毕业设计-小型被动防撞装置的研究与开发

摘要进入21世纪以后，车辆平安性越来越受到人们的重视，成为人们购车时考虑的最重要因素之一。EuroNCAP第二阶段对汽车平安性提出了更加苛刻的要求，C-NCAP也将增加新的测试工程，这对汽车的平安性设计提出了更大的挑战。现在的汽车主要是在汽车的前纵梁安装了吸能部件，这就使得满足碰撞法规要求的车型，在追尾碰撞时，由于没有缓冲装置乘员仍然存在较大的伤亡危险。而且在汽车后部有较大的安装空间，因此在汽车后部安装缓冲吸能装置是值得研究的问题。本文提出了通过在车辆的后纵梁中间两侧安装两套活塞复位式液压缓冲吸能装置，利用吸能装置中的节能小孔在碰撞过程中来到达吸收能量的效果。论文的研究说明，该碰撞缓冲吸能装置能够有效的完成自由伸缩。在高速追尾碰撞下，该碰撞缓冲吸能装置能有效吸收碰撞过程中的能量，减少对被碰撞汽车的冲击，从而到达对车内乘员更好的保护效果。关键词：追尾碰撞平安性；活塞复位式；节能小孔；缓冲吸能装置AbstractSinceenteringthe21thcentury,peoplepaymoreandmoreattentiontothevehiclesafetyandtreatthesafetyperformanceasoneofthemajorfactorswhentheypurchaseacar.EuroNCAPhasbroughtforwardmorestrictstandardsduringitssecondstageandC-NCAPwilladdnewtestitems,sothevehiclesafetytechnologywillfacemorechallengeinfuture.Butalsointherearofthecarthereisalargeinstallationspace,installabufferenergyabsorptiondeviceintherearofthecarisworthyofstudy.Inthispaper,twosetsofpistonresethydraulicbufferandenergyabsorptiondevicearedesigned,whichareinstalledinthemiddleofbothsidesofthevehicle.Theholeisusedintheenergy-absorbingdeviceinthecollisionenergytoachievetheeffectofenergyabsorption.Thesisshowsthattheimpactbufferenergyabsorptiondevicecaneffectivelycompletethefreeexpansion.Underthehigh-speedrear-endcollision,thecollisionenergy-absorbingcushiondevicecaneffectivelyabsorbcollisionenergyandreducetheimpactbythecollisionofthevehicle,soastoachievebetterprotectionforvehicleoccupantseffect.Keywords:rear-endcrashsafety;pistonresettype;energyholes;bufferAbsorptionEquipment

目录TOC\o"1-3"\h\u32128摘要I14358AbstractII174981绪论162491.1汽车碰撞中的乘员损伤机理及平安车身结构1273511.2国内外汽车缓冲吸能装置的现状472141.2.1国外汽车碰撞缓冲吸能结构研究现状443421.2.2国内汽车碰撞缓冲吸能结构研究现状5205181.3本课题主要任务及其难点7210381.3.1课题的主要任务712141.3.2课题的难点873592典型前碰撞缓冲吸能结构的研究10308772.1薄壁构件吸能1083382.2波纹管吸能11165012.3填充材料吸能13312892.4液压缓冲吸能147826节流孔式液压缓冲器148908被动式液压缓冲器15204162.5弹簧缓冲吸能17132282.6分解缓冲撞击力的缓冲装置18165102.7分解缓冲撞击力的缓冲装置18177883方案确实定19298413.1初始方案的设计1911220利用氮气压缩产热吸能装置19318653.1.2利用环形缓冲缝隙吸能2070203.1.3小结22285103.2改良后的方案23304264方案中各个零件的结构计算25218534.1的缓冲器工作条件2577104.2各零件的直径计算2534364.2.1缸套直径计算25162594.2.2缸体直径计算26212894.2.3活塞缸直径计算27237194.3各零件的底面厚度计算2832404.4理想节流孔的面积的推导286754.6复位弹簧的计算316754.7方案的三维图3732645总结与展望3558005.1总结35314625.2缓冲器设计中的关键问题366210节流孔设计及相关计算参数确实定36128275.2.2蓄能器的设计37241205.3未来展望3716022参考文献3716022致谢4216022附录431绪论随着汽车拥有量的不断增加和汽车行驶速度的日益提高，汽车交通事故几乎不可防止。这对驾驶员、乘员、行人及其它交通参与者的健康和生命平安都造成了很大的威胁和伤害。据世界卫生组织统计，自20世纪50年代以来，全世界丧生于车祸的人数已经超过了2000万人，目前全世界每年死于车祸的人数到达100万人之多，伤残人数达数千万。在我国，每年因车祸致死的人数己连续3年超过10万人(相当于甲均每5min就有1人死于车祸)，致伤者每年有数百万人之多，每年直接经济损失高达30多亿元。交通事故不仅造成大量人员伤亡和巨额的经济损失，而且导致了诸多社会问题。一次，汽车的平安性越来越受到人们的关注。图1.1发生交通事故的惨剧1.1汽车碰撞中的乘员损伤机理及平安车身结构汽车碰撞过程中，如何对司机和乘员进行有效的保护，尽量减少其所受伤害，是汽车被动平安研究的主要内容。汽车发生碰撞事故时，通常将车辆与外部事物之间的碰撞称为“一次碰撞”，而人体与车内部件的碰撞称为“二次碰撞”。汽车碰撞造成的人体损伤类型主要有机械损伤、生物损伤和心理伤害。机械损伤指人体在外界直接碰撞载荷作用下产生的内伤和外伤，如骨折和皮肉撕裂等，即外载荷的强度超过了人体骨骼或肌肉组织的承受极限所致；生物损伤指在碰撞导致的加速度作用下人体某些部位如大脑产生的生物功能损伤；心理损伤指碰撞过程对人的心理造成的惊慌和恐惧感等。司乘人员在碰撞过程中受到损伤的主要原因可归纳为以下四点：1〕一次碰撞过程过分剧烈，以致传递到乘员身上的力及加速度超过了人体的耐受极限，使人体器官受到损伤；2〕碰撞过程中乘坐室外部刚硬物体〔如发动机、变速箱、前轮〕侵入乘坐室内部，直接将乘员挤压伤亡；3〕由于一次碰撞的过分剧烈而引起的回弹很厉害，致使乘员在车内遭受前后两个方向的屡次“二次碰撞”而受伤；4〕在碰撞过程中，乘坐室变形太大，以致乘员缺乏生存空间而伤亡。从以上汽车碰撞事故中的人体损伤机理可知，虽然“二次碰撞”是造图1.2汽车乘员平安区和缓冲吸能区示意图A区—乘员平安区B区—缓冲吸能区成人体损伤的直接原因，但“一次碰撞”在很大程度上决定了“二次碰撞”的剧烈程度，因此“一次碰撞”对人体损伤状况有很大的影响，合理设计汽车结构的缓冲与吸能特性，控制好“一次碰撞”，对减少人体损伤有着重要的意义。在车辆的平安设计过程中，通常可以将车辆分为汽车乘员平安区和缓冲吸能区。仅从乘员不被汽车碰撞变形后产生的挤压导致伤亡的角度看，乘员平安区在碰撞中的变形要越小越好，这就要求缓冲吸能区〔B区〕有较大的总体刚度，但B区的刚度过大会影响汽车的缓冲吸能性能，致使碰撞过程中产生的加速度过大，超过人体的耐受极限而导致人体损伤。所以从缓冲吸能的角度讲，B区的刚性应该足够小，变形应足够大，以尽量减少碰撞作用力。为了解决这一矛盾，通常将汽车的碰撞缓冲区设计成“外柔内刚”式的结构，即缓冲吸能区与乘员平安区的交界处设计成具有较大刚性的结构，而缓冲吸能区的外围设计成具有较小刚性和较好的缓冲吸能性能的结构[1-2]。对于前后碰撞而言，金属薄壁管是目前应用最广泛的吸能结构之一，在碰撞过程中通过金属构件发生有效的塑性变形，消耗大量的碰撞能量，到达缓冲吸能的目的。通过改变薄壁构件的截面形状、尺寸、壁厚及材料特性等参数，使其具有不同的缓冲吸能特性，从而满足不同的缓冲吸能特性要求[3]。对于侧面碰撞而言，由于缓冲和吸能的空间十分有限，需要更加注重整个侧面防撞吸能结构的设计，合理分配碰撞力传递路径，安装车门防撞杆及蜂窝铝等结构来到达缓冲吸能的效果[4]。此外，合理的汽车平安车身结构还需满足以下要求：不影响汽车行驶的平顺性和操纵性；能够承受在汽车整个使用寿命期间可能遇到的所有静力和动力载荷；满足汽车轻量化要求；不得影响汽车的空气动力学特性；必须在汽车的整个使用期间在包括热、冷和腐蚀等各种环境中满足汽车碰撞平安性要求；在其使用终了时，其材料必须能够在新的汽车或其它产品的制造中再循环和再利用；满足其它部件的装配要求；满足汽车撞击行人、摩托车手、骑自行车者时对道路交通弱势群体的保护要求等。1.2国内外汽车缓冲吸能装置的现状1.2.1国外汽车碰撞缓冲吸能结构研究现状自上世纪六十年代，对耐撞强度的研究为汽车结构性能提出了更高的要求，研究人员开始意识到必须设计一种在冲击下能以预定方式变形的结构，结构撞击变形必须能够控制而变形能必须与冲击动能相平衡，在保持乘坐室完整性的同时，结构的变形应使乘员的减速度最小[5]。国外汽车吸能结构的研究主要采用试验与仿真相结合的方式。试验主要用来测试整车或部件的碰撞性能是否到达设计要求，而基于有限元的数值仿真那么用来模拟和改良结构的碰撞吸能特性。由于汽车碰撞试验是破坏性试验，其试验本钱高，试验周期长，只有实力雄厚的汽车大公司或其资助的实验室才能开展整车碰撞试验研究。国外的GM、Ford、VolksWagon等大型汽车制造商，以及像国家碰撞分析中心〔NCAC〕这样大型的科研机构每年都进行几百次的碰撞试验对各种车型进行认证和考核。一些高等院校和科研机构那么主要致力于典型结构和材料方面的研究。吸能材料和吸能结构是目前这一研究领域的热点，尤其是超轻材料、复合材料、泡沫材料和蜂窝状材料的结构。如在国际上享有盛名的MIT的应用力学教授T.Wierzbicki所领导的碰撞与耐撞性实验室(ICL,ImpactandCrashworthinessLaboratory)在蜂窝材料充填的薄壁梁在承受压、扭、弯复合作用下的吸能特性研究等[6]。对于典型薄壁构件碰撞吸能特性的研究，国外的一些汽车公司和科研机构开展了一系列的试验和理论研究[7-9]，主要集中在金属材料能量消耗特性的研究、各种截面形状的薄壁构件吸能特性研究、薄壁结构件的连接特性研究等[10-12]。Alexander提出了薄壁构件折迭特性的屈服点分析模型[13]，经Wierzbicki，Joners，Abramowicz等人的开展已经逐渐成熟，并可以用来预测压溃参数[14-15]。除了薄壁吸能结构，研究人员还对其他典型吸能结构进行了研究。Kitagawa等人利用波纹来控制边梁的变形模式，设计了三种波纹形式，优化设计了其能量吸收的最优排布方式[16]。Lorenzi等人对蜂窝铝管在车辆前碰撞领域的应用进行了研究，将其作为吸收冲击能的装置放置于散热器前部，前后分别与保险杠和前轴相连[17]。对薄壁构件填充泡沫铝材料后的防撞性能进行了深入的研究[18]，指出了结构的设计方法并建立了用于结构仿真的有限元模型。1.2.2国内汽车碰撞缓冲吸能结构研究现状国内开展汽车碰撞缓冲吸能结构的研究起步较晚，所做的根底研究工作仍十分有限，但是，由于有了国外的经验可供借鉴，同时在一批早期海归人才的努力下，开展得也相当迅速。1989年，清华大学汽车系建立了1.3汽车碰撞实验国内第一个简易的实车碰撞试验台，并进行了一些探索性的车辆碰撞试验研究。随后，中国汽车技术研究中心〔天津〕、东风汽车工程研究院〔襄樊〕、交通部公路交通试验场〔北京〕以及湖南大学、上海汽车检测中心、重庆汽车研究所等单位也先后建立了汽车碰撞试验室，开展吸能结构方面的研图究工作。特别是2000年CMVDR294国家强制性汽车碰撞法规的实施，以及2006年C-NCAP中国新车评价规程的开展，国内汽车生产商越来越重视汽车碰撞平安性的研究工作，有效地促进了汽车碰撞缓冲吸能结构的研究。值得指出的是，由湖南大学研制的机械储能式汽车碰撞实验牵引装置，实现了低功率和短跑道条件下的近似匀加速牵引，其性能到达国际同类水平，本钱却只有国外产品的10%，已经应用于上汽通用五菱等企业的新车平安性设计中[19]。与国外相比，我国的碰撞仿真研究工作只是在最近几年开展起来。1996年开始清华大学汽车研究所对北京BJ2020S的车架结构进行了有限元计算，这是国内首次应用有限元进行汽车零部件结构碰撞的计算机仿真。1998年，贾宏波等人对红旗轿车进行碰撞仿真研究，通过对根本结构的研究明确了计算方法和参数，通过对车身主要吸能结构组件的仿真计算研究，找出了合理的技术参数，为整车碰撞计算提供依据[20]。北京理工大学、同济大学、湖南大学等也相继完成了轿车车身或轿车整车的碰撞仿真研究工作。近年来，一些从事汽车平安性设计的高等院校及研究所广泛开展了汽车前碰撞吸能结构的研究工作：开展了应用于汽车保险杠、车门以及纵梁等主要平安构件中的吸能结构耐撞性研究[21]，多孔结构材料在汽车碰撞平安中的应用[22]，波纹管在汽车碰撞中的应用研究[23-24]，提出了基于预变形的控制理论，在方形薄壁梁上开诱导槽以优化加速度变化曲线的方法[25]。同时，随着国家平安法规的实施，国内有许多家单位相继成立了碰撞实验室：长春国家汽车技术检测中心、天津国家汽车技术检测中心、上海市机动车检测中心、湖南大学汽车碰撞实验室等。它们的建立，极大的促进了实车试验和整车模拟研究的结合。总的来说，我国在汽车碰撞研究领域的开展尚处于起步阶段，碰撞试验研究和计算机仿真研究根底薄弱，并且受到人力和资金的制约，在今后很长的一段时间仍需不断深入研究，提升自主创新能力，缩短与兴旺国家的差距。1.3本课题主要任务及其难点1.3.1课题的主要任务缓冲器的工作行程包括吸收缓冲和复位这两个过程。本课题的研究是紧扣这两个环节来进行的，重点围绕以最小尺寸满足高速缓冲特性来展开研究，主要进行系统的功能分析、结构设计、系统建模与仿真等工作。〔1〕缓冲器功能过程分解按缓冲器的功能实现将其分解为缓冲和复位两个过程。〔2〕缓冲器方案设计与分析根据吸收制停能量的方式不同，可以设计出多种不同形式的缓冲器，通过分析，选出最优方案。由于缓冲器被用于吸收高速带来的冲击，油温较高，因此要实现小尺寸，油液无法直接由油缸来储藏，必须使用外加设备〔蓄能装置〕储油。考虑到汽车的运行速度快、冲击较大、易产生脉动，并根据各种蓄能器自身的特点，为使蓄能器本身尺寸尽可能小，最后确定选用活塞式蓄能器作为缓冲器的蓄能设备。〔3〕缓冲系统的优化设计与计算通过系统功能结构分析，依据强度、稳定性原那么，对缓冲器的柱塞杆与缸体、蓄能器的活塞与缸体的相关参数进行设计与验算，确定最优的结构尺寸、蓄能器的体积等相关参数。〔4〕研究缓冲器节流孔的布局从液压缓冲器的结构形式上可以看出，缓冲器的特性取决于节流孔的设计，节流孔的设计合理与否，直接影响到缓冲器的性能。通过节流孔计算可以很好地了解面积与位置的变化关系，从而确定缓冲性能与节流面积之间的对应。但在实现上只能以不同的位置离散处理来替换理论上连续变化的规律，这不仅要从缓冲变化规律考虑，还要从缸体的结构、柱塞受力考虑，因此孔的布局设计很重要，是保证整个缓冲器性能的关键。1.3.2课题的难点本课题的研究难点在于用小尺寸缓冲器来实现高速汽车的追尾碰撞缓冲，缓冲器在高速条件下，需要将动能吸收转化和储存起来。主要存在以下一些问题：〔1〕缓冲器结构确实定现在汽车上的缓冲器大局部都是装在汽车前纵梁上，在汽车尾部的缓冲器很少。与国外相比，我国的碰撞仿真研究工作只是在最近几年开展起来。当前我国的汽车碰撞模拟仿真的研究工作主要分为两个方面：一个方面是应用有限元的方法研究在碰撞过程中的汽车车身、车架的变形情况，速度和加速度的值，以及各局部的应力分布情况；另一个方面应用多刚体动力学研究汽车在碰撞过程中，人体各局部的动态响应和人体备局部的伤害值。因此，关于缓冲器的资料可供参考的很少，需要自主设计缓冲器总体结构。〔2〕缓冲器节流孔的设计与排部问题。高速运动的汽车作用在缓冲器上，要实现缓冲功能，只有通过节流孔的泄油来消耗动能，因此，节流孔布局设计的好与坏直接关系到缓冲器的性能，在设计过程中通过液压计算可以求得理论上节流孔面积参数曲线。但是，理论上节流孔面积应该是连续的方程〔是位置的函数〕，而实际中只能采用有限个小孔排布的方式来近似地实现其面积。如何在缸体上对节流孔进行合理的设计布局，发挥泄油的最正确特性是一个难点，目前尚没有一种成型的计算方法来确定节流位置。活塞式蓄能器的设计由于活塞式蓄能器与气囊式蓄能器相比，能够在相同要求下到达明显尺寸减小的目的，所以最后选用了活塞式蓄能器。然而，蓄能器的活塞在缓冲器油压的作用下将不可防止对缓冲器的性能造成影响：第一，由于节流面积的离散处理，活塞将会产生振荡；第二，活塞的惯性造成蓄能器的反响不够灵敏。如果选用成品蓄能器，一方面尺寸的减小并不明显，另一方面，对上述两个问题并不能很好的解决。因此，需要对活塞式蓄能器进行设计。除了要保证活塞的振荡是小幅度的、收敛的，还要保证活塞强度的前提下，尽可能减小活塞的质量。2典型前碰撞缓冲吸能结构的研究本章主要研究了目前国内外常用的汽车前碰撞缓冲吸能结构，比照分析了各种吸能结构的优缺点，通过实例列举了其在车辆平安领域的应用，为本文汽车后碰撞缓冲吸能装置的设计提供了参考。2.1薄壁构件吸能汽车发生正面碰撞事故时，主要由车身前部“压溃区”的塑性变形来吸收碰撞能量。在承载式车身中，能量主要由上下布置的车身前部结构件〔包括下部的边梁和上部的挡泥板加强梁〕承受；而在非承载式车身中，大局部的能量主要由纵梁承受。因此，合理设计车身前部〔特别是纵梁前段〕结构对提高整车的前碰撞平安性有着重要的意义[26-27]。汽车前纵梁的结构和失效状态与薄壁直梁件极其相似，可选用能代表前纵梁的薄壁直梁件来研究材料特性和结构变化之间的关系，其结构可用于纵梁的平安性设计。从吸能性方面考虑，轴向载荷作用下薄壁结构的变形模式分为：渐进叠缩变形、Euler变形和混合变形模式，主要区别是形成塑性铰的变形机制不同。渐进叠缩变形也称为“折叠式”变形或“风琴式”变形。塑性铰从结构一端有序的逐一形成，是吸能结构的最正确变形模式，对于吸能元件，有时可以通过“预变形”技术诱发该类稳态变形的发生。Euler变形的初始变形受横向弯曲机制控制，第一个塑性铰一般发生在构件的中部，随后产生很大的横向位移，是一种吸能效率很低的变形模式，设计时要尽量防止该种变形模式的发生。混合变形模式的主要特点是变形初始阶段发生渐进叠缩变形，形成一个或多个塑性铰，随后转变为Euler变形，是一种发生概率较高的变形模式。对典型方形薄壁构件的研究说明，在轴向压力的情况下，剖面宽长比(d/b)<0.67的长方形截面薄壁钢梁的半波长〔中强度或高强度钢方形吸能梁波长λ=0.8b，b为矩形梁剖面长边的长度〕将超过梁的宽度，会导致薄壁梁出现弯折失效而非皱褶塌陷，即产生Euler变形。相反，宽长比(d/b)>0.67的长方形截面薄壁钢梁那么有规那么皱褶塌陷的趋势，即产生渐进叠缩变形。所以在选择吸能梁剖面尺寸时，应选择宽长比(d/b)>0.67的矩形梁。由弹性稳定性理论可知，当梁的长度增加时，梁的轴向压缩承载能力将下降，如梁将在其轴向全承载极限之前发生横向弯曲〔Euler失稳〕。当长度与剖面宽度之比小于15时，长度对梁的最大承载能力影响不大。汽车上的梁一般均满足长度与剖面宽度之比小于15。影响薄壁构件变形模式的因素很复杂，除了截面形状和尺寸参数外，材料特性、碰撞速度、冲击质量等也是重要的影响因素。2.2波纹管吸能波纹管是将薄壁壳沿着侧面在轴向制成有波纹的折皱而成，根据截面形状不同可分为圆柱形波纹管和方形截面波纹管，图2.5为圆柱形波纹管的结构示意图。波纹管的相关参数有：波纹管公称直径D，壁厚t，夹角α，波距h，高度H，波纹过渡内圆角半径r及所用的材料。如果波纹管是由半径相等的正负两个半圆弧以及切于此二圆弧的直线组成，这种波纹管称为半圆弧波纹管，也称为U型波纹管。图2.1圆柱形波纹管结构参数图2.2福特公司平安车车架波纹管的吸能特性受其壁厚t、α角、波纹高度h等参数影响较大。与薄壁直梁件相似，波纹管壁厚的增加同样可以有效增加吸能效果，同时维持加速度与力的时间历程相对平稳，有效降低碰撞过程中的加速度峰值，减少乘员受到的伤害。其次，波纹管在变形的过程中，材料的轴向压缩吸能较弯曲吸能要多得多，而波纹管α角的大小是影响其轴向吸能能力的重要因素。当α角减小时，其刚度相对增大，轴向压缩吸能能力也相应增加，但是同时会导致加速度的振荡加剧；反之，那么导致吸能能力下降。所以在实际设计过程中，需要结合试验和仿真确定适宜的α角。再次，波纹管的波高h对其吸能能力和加速度曲线也会产生较大的影响。总体来说，薄壁波纹管结构具有吸能能力强，加速度曲线变化均匀等优点；但是，其制造工艺比拟复杂，制造本钱较高，同时波纹管的横向刚度较弱，难以支撑较大的载荷，因此在车身结构中的应用范围较窄，难以推广应用。〔图2.2为福特公司平安试验车的波纹管形车架[28]〕2.3填充材料吸能如果在空心的吸能元件内填充密度低、质量小、吸能性能好的材料，就能在尽可能少地增加元件质量的情况下极大地提高元件所能承受的平均压溃载荷，并提高吸能元件的吸能效果。多孔材料具有密度低、质量小的特点，而且在冲击载荷作用下，可以在很大的变形范围内承受不变的载荷，而不会像普通材料那样在塑性变形的同时，承载能力明显下降。因此，多孔结构材料多作为填充物填充到空心的吸能元件中去，以求显著提高吸能元件的吸能效果。目前较为常用的多孔结构材料为蜂窝式结构。蜂窝式结构由多个六边形根本单元组成，与同结构的聚合体材料相比，蜂窝式结构的金属材料具有更高的碰撞强度，更适合应用到汽车碰撞平安设计中。但是，由于结构的特殊性，其力学性能与它的方向性密切相关。图2.7表示的是蜂窝式结构的方向性：图中T轴称为强轴，L轴和Ｗ轴称为弱轴，整个结构在强轴方向的承载能力要明显大于弱轴方向。根据强轴数的不同分为一维、二维和三维蜂窝结构。一维蜂窝结构由于其对方向的依赖性过强，在实际的应用中价值不高；二维蜂窝结构即一般所说的蜂窝结构，由于其仍具有方向性〔有一个弱轴〕，实际应用中，需通过合理的结构设计，尽量防止其在弱轴方向上受载；三维蜂窝结构也就是常说的泡沫结构，其在三个轴向上具有相同的承载能力，显示出较强的力学性能，但泡沫结构的密度要比蜂窝式结构高，会影响结构的吸能效率[29]。蜂窝式吸能结构制作比拟复杂，一般采用铝合金材料经过冲压、焊接等工艺而成，制造本钱较高。目前，蜂窝式吸能结构主要用于车门侧面碰撞填充材料〔图2.8a〕、保险杠吸能填充材料〔图2.8b〕，以及局部轿车前纵梁填充材料。2.4液压缓冲吸能2.4.1节流孔式液压缓冲器与传统的通过材料塑性变形到达能量吸收效果的吸能结构不同，液压缓冲吸能结构是利用油液的粘性阻尼作用，将大局部的冲击能量通过节流孔吸收转化为油液的热能并散发掉，其结构如图2.3所示，横杠内侧加强件通过橡胶垫与液压缓冲器的活塞杆相连接，活塞杆做成空心，内装一图2.3液压缓冲吸能结构示意图1—横杠2—横杠加强梁3—氮气4—活塞杆5—浮动活塞6—液压油7—节流孔8—缸体浮动活塞将其隔成左、右两腔，左腔充满氮气，右腔充满机械油，活塞杆外圆柱面与缓冲缸内圆柱面滑动配合，缓冲缸内机械油与活塞杆右腔相通。缓冲缸固定在车架或车身加强件上，当汽车与障碍物碰撞时，保险杠横杠受到的碰撞冲击力由其横杠内侧加强件传到活塞杆上，活塞杆端部向右移动，推动机械油按图示箭头方向流过节流孔，压向活塞右腔，推动活塞向左移动，并使氮气受到压缩。这样，利用机械油通过节流孔时的粘性阻力吸收撞击能量，吸收能量的效率高达80%，工作特性比拟稳定。撞击后靠氮气产生复原动力，使保险杠复位。图2.4奥迪A6液压缓冲保险杠液压缓冲不仅能够吸收巨大的冲击能量，而且可以通过调节节流孔来设计不同的碰撞缓冲规律，工作稳定可靠，特别适合于冲击能较大的场合。但是其结构复杂、维修不便，密封要求高，需要经常保养，否那么会产生渗漏，对环境温度变化也比拟敏感，生产本钱及保养费用较高，目前仅应用于奥迪、宝马等高档车型。2.4.2被动式液压缓冲器被动式液压缓冲器的结构如图2.5所示。活塞杆与高速运动的负载刚性联结，活塞与活塞腔之间有一定的环形缓冲缝隙δ，工作过程中活塞腔的油液排出到外油箱内。当活塞进入缓冲腔时，缓冲腔内的油液流出面积突然缩小为缓冲通道和缓冲缝隙。由于流体的压缩性有限，缓冲腔内压力迅速升高，给活塞一个向下的作用力，使其减速运动至停止。环形缓冲缝图2.5被动式缓冲器的根本结构隙加工好后较难改变，通过调节缓冲通道的大小，可以使被动式缓冲器适应不同负载质量和初始速度的要求。缓冲器的缓冲过程可分为3个阶段:第1阶段，活塞处于缓冲腔的最下端，缓冲器的缓冲过程可分为3个阶段:第1阶段，缓冲器内的油液经缓冲通道和并联通孔流出(图1)；第2阶段，随着负载的运动，活塞距离缓冲腔较近，活塞边缘与缓冲腔边缘之间的锐缘口形成锐缘节流，缓冲通道形成突缩损失，这些阻力对活塞形成液体压力，迫使活塞减速运动(图2.6(a))，该阶段称为锐缘节流阶段；第3阶段，活塞进入缓冲腔，油液经活塞与缸筒之间的环形缓冲缝隙和缓冲通道流出而形成缝隙节流，缓冲通道形成突缩损失，这些阻力使活塞减速运动，直至停止(图2.6(b))，该阶段称为缝隙节流阶段[30]。a〕锐缘节流状态 b〕缝隙节流状态图2.6被动式缓冲器工作原理被动式缓冲器可以利用被动式液压缓冲器缝隙节流产生的阻尼力对负载施加制动力。(1)可以通过调节环形缓冲缝隙和并联通道面积来调节缓冲加速度波形峰值和脉宽，缓冲缝隙和并联通道面积越小，缓冲加速度波形峰值越大，脉宽越窄。(2)缓冲初始速度和负载质量对缓冲波形的影响也很大，缓冲初始速度和负载质量越大，缓冲加速度波形峰值越大。缓冲器的结构参数、初始缓冲速度和负载质量均对缓冲加速度波形影响较大，通过调整缓冲器的环形缓冲缝隙和并联通道面积可以获得满意的缓冲加速度波形。2.5弹簧缓冲吸能这种汽车碰撞缓冲装置包括对称设在汽车全长方向的总量，纵梁上连接的保险杠，在纵梁与保险杠的连接出设有缓冲器，缓冲器包括话筒，话筒内设有缓冲弹簧和仅靠弹簧的支柱，仅靠弹簧的另一端设有挡板，支柱与话筒相配合的端口设有保险销，保险销一端设有将其固定的开口销和垫圈，支柱另一端连接在保险杠上。通过弹簧缓冲减少碰撞是的冲击力，当碰撞轻微时，冲击力小，保险销不受影响，缓冲弹簧不动作，对汽车和人员不会造成损害；当冲击力较大时，保险销被剪断，缓冲弹簧发挥作用，吸收撞击能量，减少撞击力，起到保护汽车和人员的平安作用，其结构简单、本钱低、缓冲效果好，具有广泛的实用性。但是弹簧所能承受的力比拟小，在汽车高速碰撞时可能引起弹簧失效不能起到保护汽车和人员的作用。2.6分解缓冲撞击力的缓冲装置先利用主缓冲装置的弹性减缓冲撞击力，并吸收其一局部能量；再利用其柱塞通过液力传动副缓冲装置中的柱塞压缩其弹性体，把撞击力分散在各副缓冲装置的弹性体上并改变了撞击力的方向；知道壳体变形、被破坏，消耗撞击力的能量，减轻了对被保护机体的冲击。该装置的主体中设有主缓冲装置和假设干个副缓冲装置，主、副缓冲装置中均设有阶梯形的柱塞，柱塞的大端装于缸筒中，柱塞的另一端装于固定的缸筒中大端弹簧座里，弹簧位于柱塞和弹簧座之间；缓冲装置的弹簧座固定在壳体内。2.7爆破式缓冲装置防冲撞平安装置是由多级爆破片、冲击棒、固定装置三局部组成。此装置用于汽车时，安装与汽车地盘大梁前端，也可以安装于汽车大梁后端及侧面。此装置安装与汽车前端时，当汽车受到外来物体正面冲撞或汽车冲向障碍物时，装置中冲击棒受外力作用，逐个冲击并击碎各级爆破片。各级爆破片的破碎力是预先设定，从小到大。各级爆破片破碎时吸收外来冲击力，使汽车平安防撞，到达保护汽车和乘员平安的目的。3方案确实定3.1初始方案的设计3.1.1利用氮气压缩产热吸能装置参照2.4中的两种缓冲器的原理及机构的设计对缓冲器的结构作出了初步设计，其结构图如图3.1所示。横杠内侧加强件通过橡胶垫与液压缓冲器的活塞杆相连接，活塞杆做成空心，内装一浮动活塞将其隔成左、右两腔，左腔充满氮气，右腔充满液压油，活塞杆外圆柱面与缓冲缸内圆柱面滑动配合，缓冲缸内机械油与活塞杆右腔相通。缓冲缸固定在车架或车身加强件上，当汽车与障碍物碰撞时，保险杠横杠受到的碰撞冲击力由其横杠内侧加强件传到活塞杆上，活塞杆端部向右移动，推动机械油按图示箭头方向流过节流孔，压向活塞右腔，推动活塞向左移动，并使氮气受到图3.1缓冲器的根本结构1、活塞杆盖 2、氮气 3、活塞 4、缓冲通道 5、柱塞缸 6、缓冲通道 7、活塞 8外挂油箱 9、并联通孔压缩。这样，利用气体被压缩产生热量吸收撞击能量。撞击后靠氮气产生复原动力，使保险杠复位。(a)正常状态 (b)工作状态图3.2缓冲器的工作原理3.1.2利用环形缓冲缝隙吸能被动式液压缓冲器的结构如图3.3所示。活塞杆做成空心，内装一浮动活塞将其隔成左、右两腔，左腔充满氮气，右腔充满机械油，活塞杆外圆柱面与缓冲缸内圆柱面滑动配合，缓冲缸内机械油与活塞杆右腔相通。其原理与第一种方法一样利用氮气吸能，另一方面利用环形缓冲缝隙吸能。其原理如下：活塞杆与高速运动的负载刚性联结，活塞与活塞腔之间有一定的环形缓冲缝隙δ，工作过程中活塞腔的油液缓冲通道和缓冲缝隙。由于流体的压缩性有限，缓冲腔内压力迅速升高，给活塞一个向下的作用力，使其减速运动至停止。环形缓冲缝隙加工好后较难改变，通过调节缓冲通道的大小，可以使被动式缓冲器适应不同负载质量和初始速度的要求。1、氮气2、活塞3、活塞杆4、缓冲通孔5、缓冲通孔6、活塞7、缓冲腔8、缸套9、外挂油箱10、并联通孔图3.3缓冲器的根本结构缓冲器的缓冲过程可分为3个阶段:第1阶段，缓冲器内的油液经缓冲通道和并联通孔流出(图3.3)；第2阶段，随着汽车追尾碰撞，活塞距离缓冲腔较近，活塞边缘与缓冲腔边缘之间的锐缘口形成锐缘节流，缓冲通道形成突缩损失，这些阻力对活塞形成液体压力，迫使活塞减速运动(图3.4(a))，该阶段称为锐缘节流阶段;第3阶段，活塞进入缓冲腔，油液经活塞与缸筒之间的环形缓冲缝隙和缓冲通道流出而形成缝隙节流，缓冲通道形成突缩损失，这些阻力使活塞减速运动，直至停止(图3.4(b))，该阶段称为缝隙节流阶段。(a)锐缘节流状态 (b)缝隙节流状态图3.4缓冲器工作原理3.1.3小结上述两种方案经过分析存在缺陷，因此不能实现预计的效果。第一种方法中利用氮气被压缩吸收能量的方法所能吸收的能量有限，如果汽车高速行驶时产生追尾时不能充分吸收能量。而且如果冲击力太大会超过液压缸所能承受的极限，从而导致液压缸突然承受太大的力而爆缸。第二种方法虽然设置了缓冲区域使汽车发生追尾碰撞时不会使液压缸受到太大的冲击力，但是这种方法不能太大的延长汽车碰撞时间。因此，被碰撞的汽车会产生较大的加速度造成二次碰撞使司乘人员受到损伤。综上所述，以上的两种方法不能实现预计效果。因此上述两种方法需要经过一些改良来实现预计目的。3.2改良后的方案最终方案选用节流孔吸能的方法，节流的小孔数目随缓冲位移加大而减少，从而到达匀速缓冲的目的。同时，利用空心活塞杆内空气的压缩以及液压缸外的弹簧辅助吸能。在解决了总体结构这个难题后，改良的难点1、空气2、活塞3、活塞杆4、节流孔5、缸套6、弹簧7、缓冲通孔8、活塞9、外挂油箱图3.5缓冲器结构图是节流孔的计算以及液压缸外缸同活塞杆内腔怎么连通这两个问题。活塞杆的结构如图3.5所示。其工作原理是当汽车撞击活塞时，活塞8迫使缸套5内油液经过节流孔4流入外挂油箱，再由外挂油箱经过缸套5和油缸顶盖的间隙流入活塞杆3和缸套5间隙，最后再经由缓冲通孔7流入活塞杆3内腔。由于节流孔的阻尼作用，运动体的动能将转化为缓冲器的节流发热。合理地设计节流孔的位置和大小，可使油缸体内缓冲压力在缓冲过程中保持不变，从而实现匀减速缓冲。复位弹簧6的作用是起缓冲减速作用和使活塞完成缓冲作用后回位。4方案中各个零件的结构计算4.1的缓冲器工作条件冲击车辆的重量：M=1.5T冲击速度：V0=30Km/s=8.33m/s缓冲器作用时间：t=0.03~0.06s通过以上数据可求出的一些数据：车辆的动能：E=QUOTEMV2/2=5.2×104J缓冲加速度：amax=V/tmin=277.67m/s2缓冲形成：S=QUOTEVtmin/2=0.12495m≈0.125m缓冲作用力：F’=Ma=416505N由于是两个缓冲器所以作用力减半：F=F’/2≈2.1×105N4.2各零件的直径计算4.2.1缸套直径计算参照参考文献[35]缸体的材料选用40Cr钢，其中σb=980。因为缸体的载荷为冲击载荷股平安系数取n=12。确定缸套内径缸体强度应满足F/AQUOTE[σ]=σb/n，其中A=QUOTEπd2/4，那么=3274mm2所以DminQUOTE≥57.2mm2参照《液压系统设计简明手册》表2-4缸套直径取D1=100mm。〔2〕确定最小壁厚按薄壁圆筒计算公式为〔4.1〕因液压缸内最高压力Ph=F/A=26.7MPaQUOTE＞16MPa，所以Py应取1.25Ph。那么由式4.1可求得最小壁厚： =8.5mm取δ1=10mm，那么D1/δQUOTE≥10，所以可以按薄壁小孔计算，上面的计算正确。综上，缸套内径为D1=100mm，外径D2=120mm。4.2.2缸体直径计算参照参考文献[35]缸体的材料选用40Cr钢，其中σb=980。因为缸体的载荷为冲击载荷股平安系数取n=12。确定缸体内径由于缸套外径为120mm，故取缸体内径为D3=130mmQUOTEQUOTE≥Dmin。确定最小壁厚因液压缸内最高压力Ph=F/A=15.8MPaQUOTE＜16MPa，所以Py=1.5Ph=23.7MPa。按薄壁小孔计算最小壁厚，由式4.1得取δ=10mm。那么D3/δ10，所以可以按薄壁小孔计算，上面的计算正确。综上，缸体的内径D3=130mm，外径D4=150mm。QUOTE4.2.3活塞缸直径计算参照参考文献[35]活塞缸的材料选用优质碳素结构钢45，其中σb=600MPa，σs=335MPa。将活塞杆当做实心杆计算直径查阅参考文献[36]可知，压杆在各个纵向平面内的相当长度μl相同，应使截面对任意形心轴i相等或接近相等。这样，压杆在任意纵向平面内的柔度λ都相等或接近相等，于是在任意纵向平面内有相等或接近相等的稳定性。因此活塞杆与空心活塞杆的惯性半径相等就可满足强度条件。实心杆惯性半径QUOTE空心杆惯性半径QUOTEQUOTE取D5=70mm，D6=70mm。那么i2=23=i1=d’/4d’=92mm，因此空心杆的内径为D5=60mm，D6=70mm时相当于直径为92mmQUOTEQUOTE≥25的实心杆，故符合要求。4.3各零件的底面厚度计算缸盖都选用平底缸盖，与缸体连接选用焊接。强度要求可按下面两式进行近似计算。〔4.2〕QUOTEQUOTE〔4.3〕缸套下底面为无孔底面，由式4.2可求得其下底面厚度t1QUOTEQUOTE≥17.87mm，圆整后取t1=18mm。缸体下底面为有孔底面，孔的直径为D2=120mm，由式4.3可求得缸体底面厚度t2QUOTEQUOTE≥43.8mm，圆整后取t2=45mm。缸体顶盖也是有孔的，孔的直径为D6=70mm，由式4.3可求得缸体顶盖厚度t3QUOTEQUOTE≥13.8mm，圆整后取t3=15mm。活塞杆顶盖是无孔顶盖，由式4.2可求得其顶盖的厚度t4QUOTEQUOTE≥17.9mm，圆整后取t4=18mm。4.4理想节流孔的面积的推导理论上，要实现缓冲器的匀减速制停，节流孔的面积变化应是位移的连续函数关系，节流面积随着位移的增加而减小，而在工程应用中只能采用有限个小孔排布的方式来近似地实现其面积，为了尽可能减小实际节流面积与理论值之间的误差，节流孔的直径和孔间距离要尽可能地小，以减小节流面积突变带来的冲击振动。在推导节流孔曲线函数之前，首先需要确定最正确节流孔曲线的目标函数。图4所表示的是缓冲器的缓冲力—行程函数。显然，该曲线与横坐标所包围的面积就是缓冲能量。曲线越接近于矩形时，在相同缓冲能量下所受到的缓冲力就越小。节流孔设计成在该表4.1缓冲力—行程曲线工作状态时，缓冲能量与缓冲器的重量比值最大，缓冲效果最好，为使推导过程简化且可行，将矩形的缓冲力—行程线定为最正确节流孔曲线的目标函数。假定汽车在撞击前的相对速度为μ0，总缓冲行程为S0，根据能量关系，可得出缓冲速度μ与缓冲距离S的关系：(4.4)根据短孔的节流孔流量方程可得：〔4.5〕合并式4.4、式4.5可得(4.6)忽略阻力，可得柱塞受力平衡方程：(4.7)对于蓄能器，假定其气腔气体的变化为绝热过程，忽略蓄能器活塞的惯性和摩擦阻力，可得：(4.8)联立可得以下函数关系：(4.9)其中A2——活塞杆面积；Cd——薄壁小孔流量系数〔由[37]可知由于节流孔内为湍流，所以雷诺数Re大于光滑的金属圆管的临界雷诺数。又由于临界雷诺数Rcr的范围是2000~3000，当Re＞2000时Cd取0.8.〕；ρ——液压油密度〔参照[37]，选用抗磨液压油L-HM32，其密度为0.87×103Kg/m3〕；V0——活塞杆内气体的体积；A3——活塞上部和油液接触面积；A1——活塞缓冲面积。通过计算我们可以分别得到短孔理想状况下节流孔过流面积与缓冲位移的关系的表格〔见表4.1〕表4-1离散后节流孔节流面积计算柱塞位移〔mm〕孔数孔径〔mm〕小孔节流面积单个小孔节流面积总节流面000000275.551542.7824.206.05251.3621242.7323.485.87227.8932142.6822.535.63205.3743042.6221.535.38183.8553942.5520.495.12163.3764842.4819.394.85143.9975642.4218.354.59125.6586342.3517.404.35108.2797042.2816.384.1091.89107742.2115.313.8376.59118342.1314.323.5862.28128942.0513.263.3149.03139541.9612.103.0336.941410132.1410.823.6126.121510731.999.373.1216.751611331.807.652.559.101711821.935.852.923.261812321.413.121.560.144.5复位弹簧的计算复位弹簧能复位的条件是预应力不小于200N，最大作用力Fmax大于1000N即可。正常工作长度不小于125mm。因弹簧在冲击载荷下工作，选用65Mn为材料，按第二类弹簧计算。取旋绕比C=10，曲度系数由强度条件计算弹簧钢丝直径得取d=16mm，那么中径D取为160mm。弹簧所受的最大作用力弹簧的弹性系数k=Fmax/0.125=44.7N/mm。由参考文献[35]可查得节距p=0.3~0.5D，取p=48mm。由前面计算的各零件长度可知弹簧的总高度H=416±8mm，有效圈数n=8，总圈数n1=10。4.6方案的三维图计算完成后画出三维图其效果如图4.2。图4.2装配效果图其中，刚套上的小孔为节流小孔，有吸收能量的作用。缸套与缸体中间为外挂油箱，外挂油箱可以储存液压油，在缓冲装置工作时外挂邮箱里面储存的液压油油液可以冷却从缸套里面流出的液压油，同时还是液压油流入空心活塞杆内的通道。如图4.3所示。图4.3缸套图中有小孔的的局部为缸套，最外面的为液压缸，缸套与液压缸之间空隙为外挂油箱。图4.4缸套与液压缸的配合由于缸套内的活塞与空心活塞杆用焊接连接，所以活塞上端开有一个槽用来给活塞和活塞杆定位。防止活塞与活塞杆的中心线有太大的偏差而导致活塞出现卡死现象不能正常工作。图4.5活塞图4.6活塞与活塞杆的配合

5总结与展望5.1总结缓冲器是汽车平安系统中不可缺少的组成局部，设计小型化的缓冲器对于高速、超高速行驶的汽车有着重要的意义。通过前期的研究以及本文上述计算，我们认为采用活塞式蓄能器作为复位型式的缓冲器在理论设计上是可行的，能到达汽车的使用要求的，经过优化后，缓冲性能可以满足标准要求，整体结构在长度上可以降低，实现了本设计小尺寸的要求，与同类产品相比缓冲性能较好。在本设计中，通过对现有产品的分析与研究，确定了使用活塞式蓄能器作为缓冲器复位型式的方案，建立系统的动力学方程，通过理想的缓冲力计算节流孔面积，为利用活塞式蓄能器作为复位动力的新型液压缓冲器的设计研究提供了依据。本文主要工作如下：1.确定了缓冲器的工作方案。通过研究传统缓冲器的各种形式，根据缓冲器正常工作时的缓冲和复位两个功能过程，从理论上得到可以实现的几种原理，然后通过方案比拟，最终确定采用外接活塞式蓄能器的节流孔形式的油压缓冲器的设计方案。2.确定节流孔的布局。缓冲器的缓冲制停减速度是随着缓冲质量的变化而变化的，只有在某一个特定的缓冲力时的制停才是匀减速的。在这里我们选取了最大和最小力的平均值作为设计力，运用小孔节流理论和等减速度缓冲规律，得到了理想状况下活塞前方排油孔总面积Ax的计算公式，理论上Ax是缓冲位移x的连续函数，在实际设计中我们用了有限个小孔沿x和周向按照一定规律排布来近似实现Ax。3.实现了蓄能器的小型化。缓冲器的复位是通过弹簧来实现的，复位弹簧必须保证在缓冲过程结束后弹簧的弹力可以把缓冲器复位。复位弹簧还可以吸收一局部冲击能量，使缓冲腔的油压和柱塞加速度的变化平稳些。与外置的气囊式蓄能器相比，活塞式蓄能器的活塞不可防止的存在惯性，响应也不那么灵敏。然而，在实现缓冲器的尺寸小型化和结构一体化上，活塞式蓄能器的优势远远大于气囊式蓄能器，同时本文将气囊式储能器与活塞式储能器组合到了一起，克服了气囊式储能器体积大的缺点。4.系统密封方式确实定。结构设计中需重点考虑的是整个系统的密封性，特别是活塞和缸套之间。在缓冲过程中缓冲腔内将会产生很高的压力，又由于缸套壁上开了节流孔，这就给活塞和缸套壁的密封带来一定的困难。假设活塞与缸套采用间隙密封，那么由于存在环形间隙，所以这里必须采用组合密封，这样即保证密封，又可以降低活塞和缸套的摩擦，延长其使用寿命。缸套上开孔也有其减小液动力的优点。5.蓄能器结构的结构设计。为实现缓冲器整体结构的一体化，不采用成品蓄能器，而是根据蓄能器原理自行设计。在缓冲器外加了一个油缸作为外挂油箱进行储能。5.2缓冲器设计中的关键问题通过缓冲器设计过程的研究分析，在理论分析、方案确定、结构设计和仿真计算中，把握好几个关键环节尤为重要，设计成功的关键。5.2.1节流孔设计及相关计算参数确实定在整个缓冲过程中节流是消耗能量的关键所在，其设计的合理与否关系到缓冲性能的实现，在设计时要满足最大最小力下的减速度要求，设计过程中节流面积的不连续时产生脉动。因此，设计节流孔不仅要从节流理论出发，确定最优结构，还要从制造工艺出发，合理设计节流孔的结构。保证125mm的行程下，使缓冲性能到达最正确。5.2.2蓄能器的设计蓄能器在整个高速缓冲和复位过程中起着重要作用，一方面可以吸收能量，容纳更多的液压油，另一方面可以起到吸收缓冲过程中的冲击和脉动的作用。5.3未来展望参考前期对此种型式缓冲器的设计研究可知，带活塞式蓄能器的缓冲器在理论上是可行的。活塞式储能器可使得整个系统的本钱降低，结构紧凑，在产品的市场化方面具有很大的优势。在条件许可的情况下，希望能够制造出样机来，这样就可以在进行试验，既可以通过试验来验证设计的正确性，又可以为将来可能正式产品的推出提供试验依据，为此在下一步的研究中应进行如下几个方面的工作：1.进一步进行节流孔布局的优化。本设计是在确定的节流孔位置仅仅是一个满足标准要求的近似解，并非全局最优解。在下一步的工作中可以进一步探讨节流孔排部和位置对于缓冲性能的影响，尽可能地减小节流面积的突变，使缓冲器可以实现缓冲的质量范围能得到扩大。2.对减行程设计进行研究。汽车用油压缓冲器的行程可以采用减行程设计，通过对减行程进行研究，确定最小的极限行程，从而减小系统的整体尺寸。

参考文献[1]钟志华，张维刚，曹立波等．汽车碰撞平安技术．北京:机械工业出版社，2003，5-20[2]雷正保．汽车纵向碰撞控制结构设计的理论与方法．长沙:湖南大学出版社，2000，13-20[3]张维刚．汽车碰撞平安性设计与改良研究:[湖南大学博士学位论文]．长沙:湖南大学车辆工程系，1998，1-68[4]王玉琴．车身侧面刚性对汽车侧碰过程中乘员损伤的影响研究:[湖南大学硕士学位论文]．长沙:湖南大学车辆工程系，2006，30-45[5]薛量．基于耐撞性数值仿真的汽车车身结构优化设计研究:[上海交通大学博士学位论文]．上海:上海交通大学车辆工程系，1999，2-35[6]SantosaSP,WierzbickiT.Crashbehaviorofboxcolumnfilledwithaluminumhoneycomborfoam,ComputerandStructures,1998,69(3):343-368[7]ThrontonP.H,MahmoodH.F.,MageeeC.L.Energyabsorptionbystructuralcollapse.StructuralCrashworthiness,1983,96-117[8]WiezbickiT.,AbramowizW..Themechanicsofdeepplasticcollapseofthin-wallstructure.StructuralFailure,1989,281-329[9]JohnsonW.,MamalisA.G..Crashworthinessofvehicles.London:MechanicalEngineeringPublications,1978[21]AbrammowiczW.,JonesN..Dynamicprogressivebucklingofcircularandsquaretubes.Int.J.ImpactEngineering,1986,4(4):243-270[10]WhiteM.D.,JonesN..Experimentalquasi-staticaxialcrushingoftop-hatanddouble-hatthin-walledsections.Int.J.Mech.Sci.,1999,(41):179-208[11]WhiteM.D.,JonesN..Experimentalstudyintotheenergyabsorbingcharacteristicsoftop-hatanddouble-hatsectionssubjectedtodynamicaxialcrashing.AutomobileEngineering,1999,213(D3):259-278[12]AlexanderJ.M..Anapproximateanalysisofthecollapseofthincylindricalshellsunderaxialcompression.Q.J.MechanicsandAppl.Math.,1960,13(1):10-15[13]WierzbickiT.,BhatS.U.,AbramowiczW..Alexanderrevisitedatwofoldingelementsmodelofprogressivecrushingoftubes.Int.J.Solidsstructs.,1992,29(24):3269-3288[26]JonesN..StructuralImpact(Paperbackedition).NewYork:CambridgeUniversityPress,1997,63-67[14]KitagawaY,HagiwaraI,TsudaM.DevelopmentofaCollapseModeControlMethodforSideMembersinVehicleCollisions.SAETrans,No.910809[15]LorenziL,FugantiA,TodaroEetal.AluminumFoamApplicationsforImpactEnergyAbsorbingStructures.SAEpaper,No.971005.[16]HanssenA.G.,RegyesA.,HopperstandO.S..Designandfiniteelementsimulationsofaluminiumfoam-filledthinwalledtubes.Int.J.VehicleDesign,2005,37(2/3):126-185[17]曹立波．汽车前碰撞平安性的试验与仿真技术研究:[湖南大学博士学位论文]．长沙:湖南大学机车辆工程系，2001，68-85[18]贾宏波，黄金陵等．车身碰撞仿真技术在红旗轿车车身开发中的应用．汽车工程，1998，20(5):257-261[19]雷正保．大变形结构的耐撞性:[湖南大学博士学位论文]．长沙:湖南大学车辆工程系，1998，48-52[20]彭迎风，辛勇．多孔结构材料在汽车碰撞平安中的应用研究．中国制造业信息化，2006，35(3):54-58[21]王晓，刘星荣，葛如海等．波纹管碰撞性能的试验研究．中国公路学报，2001，14(4):106-109[22]葛如海，王晓，程勇．波纹管碰撞吸能件与整车的匹配研究．中国公路学报，2002，15(4):105-108[23]周宇，雷正保，杨兆．基于预变形控制理论的汽车前纵梁仿真设计．长沙理工大学学报(自然科学版)，2006，2(4):34-38[24]MahmoodH.F,PalusznyA.Designofthinwalledcolumnsforcrashenergymanagement-theirstrengthandmodeofcollapse.SAEPaper,No.811302[25]GeneH.McNayII.Numericalmodelingoftubecrushwithexperimentalcomparison.SAEPassengerCarMeetingandExposition,880898,1988,937-948[26](日)佐藤武主编，吴关昌，陈倩译．汽车的安全．北京:机械工业出版社，1988，1-150[27]彭迎风，辛勇．多孔结构材料在汽车碰撞平安中的应用研究．中国制造业信息化，2006，35(3):54-58[28]李良福．动力液压缸缓冲装置新结构[J]．液压与气动，2002(2):16-18[29]甘永立．几何量公差与检测．上海：上海科学技术出版社．2009，8．255-267[30]LorenziL,FugantiA,TodaroEetal.AluminumFoamApplicationsforImpactEnergyAbsorbingStructures.SAEpaper,No.971005.[31]HanssenA.G.,RegyesA.,HopperstandO.S..Designandfiniteelementsimulationsofaluminiumfoam-filledthinwalledtubes.Int.J.VehicleDesign,2005,37(2/3):126-185[32]丁海建．可伸缩式汽车碰撞缓冲吸能装置．湖南大学硕士学位论文．2009[33]陈占清．活塞复位式液压缓冲器的研究．上海交通大学硕士学位论文．2007[34]赵琨．汽车与作业车上缓冲平安装置的碰撞研究．江苏大学硕士学位论文．2010[35]任济生，唐道武，马克新．机械设计课程设计．中国矿业大学，2008，8．163-181[36]刘鸿文．材料力学．高等教育出版社，2004，3．305[37]王积伟，章宏甲，黄谊．液压传动．液压传动出版社，2009，6．23-5

致谢本论文是在指导教师王成龙老师的悉心指导下完成的。在三个多月的设计、研究工作中，得到了王老师自始至终的关心和指导。在此期间小组成员们也给予我帮助和支持，在此向他们表示由衷地感谢。首先，衷心感谢王老师，在毕业设计过程中，他在百忙中抽出时间给我们答疑，帮助我解决难题，给予了我极大的帮助。论文的顺利完成，离不开王老师的悉心指导和热情关心。王老师渊博的知识、严谨的治学态度和求实创新的精神使我受益匪浅。其次，感谢小组成员在日常生活中给予的帮助和关心，我们之间的相互讨论，相互交流、共同克服困难，为论文的完成创造了良好的环境和工作气氛，在此表示感谢。感谢学院领导及CAD中心周老师给予的支持和帮助，给我们的毕业设计创造了极大的方便。借此，表示衷心的谢意。附录英文文献3.6.THEMATHEMATICALMODELAccordingtotheabove,wecaninducethemathematicalmodelofshockabsorber:Themodelcontainsallphysicalparametersoftheshockabsorber.Soitcandesigntheactualshockabsorbereasilywiththemodel.4.EXPERIMENTALRESULTSANDSIMULATIONOFTHEWORKINGCHARACTERISTICSOFTHESHOCKABSORBER[1]Figure2showstheexperimentalset-up.Theperformanceofthenewtypeofshockabsorberforthedualdemandofresistingviolentimpactandattenuatingvibrationcanbetestedbythissystem.Theshockabsorberismountedonanelectrodynamicshaker;thelowerendisfixedtothevibratingtableoftheshakerandtheoppositeendtothemassblock.ThesignalproducerandthepoweramplifierinFig.2(a)areusedtocontroltheshaker,whilethetimehistoriesofinputstatevariablesandoutputstatevariablesareacquiredbymeansoftwoaccelerometersensorsandanacquisitionsystem(atwo-channeldatacollectinginstrument).Theelectrographisusedtoobservethenaturalstateofthesignal.ThepictureofthevibrationtestingsystemisshowninFig.2(b).Inimpacttesting,theelectrodynamicshakerisreplacedbyadrop-impacttestingmachine[seeFig.2(c)].Theshockabsorberismountedonthedrop-impacttestingmachine,thelowerendisfixedtotheplatformofthedrop-impacttestingmachineandtheoppositeendtothemassblock.Inthemeantime,thesignalproducer,thepoweramplifierandtheelectrographareallcanceled.Largeamountsofexperimentaldatahavebeengatheredregardingthisnewtypeofshockabsorberfilledwithhydraulicoilandair.Theinfluenceofamplitudeandfrequencyofsineexcitation,aswellastheinfluenceoffluidviscosity,ratioofdampingarea,additionaldampingforceandfrictionhavebeeninvestigated.Figure2.Experimentalset-upfordynamictesting.(a)Vibrationtestingsystem.(b)Pictureofthevibrationtestingsystem.(c)Impacttestingsystem.(d)Pictureoftheimpacttestingsystem.4.1.PERFORMANCEOFTHESHOCKABSORBERFigure3(a)illustratestheperformanceoftheshockabsorberinvibrationtest.Itcanbeevaluatedbyabsoluteaccelerationtransmissibilityvsfrequencyoftheexcitation.Theabsoluteaccelerationtransmissibilityisdefinedastheratioofmaximumaccelerationofthemassblocktothatofthebasemotion(themotionofthevibratingtableoftheshaker).InFigure3(a),eachcurveshowsthree-frequencybands,whichhasdistinctcharacteristicofaccelerationtransmissibility.Oneisnamedlow-frequencyattenuationband,thecurvesshowlow-frequencyattenuationcharacteristicbeforetheresonancefrequency,forexamplethecurve2-230cstbetween5and10Hz,thecurve3-400cstbetween5and20Hz.Thisisanewcharacteristic,whichhasbeendiscoveredintheexperimentalresearchofthisnewshockabsorber.Thisshowsthatashockabsorberwithabroaderlow-frequencyattenuationbandcanbedesignedbyadjustingthecouplingparameters.(Note:Thisisanewattenuationphenomenon,thestudyofthemechanismofthephenomenonisafuturework).Theotherisnamedresonanceband.Inresonanceband,theshockabsorbershowsahigh-leveldampingcharacteristic.Itcanmaketheaccelerationtransmissibilityapproach1,whichmeanstheresonancehumpcanbesilenced.Thethirdisnamedisolationband,andhasaquickdrop.Figure3(b)containsadescriptionoftheperformanceoftheshockabsorberintheimpactexperimentaltest.Itcanbeevaluatedbyabsoluteaccelerationtransmissibilityvsaccelerationamplitudeoftheimpactexcitation.Theabsoluteaccelerationtransmissibilityisdefinedastheratio