汽車減震器的運(yùn)動仿真和應(yīng)力分析,汽車,減震器,運(yùn)動,仿真,以及,應(yīng)力,分析 汽車減震器的運(yùn)動仿真和應(yīng)力分析 摘　　要 減震器是汽車懸架系統(tǒng)的關(guān)鍵部件，它起到抑制彈簧產(chǎn)生的沖擊、吸收震后回彈和吸收路面沖擊能量的作用。它能快速衰減車架和車身的振動，從而提高汽車的乘坐舒適性。目前，雙向筒式減震器在汽車上得到了廣泛的應(yīng)用。減震器是汽車使用過程中的易損件，其工作質(zhì)量將直接影響汽車行駛的平穩(wěn)性和其他零部件的使用壽命。因此，本課題將重點(diǎn)研究雙缸液壓汽車減震器的設(shè)計、運(yùn)動學(xué)仿真和動力學(xué)分析，為減震器的良好工作狀態(tài)提供指導(dǎo)。 本課題的主要研究內(nèi)容如下： （1）雙向作用筒式減震器的工作原理和典型結(jié)構(gòu)分析； （2）雙向作用筒式減震器的設(shè)計，包括主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定，材料、液壓油以及密封元件的選擇； （3）雙向作用筒式減震器三維模型構(gòu)建及學(xué)運(yùn)動仿真，獲得速度、加速度、位移和力分布； （4）雙向作用筒式減震器應(yīng)力分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化。根據(jù)應(yīng)力分析結(jié)果改進(jìn)減震器設(shè)計，從而達(dá)到提高減震器使用壽命的目標(biāo)。 關(guān)鍵詞：減震器；運(yùn)動學(xué)仿真；應(yīng)力分析；結(jié)構(gòu)優(yōu)化 Abstract The shock absorber is a key component of the vehicle suspension system, which mainly acts as a restraining force on the vibration of the spring and declining the impact of the road. It can rapidly decline the vibration of the frame and body, to improve the smoothness and comfort of the car. At present, the car is widely used in the bi-directional cylinder shock absorber. Shock absorber is the vulnerable parts in the process of car use, shock absorbers work good or bad, will directly affect the service life of the car moving stationarity and other parts, so this topic will focus on the design of the double tube hydraulic shock absorber, kinematic simulation and dynamic analysis, provide guidance for shock absorber is in good working condition. The main research of this topic is as follows： (1) the working principle and typical structure analysis of the bi-directional acting shock absorber; (2) the two-way role in shock absorber design, including the determination of main structure parameters, the material, the choice of sealing components and hydraulic oil (3) the three-dimensional model construction and learning simulation of the bi-directional type shock absorber, which is distributed by velocity, acceleration, displacement and force. (4) the stress analysis and structure optimization of bi-directional cylinder damper. According to the stress analysis results, the design of shock absorber is improved, and the life of shock absorber is improved. Keywords： Shock absorber; Movement simulation; Stress analysis; The optimization design  目　　錄 摘　　要 I Abstract II 目　　錄 III 第1章 緒　論 1 1.1選題的目的和意義 1 1.2減震器的發(fā)展歷史 1 1.3雙筒式減震器國內(nèi)外發(fā)展?fàn)顩r和發(fā)展趨勢 1 1.4減震器工作原理 2 1.5研究的主要內(nèi)容及方法 3 第2章 減震器設(shè)計 4 2.1 雙筒式液壓減震器的設(shè)計參數(shù) 4 2.2雙筒減震器的外特性與設(shè)計的原則 4 2.3雙筒液壓式減震器的參數(shù)與尺寸確定 5 2.4 本章小結(jié) 19 第3章雙筒液壓減震器的三維造型 20 3.1 使用SolidWorks繪制主要零件 20 3.2 雙筒液壓減震器的裝配體和爆炸圖 22 3.3 本章小結(jié) 24 第4章 雙筒液壓減震器的運(yùn)動仿真 25 4.1 利用SolidWorks運(yùn)動模擬減震器的運(yùn)動 25 4.2 本章小結(jié) 29 第5章雙筒液壓減震器的應(yīng)力分析和優(yōu)化設(shè)計 30 5.1 選取ANSYS作為應(yīng)力分析軟件 30 5.2 運(yùn)用ANSYS進(jìn)行雙筒液壓汽車減震器的應(yīng)力分析 30 5.3 本章小結(jié) 34 第6章結(jié)論與展望 35 參考文獻(xiàn) 36 致 謝 37 附 錄 1 38 附錄2 外文原文 41 V 汽車減震器的運(yùn)動仿真和應(yīng)力分析 第1章 緒　論 1.1選題的目的和意義 隨著我國經(jīng)濟(jì)快速騰飛，人均收入水平日漸提高，汽車逐漸變成了人們出行依賴的交通工具，與此同時對乘駕汽車的安全性以及舒適性便有了更高要求，研究汽車減震器就是為實現(xiàn)這一目標(biāo)[1]。 運(yùn)用三維建模、仿真運(yùn)動分析和Ansys應(yīng)力分析優(yōu)化了雙筒液壓汽車減震器內(nèi)部結(jié)構(gòu)，對于提升減震器研發(fā)效率與深入研究其性能有著重要意義。 對于傳統(tǒng)減震器的研發(fā)而言，設(shè)計者通常需要反復(fù)地進(jìn)行樣件制造以及試驗調(diào)試，以獲得期望減震器特性，這樣不僅效率低而且成本高。運(yùn)用系統(tǒng)仿真，可以實現(xiàn)暴露研究對象中的潛在問題，以便及時解決。因此，通過計算機(jī)仿真軟件建立減震器模型，模擬減震器特性，實現(xiàn)結(jié)構(gòu)優(yōu)化。 1.2減震器的發(fā)展歷史 減震器的發(fā)展經(jīng)歷了下面幾種形式： （1）加布里埃爾減震器 （2）平衡彈簧式減震器 （3）空氣彈簧減震器 （4）液壓減震器 （5）麥弗遜支柱式減震器 （6）充氣式減震器 1.3雙筒式減震器國內(nèi)外發(fā)展?fàn)顩r和發(fā)展趨勢 1.3.1國內(nèi)外發(fā)展 （1）國外汽車減震器發(fā)展現(xiàn)狀 現(xiàn)在，國際上減震器處于充氣式、可調(diào)和自適應(yīng)減震器的發(fā)展階段，如荷載感應(yīng)和位置依存式充氣式減震器以及可調(diào)、電流變和磁流變減震器等自適應(yīng)減震器。這當(dāng)中筒式液壓減震器發(fā)展時間最長，市場占有率最高，而其它新型減震器也已投放市場，并在商品汽車中使用。 （2）我國汽車減震器發(fā)展現(xiàn)狀 相比之下，我國發(fā)展汽車減震器時間較短，暫時落后于發(fā)達(dá)國家。所以，在中高端汽車中，多為使用進(jìn)口減震器。不過，還有很大數(shù)量的國產(chǎn)中小型汽車仍然使用筒式液壓減震器。增強(qiáng)減震器研發(fā)水平對于我們國家極其重要，對于中國汽車行業(yè)發(fā)展同樣重要。 1.3.2發(fā)展趨勢 （1）自適應(yīng)可調(diào)減震器 自適應(yīng)可調(diào)減震器結(jié)構(gòu)由傳感器、控制器以及執(zhí)行機(jī)構(gòu)三大要素構(gòu)成。產(chǎn)生的阻尼不但能夠分級調(diào)節(jié)，而且能連續(xù)調(diào)節(jié)。通過改變節(jié)流閥的通流面積來實現(xiàn)可調(diào)特性。目前這種類型的減震器已經(jīng)投放市場應(yīng)用，只是還沒有普及使用。 （2）復(fù)合型減震器 復(fù)合型減震器是筒式減震器未來發(fā)展的必經(jīng)之路。它不但有著筒式減震器的全部優(yōu)點(diǎn)，與此同時填補(bǔ)了其缺點(diǎn)，所以，它是減震器的趨勢所在。舉例來說，充氣式雙筒液壓減震器不但增強(qiáng)了外特性，而且臨界速度大幅度提升，降低了外特性畸變的概率，穩(wěn)定性也得到提高。 （3）新型減震器 新型減震器是借助電磁原理而設(shè)計的。目前電磁流變能夠?qū)崿F(xiàn)調(diào)節(jié)阻尼大小，只是這項技術(shù)還不夠成熟，距離實現(xiàn)生產(chǎn)制造并且投入市場使用還有很大一段距離。 1.4減震器工作原理 主要構(gòu)成：環(huán)形吊耳、橡膠支座、活塞桿、密封件、保護(hù)管、活塞閥、底閥、儲油室、活塞、工作缸等如圖1.1。 雙向作用筒式減震器工作原理說明。在壓縮行程時，指汽車車輪移近車身減震器受壓縮，此時減震器內(nèi)活塞3向下移動。活塞下腔室的容積減少，油壓升高，油液流經(jīng)流通閥8流到活塞上面的腔室(上腔)。由于活塞桿1占了上室一定空間，所以上室增加容積比下室減少容積小，因此少部分液壓油流經(jīng)壓縮閥6流回儲油缸5。在整個過程中，閥系對油的節(jié)流作用產(chǎn)生壓縮過程的阻尼力。另一方面，減震器受拉伸，此時活塞向上運(yùn)動。上室油壓升高，由于減震器閥系屬于單向閥，所以流通閥8關(guān)閉，上室液壓油推開伸張閥4進(jìn)入下室。來自上室流入的液壓油容積小于下室增加容積，因此產(chǎn)生了真空度，從而導(dǎo)致儲油缸中液壓油推開補(bǔ)償閥7進(jìn)入下室。正是因為減震器閥系的節(jié)流作用產(chǎn)生伸張過程中的阻尼力。在相同壓力作用下，伸張閥通道載面積總和相比于壓縮閥通道截面積總和更小。因此，伸張過程中的阻尼力大于壓縮過程，從而實現(xiàn)快速減震的效果。 圖1.1 減震器原理圖 1.5研究的主要內(nèi)容及方法 使用SolidWorks設(shè)計一種適用于松花江微型汽車，滿足經(jīng)濟(jì)性以及實用性的筒式雙作用減震器。經(jīng)過社會調(diào)查以及大量資料查閱，在老師耐心地指導(dǎo)下，按照任務(wù)書要求完成設(shè)計工作。設(shè)計作品滿足理論設(shè)計要求，技術(shù)指標(biāo)符合標(biāo)準(zhǔn)，并且降低生產(chǎn)成本滿足經(jīng)濟(jì)性、實用性要求。  第2章 減震器設(shè)計 2.1 雙筒式液壓減震器的設(shè)計參數(shù) 設(shè)計減震器需要的參數(shù)主要有下面幾種[8]： （1）整車參數(shù) 包括汽車總重量、懸架質(zhì)量、縱慣性力矩、懸架剛度等整車參數(shù)。 （2）幾何布局參數(shù) 包括彈性元件的位置、安裝桿的角度等幾何布局參數(shù)。 （3）結(jié)構(gòu)參數(shù) 包括減震器和活塞直徑、活塞桿直徑、閥孔位置、數(shù)量和直徑、工作筒直徑和長度、儲油筒直徑和長度等結(jié)構(gòu)參數(shù)。 （4）工作參數(shù) 包括減震器工作長度、活塞行程、活塞最大線速度、減震器阻尼系數(shù)等。 設(shè)計工作主要包括活塞面積、阻尼比系數(shù)以及最大卸荷力等參數(shù)計算、尺寸設(shè)計計算、強(qiáng)度校核等。減震器上通常有兩處通孔，一個在活塞上，另一個在補(bǔ)償閥座上。根據(jù)活塞在壓縮沖程中的最大線速度，即閥打開速度，計算活塞中的通孔面積。 2.2雙筒減震器的外特性與設(shè)計的原則 2.2.1 汽車懸架與減震器的匹配與減震器的放置 選用麥弗遜式懸架，結(jié)構(gòu)如圖2.1。 特點(diǎn)：傾斜中心高度高；結(jié)構(gòu)簡單緊湊，占用空間小，廣泛應(yīng)用于汽車上。 圖2.1 懸架的結(jié)構(gòu)圖 2.2.2雙筒式液壓減震器的外特性 減震器設(shè)計包含兩個要求：第一，外部特性一定滿足車輛懸架性能要求；第二，需要有穩(wěn)定持久的工作質(zhì)量。如圖2.2所示。 a) b) 圖2.2減震器特性 a) 阻力—位移特性 b)阻力—速度特性 2.2.3雙筒式減震器的外特性設(shè)計原則 根據(jù)車身振動設(shè)計，而車體振動主要由車軸振動決定，車軸振動和車輪阻尼相關(guān)。增大相對阻尼系數(shù)能夠減小車輪動載。與此同時，車身加速度也會隨之增大。因此，在劇烈工況下，減震器反而增大了車身振動，導(dǎo)致舒適性變差。 由此可得，外部特性的設(shè)計應(yīng)具有兩個基本含義：第一，外部特性和懸架振動特性相匹配；第二，在復(fù)雜的工作狀態(tài)下，這種自適應(yīng)外部特性可以被穩(wěn)定地保持。減震器在復(fù)雜工況下保持外部特性的穩(wěn)定性是評價懸架減震器減振效率和質(zhì)量優(yōu)劣的決定性標(biāo)志。 2.3雙筒液壓式減震器的參數(shù)與尺寸確定 2.3.1 雙筒式減震器相對阻尼系數(shù)的確定 首先確定其簧上質(zhì)量，本文設(shè)計對象是設(shè)計城市用小型車輛的減震器，參照哈飛民意微型車參數(shù)。如表2.1。 表2.1 哈飛民意技術(shù)參數(shù) 車型 哈飛民意1.0L 長×寬×高（mm） 4481×1746×1526 軸距（mm） 2470 輪距 前/后（mm） 1300/1310 最小離地間隙（mm） 155 最小轉(zhuǎn)彎直徑（m） 4.75 油箱容積（L） 36 整備質(zhì)量（kg） 1000 滿載質(zhì)量（kg） 1560 最大功率（PS(kW)/rpm） 106(78)5750 最大扭矩（N·m/rpm） 142/4000 排量（cm3） 970 壓縮比 10 懸架 前：麥克弗遜式獨(dú)立懸架，帶三角型下橫臂及橫向穩(wěn)定桿 轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 齒輪齒條式，可變助力轉(zhuǎn)向 制動系統(tǒng) 四輪盤式制動（前輪采用通風(fēng)盤） 最高車速（km/h） 100 （1）懸架靜撓度計算 滿載靜止時懸架上載荷與這個瞬間剛度c的比值被稱為懸靜撓度，即 fc=fwc (2.1) 車體固有頻率(偏移頻率)由下式計算得： n=12πcm (2.2) 式中： c——汽車前懸架剛度，N/mm； m——汽車前懸架簧上質(zhì)量，kg； n——汽車前懸架偏頻，Hz 而汽車懸架的靜撓度可用下式表示： fc=mgc (2.3) 由這兩式可得出： fc=25n2 (2.4) 根據(jù)上式計算可得： fc=188.6mm （2）相對阻尼系數(shù)ψ 當(dāng)汽車懸架存在阻尼后，這時的振動為周期阻尼振動，懸架阻尼速度可使用相對阻尼系數(shù)來衡量。其中表達(dá)式為： Ψ=δ2cms (2.5) 式中： c —為懸架系統(tǒng)的垂直剛度； —為簧上質(zhì)量； —為阻尼系數(shù)。 一般來說，壓縮行程相對阻尼系數(shù)ψy比伸張行程相對阻尼系數(shù)ψs較小。它們之間關(guān)系為ψy=0.25~0.50ψs. 設(shè)計過程中，選擇ψy 和ψs 平均值ψ。對于無摩擦彈性元件懸架, ψs=0.25~0.35 ；而有內(nèi)摩擦彈性元件懸架，ψy 的值會取得較小。為了防止懸架碰撞車身，取ψy=0.5ψs。 取ψ=0.3，則有： ψs+0.5ψs2=0.3 計算得：伸張ψs=0.4 壓縮ψy=0.2 2.3.2 雙筒式減震器阻尼系數(shù)的確定 懸架系統(tǒng)固有振動頻率為1.00～1.45，取1.2。 確定減震器安裝角度。經(jīng)過大量試驗得出安裝角為30度最佳，如圖2.3所示。 圖2.3 安裝示意圖 根據(jù)下式： δ=2ψmswcos2α (2.6) n=12πcm=2πn (2.7) 代入數(shù)據(jù)得： w=2πn 得：　　 　 w=6.19Hz ；取α=30° 根據(jù)滿載時計算：ms=12×790-50=370kg 代入數(shù)據(jù)得減震器的阻尼系數(shù)為： δ=2×0.3×370×6.91×21.732=2042.5NS/m 2.3.3 最大卸荷力的確定 當(dāng)減震器活塞振動速度達(dá)到閾值時，為了減小傳遞到車身的沖擊力，打開卸荷閥。此時活塞的速度稱為卸荷速度，一般為0.15～0.30m/s,取0.2m/s。 拉伸行程阻尼系數(shù)已知，拉伸行程中最大卸載力為： F0=δsvx (2.8) 車體振動幅度，取±40 mm；ω為懸架振動的固有頻率。 代入求得卸載速度為： vx=0.04×6.9×0.8×cos30°=0.24m/s 符合在0.15～0.30 之間范圍要求。 根據(jù)拉伸行程最大卸荷力的公式：F0=δsvxc可計算出最大卸載力。 式中c 為沖擊載荷系數(shù)，取C=1.5；通過替換數(shù)據(jù)獲得最大卸載力F0： F0=δsvxc =2042.5×0.24×1.5 =765.3KN 2.3.4 減震器工作缸直徑D的確定 根據(jù)拉伸行程最大卸荷力計算工作缸的直徑D為： D=4F0π[p](1-λ2) (2.9) 式中： [p]工作缸最大許用壓力，取3～4MPa， 連桿直徑缸筒直徑之比，其值為0.30～0.35，取為0.3。 按式（2.9）計算： D=4F0π[p](1-λ2) =4×765.33.14×3×(1-0.52) =20.05mm 根據(jù)QC/T491-1999《汽車筒式減震器的尺寸系列及技術(shù)條件》計算，如表2.2。將工作缸直徑D修圓成直徑30mm；壁厚取2mm，材質(zhì)取20鋼。 表2.2工作缸直徑（mm） 工作缸直徑D 20 30 40 (45) 50 65 已知工作缸直徑D為30mm，根據(jù)表2.3，確定減震器復(fù)原阻力在1000至2800之間，與此同時壓縮阻力不大于1000，確定復(fù)原阻力、壓縮阻力分別為1800N、700N。 表2.3復(fù)原阻力和壓縮阻力取值（N） 工作缸直徑D（mm） 復(fù)原阻力 壓縮阻力 20 200—1200 不大于600 30 1000—2800 不大于1000 40 1600—4500 400—1800 （45） 2500—5500 600—2000 50 4000—7000 700—2800 65 5000—10000 1000—3600 2.3.5減震器工作行程確定 根據(jù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)實際工作最大行程確定液壓缸工作行程長度，標(biāo)準(zhǔn)值參照表2.4和表2.5選擇，活塞行程選擇為180㎜。 表2.4減震器的設(shè)計尺寸標(biāo)準(zhǔn)（㎜） 工作缸 直徑D 基長 貯液筒最大外徑 防塵罩最大外徑 壓縮到底長度 允差 最大拉伸長度 允差 (HH型) (CG型) (HG型) (GH型) 20 90 70 80 34 40 +3 負(fù)值不限 +4 負(fù)值不限 正值不限 -3 正值不限 -4 30 120 86 103 48 56 40 160 120 140 65 75 （45） 70 80 50 190 120 155 80 90 65 210 130 170 90 102 注：1、基長為設(shè)計尺寸，其值為。 2、為行程。 3、壓縮到底長度。 4、最大拉伸長度。 2.3.6 液壓缸壁厚、缸蓋、活塞桿和最小導(dǎo)向長度計算 1、液壓缸壁厚計算 壁厚按材料力學(xué)薄壁圓筒公式計算。 公式如下： δ≥PyD2{σ} (2.10) 式中： —實驗壓力，為最大工作壓力（1.25～1.5）倍； —液壓缸壁厚； —液壓缸內(nèi)徑： —缸筒材料許用應(yīng)力。鑄鐵許用應(yīng)力：在100MPa和110MPa之間。 得： δ≥PyD2{σ}=1.5×3×106×302×100×106=0.675 表2.5減震器活塞行程（㎜） 工作缸直徑D 活 塞 行 程 S 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 240 20 － － － － － － － － － － － 30 － － － － － － － － － － － － － － 40 － － － － － － － － － － － － （45） － － － － － － － － － － 50 － － － － － － － － 65 － － － － － － 圓筒內(nèi)徑確定后，壁厚由強(qiáng)度條件確定。然后確定缸筒外徑D1。 設(shè)計中選用的筒體壁厚2㎜，內(nèi)徑D是30㎜。 δD=230=0.066 由于比值小于0.1，所以按材料力學(xué)薄壁圓筒公式計算薄壁圓筒壁厚： δ≥pD2[σ] (2.11) 式中： p—液壓缸的最大工作壓力； —缸筒材料的抗拉強(qiáng)度極限； n—安全系數(shù)，一般取n=5； —活塞桿材料的許用應(yīng)力， σ=σb/n。 選擇工作壓力為3MPa，已知內(nèi)徑D為30mm。查閱GB699—88選取=376MPa。 ==75.2 δ≥pD2σ=3×302σ=0.6 設(shè)計壁厚是2㎜，符合強(qiáng)度要求。 2、液壓缸的穩(wěn)定性驗算 液壓缸穩(wěn)定條件如下： F≤FKnK (2.12) 式中： —液壓缸最大推力； —液壓缸的穩(wěn)定臨界力； —穩(wěn)定性安全系數(shù)，一般取=2～4。 由于當(dāng)時需要進(jìn)行穩(wěn)定性的校核，根據(jù)長度的折算系數(shù)得 故需要對液壓缸進(jìn)行穩(wěn)定性驗算，由式（2.13）與式（2.14）可知： (2.13) 0.25 (2.14) 得 表2.6穩(wěn)定校核相關(guān)系數(shù) 材 料 a b λ1 λ2 鋼（Q235） 3100 11.40 105 61 鋼（Q275） 4600 36.17 100 60 硅 鋼 5890 38.17 100 60 鑄 鐵 7700 120 80 — 由下式計算： (2.15) = =2.2×N (2.16) 經(jīng)過校核，液壓缸穩(wěn)定性符合要求。 3、缸蓋厚度的計算 根據(jù)強(qiáng)度要求，用以下式子計算有效厚度t。 無孔時： (2.17) 有孔時： (2.18) 式中： t—缸蓋有效厚度（m）； D2—缸蓋止口內(nèi)徑（m）； d0—缸蓋孔的直徑（m）； 材料許用應(yīng)力； ------實驗壓力 活塞桿直徑D=20 mm，儲液缸最大外徑為48 mm，筒壁厚去除3mm，得 得 4、活塞桿的計算 活塞桿采用如35、40、45、40Cr等材料，其硬度為HRC 18 ~ HRC 32。設(shè)計中采用45鋼，HRC 18硬度。 活塞行程S為200 mm，桿長應(yīng)大于行程長度，初步確定活塞桿長度為208.5 mm. 5、活塞桿強(qiáng)度校核 已知復(fù)原阻力、壓縮阻力分別為1800N、700N。 在確定活塞桿直徑之后，必須滿足液壓缸穩(wěn)定性和強(qiáng)度要求。 液壓缸穩(wěn)定性驗算 按照材料力學(xué)的理論，其穩(wěn)定條件為 (2.19) 式中： —液壓缸最大推力； —液壓缸的穩(wěn)定臨界力； —穩(wěn)定性安全系數(shù)，一般取=2～4 當(dāng)l/d比值大于10，需要進(jìn)行穩(wěn)定性的校核，根據(jù)長度的折算系數(shù)得 =0.7×260/r (2.20) (2.21) 由歐拉公式計算 符合要求。 (2.22) 桿材料許用應(yīng)力，材料屈服強(qiáng)度，安全系數(shù)n在1.4和2之間，隨著系數(shù)越高，安全性越好，n取2。 故，符合要求。 6、對壓桿穩(wěn)定性進(jìn)行校核 桿長徑比，當(dāng)桿兩端承受壓力時，需對壓桿穩(wěn)定性校核。 由上式可知： 由于這是中長壓桿，故采用直線公式計算臨界力。 (2.23) 穩(wěn)定性條件可表示為： (2.24) 式中： —工作應(yīng)力； —穩(wěn)定許用應(yīng)力。 在工程中，穩(wěn)定所需的應(yīng)力通常表示為強(qiáng)度容許應(yīng)力與小于1的系數(shù)的乘積，即 (2.25) 式中：—折減系數(shù)。 查閱機(jī)械設(shè)計手冊得，根據(jù)表2.7可知桿折減系數(shù)。 表2.7 壓桿的折減系數(shù) 柔度 值 Q235鋼 16錳鋼 鑄鐵 木材 0 1.000 1.000 1.00 1.00 10 0.995 0.993 0.97 0.99 20 0.981 0.973 0.91 0.97 30 0.958 0.940 0.81 0.93 40 0.927 0.895 0.69 0.87 得出 (2.26) 壓桿的穩(wěn)定條件為 (2.27) 由式（2.24）和式（2.26）知壓桿符合穩(wěn)定條件。 7、最小導(dǎo)向長度的確定 最小導(dǎo)向長度指桿完全伸張時，活塞承載面中點(diǎn)到導(dǎo)向套滑動面中點(diǎn)的距離。最小導(dǎo)向長度H由公式（2.25）計算得： (2.28) 式中： L—液壓缸的最大行程； D—缸筒內(nèi)徑。 2.3.7 液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1、 缸體與缸蓋的連接形式 主要連接形式有法蘭連接、螺紋連接、內(nèi)半環(huán)連接以及外半環(huán)連接。設(shè)計選用螺紋連接。主要原因如下：易于加工與拆卸；結(jié)構(gòu)簡單，成本低；強(qiáng)度較高且能承受高壓。 2、活塞桿同活塞連接形式 過盈配合，不需要其它特殊連接結(jié)構(gòu)。 3、導(dǎo)向件結(jié)構(gòu) 導(dǎo)向件結(jié)構(gòu)包括活塞桿、導(dǎo)向套、端蓋以及密封防塵鎖緊裝置等結(jié)構(gòu)。設(shè)計中采用上密封蓋實現(xiàn)導(dǎo)向。 4、密封圈選用 根據(jù)不同密封部位、溫度、壓力和運(yùn)動速度范圍，選擇不同類型的活塞和活塞桿處密封圈。設(shè)計中采用O形密封圈，具體尺寸按相關(guān)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)選擇。 5、液壓缸主要部件的材料和技術(shù)要求 ( 1 )缸體采用45鋼，調(diào)質(zhì)HRC 28 - 33，與端蓋之間通過螺紋連接，其表面法蘭處理。 ( 2 )活塞采用40Cr，調(diào)質(zhì)HRC 28 - 35，淬火上下兩側(cè)HRC 40 - 45，當(dāng)活塞用橡膠密封圈密封時，配合f7 ~ f9。 ( 3 )活塞桿采用40Cr，調(diào)質(zhì)HRC 28 - 33，整個表面氮化，深度為0.4 ~ 0.75；利用磁探傷防裂紋；活塞桿與活塞采用H7/t6配合。 ( 4 )缸蓋采用45鋼；表面陽極氧化處理。 ( 5 )浮動活塞采用45鋼；熱處理后硬度達(dá)到HRC 28 - 33；法蘭連接。 2.3.8活塞、閥系尺寸計算 1、活塞尺寸計算 活塞寬度，取B=19mm。導(dǎo)向套滑動面長度A，D小于80mm，取，D大于80mm時，取，因此取A=1.0D，A=30mm符合設(shè)計要求，活塞內(nèi)徑為6mm。 2、閥系計算 由于活塞上閥系均為單向閥，單向閥的主要性能要求是液體向前流動時壓力損失小。反向切斷時密封性能好，動作靈敏，工作時無沖擊噪音。本設(shè)計采用直通式單向閥。 (1) 閥孔結(jié)構(gòu)的設(shè)計 當(dāng)進(jìn)、出油口前后壓差較大，閥口流量過大時，出油口流場局部壓力可能低于油中溶解空氣的分離壓力，使油中溶解的空氣分離或局部壓力低于油的飽和蒸氣壓，使油汽化。這兩種情況都會導(dǎo)致油中出現(xiàn)氣泡，從而使油的質(zhì)量惡化。同時，當(dāng)液體流向更高的壓力時，這些氣泡將瞬間破裂，這將產(chǎn)生噪音。這種噪聲稱為空化噪聲。為了改善這種情況，在工藝過程中主要對閥孔結(jié)構(gòu)進(jìn)行了改進(jìn)，液壓油的壓力逐漸降低并逐漸衰減。因此，在設(shè)計時，進(jìn)、出油口的尺寸略大于閥孔的內(nèi)徑，油孔的直徑與內(nèi)徑相差一定量，形成階梯形，減小各級工作壓差。 (2) 閥孔尺寸計算 首先計算壓力閥孔的尺寸，取6個壓力閥孔均勻分布。進(jìn)、出油口直徑D應(yīng)符合下列公式： (2.29) 式中：—閥的公稱流量； —進(jìn)、出油口的許用流速，一般取=6m/s。 活塞速度一般是0.15 ~ 0.3m / S，取0.3m / S.. 由于活塞上的孔均勻分布有6個孔，每個孔的直徑為d，孔的總面積應(yīng)等于進(jìn)油孔和出油孔的面積。 πD22=6×π×d22 d=D6 由于故d=D6≥6=2.4mm 將d圓整為2mm。 孔的長度一般根據(jù)經(jīng)驗公式（2.28）來確定 (2.30) 取。 單向閥孔尺寸略大于壓力閥，計算方法相似。結(jié)果表明，單向閥的直徑為3 mm，孔長為3 mm。 閥板在減震器中起到攔截作用，使活塞或底閥兩端的油腔建立高壓疏通油，產(chǎn)生節(jié)流壓差，形成阻尼力。要求閥板平直度為0.02，兩端平行度為0.01 ~ 0.02，維氏硬度HV 486 ~ HV 600，彈性極限較高。閥板材料通常由鋼帶材料制成，例如65mn、60s I2 Mn和5crm NMO，它們通過精密沖壓生產(chǎn)。然后進(jìn)行成型熱定形工藝。一般加熱至380℃±10℃，保溫1小時即可凝固。過高的溫度和過長的時間會導(dǎo)致硬度下降。 2.3.9 密封元件和工作油液的確定 1、密封元件 隨著氣候、車輛行駛狀態(tài)和地理環(huán)境特征的變化，自然界中的泥漿和水不斷接觸減震器的密封部分。一方面，接觸結(jié)果侵蝕和磨損減震器密封部分的外露表面；另一方面，在一定條件下，它會穿過密封部分進(jìn)入減震器，使減震器的性能變差，降低減震器的使用壽命。當(dāng)油封唇口半徑小于0.2 mm時，油封失去潤滑油膜，活塞桿與油封之間的摩擦加劇。摩擦過大會使油封迅速失去抗泥水作用。因此，0.2 mm是油封唇口半徑的最佳值。 表2.8密封元件的尺寸 項目 尺寸（mm） d1 8 10 12 18 20 22 25 26 d2max 6.6 8.4 10.2 15.8 17.7 19.6 22.5 23.4 2、油液的選取 根據(jù)GB 7631.2 - 87，選用L - HFC型液壓油。該產(chǎn)品通常是含有乙二醇或其它聚合物的水溶液，具有良好的低溫性能、粘度和溫度性能以及對橡膠的適用性。耐燃性好，常用于低壓、中壓系統(tǒng)，對溫度適應(yīng)性好，使用溫度為- 20 - 50℃，適用于我國大部分地區(qū)的氣溫。 2.4 本章小結(jié) 列出了在減震器設(shè)計中需要的設(shè)計參數(shù)，通過查閱資料確定外特性設(shè)計原則，介紹了各種參數(shù)的選擇方法、過程中所需要的公式和重要參數(shù)的確定。重點(diǎn)介紹了缸體、活塞桿、活塞、和、閥體的結(jié)構(gòu)設(shè)計和尺寸計算。  第3章雙筒液壓減震器的三維造型 3.1 使用SolidWorks繪制主要零件 以下為減震器各主要零件： 3.1.1工作缸的三維造型 使用旋轉(zhuǎn)指令繪制工作缸，繪制草圖，選取旋轉(zhuǎn)軸，點(diǎn)擊旋轉(zhuǎn)指令，給定深度，360.0度，如圖3.1所示： 圖3.1 旋轉(zhuǎn)指令 生成工作缸實體圖3.2。 圖3.2工作缸三維圖 3.1.2活塞的三維造型 使用旋轉(zhuǎn)、拉伸、旋轉(zhuǎn)切除實現(xiàn)活塞整體建模，建立基準(zhǔn)面打直徑為2.0mm的直徑孔3個，再倒角命令繪制活塞，如圖3.3所示。 圖3.3 活塞指令表 生成活塞實體模型如圖3.4。 圖3.4草繪實體圖 3.1.3活塞桿的三維造型 在基準(zhǔn)面在繪制草圖，然后確定中心軸，使用旋轉(zhuǎn)指令360度旋轉(zhuǎn)繪制活塞桿，如圖3.5。 圖3.5活塞桿草繪 活塞桿實體如圖3.6。 圖3.6活塞桿 3.1.4活塞閥的三維造型 使用凸臺拉伸、拉伸切除、打孔、陣列命令繪制活塞閥，如圖3.7。 圖3.7 活塞閥 其中直徑孔陣列屬性為直徑1.60mm，以閥體中心軸為陣列基準(zhǔn)軸，每個間隔60度，6個發(fā)布在360度上，如圖3.8。 圖3.8孔陣列 3.2 雙筒液壓減震器的裝配體和爆炸圖 各部件的三維實體模型完成后，首先根據(jù)裝配圖的要求，設(shè)置各部件之間的約束和配合方式，分別完成閥系總成、活塞桿總成和儲油缸總成的裝配。 裝配過程中使用的主要約束有 "配對 "、 "對齊 "、 "相切 "、 "中心 "和 "垂直 "等?；钊麠U總成裝配順序為：把活塞桿當(dāng)為中心的基本部件，閥系、環(huán)形吊耳、支座、密封件、工作缸和儲油缸通過"配對”和"對準(zhǔn)”約束依次裝配。儲油缸總成始終是壓縮閥和補(bǔ)償閥總成的基本組成部分，環(huán)形吊耳、密封件、支座、工作油缸和儲油缸的總成依次通過"配對”、"對齊”和"垂直”約束進(jìn)行。然后，以活塞桿組件為基本部件，依次在 "中心 "和 "切線 "約束下進(jìn)行儲油缸組件、密封裝置裝配。 3.2.1主要部件之間的裝配 液壓閥與活塞桿之間的裝配如圖3.9所示。 活塞桿與工作缸體之間的裝配如圖3.9所示。 圖3.9液壓閥裝配 圖3.10 活塞桿和液壓缸裝配 3.2.2總裝配圖 圖3.11減震器裝配圖 3.2.3爆炸圖 為了更好地了解減震器內(nèi)部結(jié)構(gòu)，使用爆炸圖功能，將各部分零件拆分，爆炸圖呈現(xiàn)如圖3.12。 圖3.12減震器爆炸圖 3.3 本章小結(jié) SolidWorks是一個特征化、參數(shù)化、尺寸驅(qū)動的三維設(shè)計軟件，可以繪制所需要的減震器二維草圖和三維立體圖[5]。利用SolidWorks對減震器進(jìn)行設(shè)計，過程中不斷改進(jìn)，呈現(xiàn)效果直觀。然后在SolidWorks中，將每個零件體通過裝配組成一個完整的減震器裝配體，生成爆炸圖。  第4章 雙筒液壓減震器的運(yùn)動仿真 4.1 利用SolidWorks運(yùn)動模擬減震器的運(yùn)動 4.1.1 SolidWorks Motion介紹 SolidWorks motion使用完整的運(yùn)動學(xué)建模來計算元件運(yùn)動，SolidWorks motion可用于分析模型中的力，包括彈簧、阻尼、電機(jī)和摩擦[4]。 4.1.2研究內(nèi)容 本算例主要是為了得到運(yùn)動中活塞桿的受力狀況，為了確定在運(yùn)動過程中活塞桿承受的最大載荷，對活塞桿進(jìn)行應(yīng)力分析。 4.1.3研究思路 減震器由于路面條件突變而受到外力壓縮或恢復(fù)時，減震器內(nèi)部的過程比較復(fù)雜，因此對這部分的運(yùn)動過程應(yīng)作一系列簡化處理。首先，簡化內(nèi)部結(jié)構(gòu)；對于彈簧、密封件等，由于它們的性能是固定的，一旦深入研究是復(fù)雜的，這些部件就簡化而不進(jìn)行分析。其次，改變配合關(guān)系，使活塞體與活塞桿整體相對固定，其它部分相對固定。將活塞和工作缸配合關(guān)系設(shè)置為“同心”，在運(yùn)動分析過程中選擇底閥上表面作為活塞與工作缸接觸面?；钊稀⑾虑皇覂?nèi)的液壓油視為線性彈簧。 所選成分材料為45鋼，μ= 0.05。選擇“運(yùn)動分析”，然后添加重力場，設(shè)置地心引力加速度，并將彈簧剛度設(shè)置為35N / mm 通過對減震器運(yùn)動過程的模擬分析，分別得出速度-幅值曲線，力-幅值曲線，位移-幅值曲線，加速度曲線[3]。通過對運(yùn)動過程的仿真分析，得到了相應(yīng)曲線，并對運(yùn)動信息進(jìn)行了表征。設(shè)計者往往可以通過這些曲線發(fā)現(xiàn)零件設(shè)計的缺陷，進(jìn)而優(yōu)化設(shè)計。 4.1.4仿真步驟 運(yùn)行Motion插件，生成運(yùn)動算例，選擇Motion分析。 首先，點(diǎn)擊，添加重力場，設(shè)定重力加速度g=9806.65mm/s^2,方向沿Y方向（即指向液壓缸方向），如圖4.1。 圖4.1添加重力場 將減震器上下油腔類比成剛性彈簧，點(diǎn)擊，選取活塞桿下表面和底閥上表面為彈簧兩端支撐面，在缸體和活塞桿上添加線性彈簧，彈簧剛度設(shè)為 35 N /mm，彈簧長度隨模型更改而更新，默認(rèn)彈簧直徑和圈數(shù)，如圖4.2。 圖4.2添加彈簧 由于減震器需要一個力使其上下運(yùn)動，相當(dāng)于作為它的動力源。單擊，在活塞桿頂部表面添加馬達(dá)，設(shè)定為線性馬達(dá)，根據(jù)需要修改其旋轉(zhuǎn)方向和速度等參數(shù)，設(shè)置運(yùn)動為振蕩，運(yùn)動速度為50 mm / s，頻率選取1Hz，相位為90度，如圖4.3。 圖4.3添加馬達(dá) 圖4.4位移-時間 點(diǎn)擊播放按鈕，進(jìn)行仿真動畫演示，可根據(jù)使用者需求設(shè)定單向循環(huán)或者往復(fù)循環(huán)動畫演示。 點(diǎn)擊結(jié)果和圖解，選擇對應(yīng)的四組參數(shù)，得到分析圖分別如圖4.5-8所示。 圖4.5位移幅值曲線 圖4.6速度幅值曲線 圖4.7加速度幅值曲線 圖4.8力幅值曲線 4.2 本章小結(jié) 從上面的圖中可以看出，減震器的運(yùn)動特性是正弦的，并且減震器的模擬速度可以通過改變運(yùn)動信號或振幅來改變。當(dāng)給定幅值時，改變信號的頻率可以調(diào)節(jié)仿真的最大速度。因此，通過改變負(fù)載信號的頻率或幅度，可以在各種速度下模擬減震器。  第5章雙筒液壓減震器的應(yīng)力分析和優(yōu)化設(shè)計 5.1 選取ANSYS作為應(yīng)力分析軟件 使用ANSYS軟件對減震器進(jìn)行應(yīng)力分析，主要分析活塞桿受力狀態(tài)，并通過靜態(tài)分析檢驗其在整個運(yùn)動過程中是否安全可靠?；钊麠U加載后的狀態(tài)為壓縮或膨脹?；钊麠U受拉伸時，油通過伸張閥的通孔進(jìn)入下腔。然而，在這個過程中，它將產(chǎn)生較大的阻尼力，從而減少振動和減少振動。因此，活塞桿應(yīng)根據(jù)伸張條件的強(qiáng)度要求進(jìn)行設(shè)計。 典型的ANSYS有限元分析流程分為如下3個階段[9]： （1）建立有限元模型（預(yù)處理器，Preprocessor） 建立幾何模型。 定義單元和設(shè)定材料屬性。 網(wǎng)格劃分。 （2）加載和求解（求解處理器，Solution Processor） 施加載荷和定義其他邊界條件。 求解。 （3）查看和處理結(jié)果（后處理器，Post processor） 查看分析結(jié)果。 導(dǎo)出結(jié)果數(shù)據(jù)。 判斷結(jié)果的合理性。 5.2 運(yùn)用ANSYS進(jìn)行雙筒液壓汽車減震器的應(yīng)力分析 5.2.1創(chuàng)建幾何模型 打開ANSYS17.0 Workbench，建立靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析，如圖5.1所示。 圖5.1建立靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析 雙擊打開Geometry，進(jìn)入模型建立。點(diǎn)擊，根據(jù)第三章活塞桿模型尺寸在XY平面繪制草圖，如圖5.2所示。 圖5.2 活塞桿草圖 選取桿件最長邊為旋轉(zhuǎn)軸，點(diǎn)擊旋轉(zhuǎn)指令，繪制活塞桿圖5.3。 圖5.3 活塞桿實體 5.2.2劃分網(wǎng)格 返回工作臺主單元，雙擊。進(jìn)入活塞桿編輯，點(diǎn)擊，進(jìn)行網(wǎng)格劃分，根據(jù)ANSYS應(yīng)力分析原理，網(wǎng)格劃分越密集，分析精度越高，與此同時，分析過程耗時也越久，這里默認(rèn)系統(tǒng)給定的6級劃分精度，三角形網(wǎng)格。圖5.4。 圖5.4 網(wǎng)格劃分 5.2.3施加載荷與其他邊界條件 返回工作臺主單元，雙擊，進(jìn)入活塞桿編輯，按照Load—Force進(jìn)行載荷施加。 由于活塞桿伸張時，阻尼力作用在伸張閥上表面，且閥體與活塞桿較小圓柱體過盈配合，等效于阻尼力作用在活塞桿較小圓柱曲面上，力的作用方向沿X方向，力的大小為5564N，如圖5.5所示。 圖5.5 施加力 按照Supports-Fix Support,定義邊界條件圖5.6。 圖5.6 定義邊界條件 5.2.4求解 按照Solution-Total Deformation、Direction Deformation 得到應(yīng)力、位移分析圖如圖5.7、5.8。 圖5.6 應(yīng)力分析圖 圖5.7位移分析圖 5.2.5優(yōu)化設(shè)計 分析圖5.6可知，活塞桿在運(yùn)動過程中最大應(yīng)力出現(xiàn)在活塞閥與活塞桿連結(jié)面上，最大應(yīng)力值為4.918MPa,由第三章計算所得最小許用應(yīng)力值為75.2MPa,即活塞桿應(yīng)力值最大位置的應(yīng)力值遠(yuǎn)小于最小許用應(yīng)力值，應(yīng)力分析符合設(shè)計要求。 優(yōu)化設(shè)計可從下面兩個方面開展：增大活塞桿頂部直徑、減小活塞桿頂部長度圖5.8。 圖5.8 活塞桿頂部 5.3 本章小結(jié) 利用ANSYS工作臺對拉伸狀態(tài)下的活塞桿進(jìn)行應(yīng)力分析，直觀地顯示減震器的運(yùn)動信息。當(dāng)減震器被拉伸時，活塞桿被拉伸。應(yīng)力分析圖表明，最大應(yīng)力出現(xiàn)在活塞桿頂部，可以通過增大直徑、減小長度來優(yōu)化設(shè)計，從而減小壓力。 第6章結(jié)論與展望 經(jīng)過對雙向筒式液壓減震器的運(yùn)動仿真和應(yīng)力分析，得到以下結(jié)論： 1、 雙向筒式液壓減震器具有成本較低、壽命長、能夠迅速減震的優(yōu)勢； 2、 經(jīng)過運(yùn)動學(xué)仿真，獲得了速度分布規(guī)律，其中，最大速度157mm/s；最大加速度988mm/s2；最大位移161mm； 3、 經(jīng)過應(yīng)力分析，減震器活塞桿與活塞閥連結(jié)位置應(yīng)減小最大應(yīng)力，可通過增大直徑和減小長度來優(yōu)化處理，從而實現(xiàn)提高減震器的使用壽命的目標(biāo)； 展望： 1、希望制定加工工藝、制作減震器并試驗，檢驗減震效果 2、因軟件和邊界條件設(shè)置不準(zhǔn)確，會有誤差產(chǎn)生，需要進(jìn)一步細(xì)化。  參考文獻(xiàn) [1] 陳王威,李云飛.汽車減震器的現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢[J].企業(yè)導(dǎo)報,2013,34(5)：831-834 [2] 藍(lán)鳳英,鄭瑩娜,李揚(yáng).轎車減震器示功特性與減震器性能研究[J].自動化儀表,2013,09：1049-1066. 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Journal of Applied Engineering Sciences, 2017, 7. 致 謝 感謝在我整個畢業(yè)設(shè)計過程中給予我批評指導(dǎo)與幫助的老師、同學(xué)們，尤其感謝我的指導(dǎo)老師何立女士，在畢業(yè)設(shè)計剛開題的時候就不斷的給予我細(xì)心的指導(dǎo)和鼓勵，在每次設(shè)計出現(xiàn)問題時，何立老師總是給予及時的解答，在整個設(shè)計過程中也教會了我許多其他的知識，并教會我使用了一些新興的軟件與繪圖的技巧，讓我終身受用。  附 錄 1 仿真工具，建模和識別，適用于車輛動力學(xué)背景下的汽車減震器 STEFAAN W.R. DUYM 為了模擬車輛動力學(xué)，汽車減震器的物理模型一直用多種軟件開發(fā)和實施進(jìn)行多體模擬。在本文中，阻尼器模型結(jié)構(gòu)與一些測量和估計技術(shù)一起被簡要地闡述，以僅可能從測力計測量中檢索模型參數(shù)。這些技術(shù)通常用在寶馬7系列前懸架上的減震器上。 1.引言 減震器的設(shè)計包括幾個階段，諸如強(qiáng)調(diào)幾何形狀，強(qiáng)度，耐用性和功能。功能方面主要用于減震閥調(diào)節(jié)，目前仍在進(jìn)行調(diào)整乘坐工作的手段，在乘坐工作中，幾個原型由乘坐工程師通過一系列測試軌道駕駛汽車進(jìn)行測試。然后，乘坐工程師給出他們測試的減震器的評估，并可能調(diào)整這一點(diǎn)，以獲得更好的駕乘感受來處理汽車的屬性。但是，整個調(diào)整過程顯然是更偏向主觀評估，這可能在很大程度上因人而異甚至隨時間變化。減振器調(diào)諧過程中，對乘坐工程師困難的訓(xùn)練過程是導(dǎo)致主觀因素的第二大原因。 由于這個原因，業(yè)界開始開發(fā)一個完整的CAE辦法來處理調(diào)諧問題（圖1）。這種方法可以分解成三個連續(xù)的步驟。首先，一個阻尼器模型與一組可調(diào)諧模型參數(shù)將允許獲得力、速度和位移的函數(shù)。其次，通過多體模擬的裝置，車輛行為的特點(diǎn)通過借助于從給定道路獲得的一組力和加速度輸入。最后，這些力和加速度的時間歷史通過啟發(fā)式的裝置轉(zhuǎn)換成行駛和操控的量度。 啟發(fā)式通常導(dǎo)出的信號作為量化度量的加權(quán)總和，如RMS值，波峰因素和臨界參數(shù)。該啟發(fā)式計算表示用于乘坐和/或處理一個測量值的標(biāo)量值?；趩l(fā)式，最佳的設(shè)計可以提出。這些啟發(fā)式理想地從特定的汽車公司的工程師乘坐的代表性基團(tuán)而獲得，并且可以為每個單獨(dú)的類型的汽車而變化。例如，跑車不應(yīng)該提供與旅行車相似的駕駛行為。 本文介紹了一種阻尼器模型的開發(fā)和確定預(yù)測阻尼力作為阻尼器位移和速度的函數(shù)給定的一組參數(shù)。為了直接涉及該模型的系數(shù)提供給可調(diào)諧阻尼器組件黑盒模型中，如在神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)或受力狀態(tài)圖的方法中，被放棄有利于所謂的白盒模型提供的在阻尼器物理必要的洞察力。盡管本模型是基于以前的物理模型，但要強(qiáng)調(diào)的是，模型系數(shù)分組到全球系數(shù)以這樣的方式，這些分組的方式為全局系統(tǒng)的識別提供了有效幫助。這對于大多數(shù)人來說非常重要，汽車制造商想要執(zhí)行自己的身份識別，這是受到阻礙的其他物理模型的情況下，更詳細(xì)的組件測試需要但并不總是有效的，例如流量臺測試。此外，何時只進(jìn)行測力計測量，沒有必要采取沖擊分開來達(dá)到獲得時間與金錢的目的。 這個建模是依據(jù)INVEC財團(tuán)（布里特-EURAM程序）的需求來開展的，包括在其他7個汽車制造商（菲亞特，寶馬，大眾，保時捷，戴姆勒-奔馳，標(biāo)致和雷諾），建立一個標(biāo)準(zhǔn)的阻尼器模型，以及捕獲阻尼行為，并提供最小的模型結(jié)構(gòu)和參數(shù)的緩解識別和多體模擬。與INVEC關(guān)聯(lián)，其他三個供應(yīng)商開發(fā)的其他組件如輪胎（倍耐力），襯套（金倍得）和發(fā)動機(jī)支架（科德寶）的標(biāo)準(zhǔn)模型。Monroe支持通過Matlab來實現(xiàn)模型的建立。在與MDI的關(guān)聯(lián)公司的模式已經(jīng)在ADAMS /汽車包裝過程中得以實現(xiàn)。 圖1 概述全面CAE方法來調(diào)整汽車減震器 最近也是標(biāo)準(zhǔn)模型的實現(xiàn)已經(jīng)編寫CADSI成DADS。 該模型的范圍將包括頻率之內(nèi)的所有的非線性和動態(tài)范圍高達(dá)30Hz。以上為30Hz，即噪聲的頻率范圍內(nèi)，它似乎是非常困難的，以模擬一般的方式阻尼器的行為，由于它可以是各種各樣的具體差異。由Lauwerys等給出的調(diào)查方法通過測量以及模擬裝置來解決汽車減震器相關(guān)的噪聲問題。應(yīng)