产生阻尼力。根据压缩阀的具体结构以及经压缩阀流入贮油筒的流量， 可得到压缩阀两端 的压差与流量的关系式为 :p 12 l QBC / B 3 (3-38) 则流过压缩阀的阻尼力为 :py pAk 12 l QBC Ak / B 3 (3-39)3.3 几何模型的建立受活塞杆体积的影响， 减震器在压缩过程和复原过程中， 复原腔内流场分布 和压缩腔内流场分布是不同的

39、。 因此，这两个过程的计算几何模型也将分别建立。 榿贰轲誊壟该槛鲻垲赛。1. 压缩模型压缩过程中， 油液通过阻尼孔从压缩腔向复原腔流动。 图3-2(a) 是减震器压 缩行程简化的三维几何模型。 模型参数参照某筒式减震器的原始参数而定， 图中 阻尼筒直径为 20mm。，压缩腔长度为 40mm，复原腔长度为 98mm。，活塞杆直径为 10mm，阻尼孔直径为 1.5mm，阻尼孔长度 2mm，2个阻尼孔对称分布在活塞上，并 且阻尼孔中心距阻尼筒轴线分别为 8mm。假设坐标原点位于进口平面的中心位置， z轴正方向从压缩腔指向复原腔，阻尼孔开设在 x方向。 邁茑赚陉宾呗擷鹪讼凑。2. 复原模型复原过程中，

40、 油液通过阻尼孔从复原腔向压缩腔流动。 图3-2(b) 为减震器原 行程简化的三维几何模型。图中复原腔长度为 40mm，压缩腔长度为 98mm，其余参 数与压缩模型相同。坐标原点位于进口平面的中心位置， z轴正方向从复原腔指 向压缩腔。 嵝硖贪塒廩袞悯倉華糲。a)(b)图 3-2 后筒式液压减震器简化模型153.4 ABAQUES 有限元进行模态分析以压缩模型为例，我们用 ABAQUE进S行有限元模态分析，模态分析主要有以 下四个步骤：（1）建模。一、必须定义密度。二、只能使用线性单元和线性材料，非线性性质将被忽略。（2）选择分析步类型并设置相应选项。一、定义一个线性摄动步的频率提取分析步、

41、二、模态提取选项。三、其它选项。（3）施加边界条件、载荷并求解。一、施加边界条件。 二、外部载荷：因为振动被假定为自由振动，所以忽略外部载荷。然而，程序 形成的载荷向量可以在随后的模态叠加分析中使用位移约束。 该栎谖碼戆沖巋鳧薩锭。（4）求解。（5）结果处理。3.4.1 建立实体模型建立正确合理的有限元模型是进行有限元分析的关键， 但如何对复杂的 零件结构进行三维实体建模并进行简化， 继而建立计算力学模型， 目前没有普遍 适用的规律及有效的方法。实际上， 有限元建模像一门艺术， 是对工程理论和判 断的巧妙运用。 有丰富实践经验的科技人员， 可以凭借他们的经验建立出较为合 理的计算模型。 劇妆诨

42、貰攖苹埘呂仑庙。本文在强大的有限元分析软件 abaqus中建立摩托车减震器的实体模型， 继而 进行模型的简化，再定义单元、材料、划分网格、添加约束和载荷。 臠龍讹驄桠业變 墊罗蘄。以后筒式液压阻尼减震器如图 3-1 为建模的原始模型。 根据上面定义的尺寸参数建立摩托车减震器的实体模型，如图 3-3，3-4 所示。图 3-3 虚线形式的整体模型图 3-4 实体形式的整体模型3.4.2 定义材料属性将材料名定义为 STEEL，密度输入 7800，然后定义弹性模量值为 2.10e11， 泊松比为 0.3，这样就完成了材料的机械属性定义，如图 3-5。 鰻順褛悦漚縫冁屜鸭骞。将定义的材料机械属性赋予建

43、立的实体模型。17图 3-5 属性定义表3.4.3 定义接触属性进入 Step模块，在弹出的 General对话框中选择 Dynamic,Explicit, 单击 Continue 按钮，在弹出的对话框中输入 Time period ：0.04,其他接受默认设 置如图 3-6，然后进入 Interaction 模块，接受对话框中默认的 Contact,单击 Continue,在 Friction formulation 中选择 Penalty,在 Friction Coeff 下面输入 0.2， 单击 OK 如图 3-7，这样就完成了接触属性的定义。 穑釓虚绺滟鳗絲懷紓泺。图 3-6 参数定义

44、表图 3-7 参数定义表3.4.4 定义连接截面的属性首先，选择 Basic types的类型为 Axial（同轴，即两个部件只能发生 U1 方向上的相对滑动）。在 Elasticity 的 F1 中的 Data 栏中输入 D11：1e7，在 Damping 的 F1 中的 Data 栏中输入 C11：1000，如图 3-8，这样就定义了连 接截面的属性。把它赋予创建的 Wire-1-Set-1。 隶誆荧鉴獫纲鴣攣駘賽。19图 3-8 参数定义表创建的 Wire-1-Set-1即第一个连接如图 3-9所示，为一条只约束 U1 方 向的连接线。图 3-9 第一个连接视图同理，选择 Basic t

45、ypes 的类型为 Radial-Thrust（即两个部件能发生 U1 和 U3 方向上的相对滑动） 。在 Elasticity 的 F1 中的 Data 栏中输入 D11：1e7， 在 Damping 的 F1 中的 Data 栏中输入 C11： 1000，在 Elasticity 的 F3 中的 Data 栏中输入 D11：1e5，在 Damping 的 F3 中的 Data 栏中输入 C11： 100 这样就定义了连接截面的属性。 把它赋予创建的 Wire-2-Set-1（第二个连接） 和 Wire-3-Set-1（第三个连接），以下都用英文表示，如图 3-10 所示。 浹繢腻 叢着駕骠

46、構砀湊。图 3-10 第二个连接 和第三个连接 视图单击 Create Constraint,选择类型 Type 为 Coupling, 单击继续按钮，选择参 考点 RP-1，选择对应的表面，单击提示区的Done 按钮，弹出的复选框中U1-UR3 全部选中，单击完成，这样就完成了偶和约束。如图 3-11，其他参考 点方法同上。 鈀燭罚櫝箋礱颼畢韫粝。图 3-11 偶和约束视图3.4.5 选择输出变量再 次 进 入 Step 模 块 ， 在 Creat History 对 话 框 中 输 入 Name 为 H-Output-Wire-1,单击继续按钮，在 Domain 选择 Set ：Wire-

47、1-Set-1, 因为它只 约束 U1方向，所以输出变量选择 Connector 下面的 CRF和CU，如图3-12 所示， 同 理 ， 在 Creat History 对 话 框 中 输 入 Name 为 H-Output-Wire-2 和21H-Output-Wire-3，因为它们约束为 U1和 U3，所以输出变量选择 Connector 下 面的 CRF和 CU和 CTF。惬執缉蘿绅颀阳灣熗鍵。图 3-12 输出变量选择表进入 Load 模块，单击工具栏中的 Creat Boundary Condition,接受默认值，单 击继续按钮，选择 RP-7，在 Edit Boundary Co

48、ndition 对话框中选择 PINNED (U1=U2=U3=0 )，单击 OK 按钮，完成 PINNED 边界条件的施加，如图 3-13。 贞廈给鏌綞牵鎮獵鎦龐。同样的方法，分别对 RP-10,RP-8,RP-9,RP-11的边界条件施加。图 3-13 边界条件表 此外我们用一条幅值曲线来定义活塞的运动，单击 Creat Boundary Condition ，选择边界条件类型为 Mechanical:Connector velocity,单击继续按钮， 选 择 Wire-1-Set-1 ，在 Edit Boundary Condition 对话框中，选 V1 并输入数值 1， 幅值曲线选

49、择 Amp-1 ，如图 3-14，单击 OK 按钮完成活塞的运动施加。 此外，再 对活塞施加一 Z 向的 1000N 的外力施加。 嚌鲭级厨胀鑲铟礦毁蕲。图 3-14 运动参数变化表233.4.6 网格划分进入Mesh模块，在环境栏中 Object后面选择 part，可以发现部件的颜色为橙 色，说明不能使用当前的单元形状（六面体）设置进行网格划分，必须改变单元 形状或者对部件进行剖分，使之能使用当前的单元形状进行网格划分。 薊镔竖牍熒 浹醬籬铃騫。执行 Mesh Controls命令，弹出 Mesh Controls 对话框，选择 Element Shape栏中 选择单元形状为 Tet（四面体

50、）。如图 3-15所示。单击 OK，可见窗口中的模型变为 粉色，说明能使用四面体对模型进行自由网格划分。 齡践砚语蜗铸转絹攤濼。图 3-15 网格划分控制对话框单击工具箱中的 Seed Part按钮，弹出 Global Seeds 对话框，设置参数为 1.0。单击工具箱中的，选择隐式线性 3D应力四面体单元 C3D8，完成单元类型的选择。 绅薮疮颧訝标販繯轅赛。单击 ，完成网格划分。如图 3-16所示：图3-16网格划分视图单击工具箱中的验证网格划分按钮 ，框选整个模型，单击 Done按钮，弹出Verify Mesh 对话框，单击对话框中的 Highlight 按钮，在图形窗口中可以高亮饪箩狞

51、屬度显示符合条件的单元。如图 3-17所示，经验证，没有错误和警告出现诺釙诬苧径凛。图3-17网格划分验证表253.4.7计算结果分析在环境栏模块选项中进入 Job模块，定义作业并提交。如图 3-18 所示图 3-18 工作设定模块 进入后处理模块。单击工具箱中的 ，以彩色云图显示结果。执行Result Filed Output命令，弹出 Filed Output 对话框，单击 Step/Frame 按钮，可以选择显示模态。第 7至16个 Increment如下所示： 烴毙潜籬賢擔視蠶贲粵。图 3-19 变化云图一由图可知，变化只局限于活塞杆的底端，且变化的范围只有很小的一小段，并且颜色不深，

52、说明减震器受力很小。图 3-20 变化云图图 3-21 变化云图三27从图3-20和图3-21可以看出，云图的变化已经有了一定的扩大，由原来的 一小段扩大为图 3-20的两小段，到了图三变化的时候，已经有了三个部位的变 化范围，但是同样的情况，云图的颜色依然不是深色，说明受力任然不大，但 是却在增加。 鋝岂涛軌跃轮莳講嫗键。图 3-22 变化云图四图 3-23 变化云图五图四和图五的变化可以看出云图的变化范围已经有了很大的扩大，而且呈现出片状，由此可知，随着应力的增加变化也越来越明显。 撷伪氢鱧轍幂聹諛詼庞。图 3-24 变化云图六图 3-25 变化云图七当到达图七变化时，云图无论是在变化范围

53、还是在颜色深度方面都已经有 了非常明显的变化，而且达到了最大化，这时，应力应该达到了最大值，这时 也是减震器最容易受损的时候，只要减小所受压力，应力会减小，云图变化也 应该会变小。 踪飯梦掺钓貞绫賁发蘄。29图 3-26 变化云图八图 3-27 变化云图九图 3-28 变化云图十由图八到图十云图变化可知，云图的范围和颜色深度在不断的减小，直到 完全消失 ，可见，减震器承受的压力也在越来越小，当压力小到一定程度时， 减震器承受的应力就不会使减震器受损。 婭鑠机职銦夾簣軒蚀骞。综上所述，减震器的云图反映了它受到的载荷变化，也反映了最易受损的 部位及载荷对它的影响。当受到的压力不超过一定值时，对减震器的损伤几乎 就不存在，所以限制载荷的最大值可以减小对减震器的损伤。我们从图 3-29 也 可以看出，上面的十个云图变化是从第 7个Increment至16个 Increment的变化， 而 1 至 6 和 17 到 20 时，基本上没有云图显现，即减震器受压不会在其实体上 表现出来。 譽諶掺铒锭试监鄺儕泻。图3-29 step/frame表格31单击工具栏中历