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11.1前言11.2减震器数学模型的研究现状21.3本文研究的主要内容31.3.1本文研究内容31.3.2本文研究意义3第二章 摩托车减震器示功特性分析42.1液压减震器的机构及工作原理42.2系统组成42.3建立模型52.3.1摩托车减震器的动力学模型52.3.2摩托车减震器示功图测试模型52.4摩托车减震器示功图62.4.1简化测试模型的示功图62.4.2实测示功图分析7第三章 摩托车减震器阻尼特性分析93.1关于建模的一些假设93.2后筒式液压减震器阻尼特性数学模型的建立93.2.1后筒式液压减震器的工作过程93.2.2数学模型的建立103.3几何模

2、型的建立113.4 abaqus有限元进行模态分析123.4.1建立实体模型133.4.2定义材料属性143.4.3定义接触属性153.4.4定义连接截面的属性163.4.5选择输出变量183.4.6网格划分203.4.7计算结果分析22第四章 总结与展望37致 谢38参 考 文 献39附录a 外文翻译-原文部分40附录b 外文翻译-译文部分44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

3、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。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。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

4、，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

5、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2009年将达到5000万辆，总价值840亿美元。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。(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

6、势头。(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

7、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。 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。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

8、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。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高。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

9、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。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

10、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。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

11、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。 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

12、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。 90年代初期，剑桥大学的besinger和cole等人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lhz、速度小于1 m/s的范围内与实验测试结果吻合较好。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

13、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振动速度变化的规律。 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。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

14、，而且对汽车减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、岩土力学分析及压电介质分析。因

15、此，使用abaqus进行分析，也就有了一定的现实意义。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

16、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。 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

17、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。 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,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: （2-1） 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

18、.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： （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: （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： （2-4） 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: （

19、2-5） 式中, r 为曲柄半径，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,没有畸变和突变 。pf=5py=5 s=5 图2-4线性阻尼模型的示功图2.4.2实测示功图分析图2-5几种有问题的示功图根据

20、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。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

21、擦力的影响。即: （2-6）式中, 为空气弹簧刚度, 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。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。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

22、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。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。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

23、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。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。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。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

24、功测试的意义也就在此。第三章 摩托车减震器阻尼特性分析3.1关于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。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，在不同时刻，活塞

25、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。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。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。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

26、流场会发生变化。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。2、复原行程当激振力

27、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。3.2.2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。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

28、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: （3-29a） （3-29b） （3-29c）式中: 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;为排入b腔的总油量，ms3/s; 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: （3-30）因此小孔节流产生的局部阻尼力为: （3-31）式中: 为活塞的截面积，。减震液流过补偿阀的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: （3-32）因此，流

29、过复原阀的阻尼力为: （3-33）式中: 为阀片开启后的节流面积，。综合式(3一31)和(3一33)，复原阻尼力可表示为:+ （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: （3-35）式中: 为通过复原阀排入b腔的油量，ms3/s;。1为复原阀片外圆半径，m;为连杆小孔半径，m; h为复原阀片的开度，m;

30、 为复原阀开启后a、b腔间的压力差，pa.则流过复原阀的阻尼力为: (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:+ =+ (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(同式3-29)。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，主要靠底阀上的压缩阀片

31、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: (3-38)则流过压缩阀的阻尼力为: (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。因此，这两个过程的计算几何模型也将分别建立。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2m

32、m，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。2.复原模型复原过程中，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。 （a） (b) 图3-2 后筒式液压减震器简化模型3.4 abaques有限元进行模态分析以压缩模型为例，我们用abaques进行有限元模态分析，模态分析主要有以下四个步骤： （1）建模。 一、必须

33、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、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。（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

34、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。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。 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。将定义的材料机械属性赋予建立的实体模型。 图3

35、-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。 图3-6参数定义表 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（

36、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。 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 types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

37、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。 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。

38、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-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 h-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。 图3-12输出变量选择表 进入load模块，单击工具栏中的creat bound

39、ary condition,接受默认值，单击继续按钮，选择rp-7，在edit boundary condition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。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

40、，选v1并输入数值1，幅值曲线选择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。图3-14运动参数变化表 3.4.6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。执行meshcontrols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）。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

41、四面体对模型进行自由网格划分。 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。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。 图3-17网格划分验证表3.4.7计算结果分析在环境栏模块选项中进入job模块

42、，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resultfiled 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： 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，说明减震器受力很小。 图3-20 变化云图二 图3-21 变化云图三从图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

43、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。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。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。 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

44、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。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。图3-29 step/frame表格单击工具栏中历史输出查询命令，在弹出his

45、tory output对话框，选择wire-1-set-1的cu1，单击plot按钮，显示连接单元axial在1方向的相对位移变化曲线，如图3-30。同样的方法也可以查询出wire-2-set-1和wire-3-set-1的cu1和cu3，如图3-31，3-32，3-33和3-34。 图3-30 第一个连接x方向上的位移图3-31 第二个连接x方向上的位移图3-32 第三个连接x方向上的位移图3-33 第二个连接z方向上的位移图3-34 第三个连接z方向上的位移 由图3-30，图3-31，图3-32，图3-33和图3-34可知，当图3-30的活塞杆相对位移不超过0.03时，wire-2-set

46、-1的cu1 ，wire-3-set-1的cu1 ，wire-2-set-1的cu3和wire-3-set-1的cu3基本上都处于0.0的位置上徘徊，即没有位移，这说明只要活塞杆相对位移足够小，不超过一定的范围（本例中式0.03），那么阻尼孔也就不会有相对位移，即不会受到冲击，减震器的损伤也就不会出现，或者在承受的范围不会因为疲劳而受损。为了证实这一点，我们改变一下活塞杆的运动速度和施加在它顶端的载荷，将活塞杆的运动速度曲线定义为： time/frequency amplitude 1. 0 0 2. 0.005 3.0 3. 0.01 6.0 4. 0.015 3.0 5. 0.02 0 6

47、. 0.025 -3.0 7. 0.03 -6.0 8. 0.035 -3.0 9. 0.04 0 将施加在活塞杆顶端的载荷由原来的1000n改变为800n，这时，wire-1-set-1的cu1，wire-2-set-1的cu1和cu3还有wire-3-set-1的cu1和cu3如下图3-35，图3-36，图3-37，图3-38和图3-39。图3-35 第一个连接x方向上的位移图3-36 第二个连接x方向上的位移图3-37 第三个连接x方向上的位移图3-38 第二个连接z方向上的位移图3-39 第三个连接z方向上的位移再将活塞杆的运动速度曲线定义为： time/frequency ampli

48、tude 1. 0 0 2. 0.005 2.0 3. 0.01 4.0 4. 0.015 2.0 5. 0.02 0 6. 0.025 -2.0 7. 0.03 -4.0 8. 0.035 -2.0 9. 0.04 0 将施加在活塞杆顶端的载荷由原来的1000n改变为800n，这时，wire-1-set-1的cu1，wire-2-set-1的cu1和cu3还有wire-3-set-1的cu1和cu3如下图3-40，图3-41，图3-42，图3-43和图3-44。 图3-40 第一个连接x方向上的位移图3-41 第二个连接x方向上的位移 图3-42 第三个连接x方向上的位移图3-43 第二个连

49、接z方向上的位移图3-44 第三个连接z方向上的位移对比图3-30、图3-35和图3-40，这是我们定义的活塞杆运动速度曲线，他们都是正弦变化曲线，不同的是他们的幅值不一样，图3-30最大幅值为0.10，图3-35最大幅值为0.060，而图3-40最大幅值为0.040。在这三种不同的幅值和不同的载荷（图3-30活塞杆顶端的施加载荷是1000n，图3-35活塞杆顶端的施加载荷为800n，图4-40施加载荷变为500n）作用下，wire-2-set-1的cu1和cu3以及wire-3-set-1的cu1和cu3都有了明显的震荡变化，比较图3-31、图3-36和图4-41，图3-32、图3-37和图4-42，图3-33、图3-38和图4-43以及图3-34、图3-39和图4-44就可以发现，首先是最大正幅值增大了，wire-2-set-1的cu1由原来的1.0上升至1.4再到1.5，wire-3-set-1的cu1由原来的0.75上升至0.85再到1.85，wire-2-set-1的cu3由原来的2.7上升至2.9再