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利用CAE方法分析某客車(chē)整車(chē)共振問(wèn)題

        為了滿(mǎn)足消費者更高層次的需求,應對日益激烈的市場(chǎng)競爭,客車(chē)乘坐舒適性越來(lái)越受到客車(chē)廠(chǎng)商的重視?蛙(chē)在行駛和怠速過(guò)程中,由路面、發(fā)動(dòng)機等激振源引人的整車(chē)振動(dòng)將會(huì )給司乘人員帶來(lái)振動(dòng)感。振動(dòng)感大小是決定司乘人員對客車(chē)乘坐舒適性評價(jià)壞與好的重要指標川。在客車(chē)結構設計時(shí),若設計人員未充分考慮到整車(chē)的動(dòng)態(tài)性能,很可能在運行時(shí),客車(chē)在各種激勵源的激勵下出現整車(chē)共振的現象,這樣會(huì )給司乘人員很強烈的振動(dòng)感,嚴重影響客車(chē)乘坐舒適性,最終對車(chē)輛的銷(xiāo)售產(chǎn)生巨大的影響。

        分析客車(chē)的動(dòng)態(tài)性能通?刹捎迷囼災B(tài)法、有限元模態(tài)法和綜合法川。由于大型豪華客車(chē)體積龐大,使得試驗法和綜合法受到了試驗條件和實(shí)驗成本的限制而不易進(jìn)行;隨著(zhù)計算機輔助工程技術(shù)(CAE)的發(fā)展和日益成熟,用基于有限元方法的CAE技術(shù)來(lái)分析客車(chē)的動(dòng)態(tài)性能已成為解決工程問(wèn)題的重要手段。

        某客車(chē)在怠速時(shí)出現較嚴重的整車(chē)共振現象,車(chē)體抖動(dòng)劇烈,乘客感覺(jué)不適,廠(chǎng)家甚至對車(chē)體強度存在擔憂(yōu)。在這種情況下,應要求我們利用CAE方法對該客車(chē)進(jìn)行了結構動(dòng)態(tài)性能的分析和研究。

        1客車(chē)整車(chē)的幾何建模
        客車(chē)整車(chē)主要承重結構包括兩大部分:車(chē)身和車(chē)架。
        對于車(chē)身部分,其結構主要由骨架、蒙皮、內飾、加強板、預埋板以及一些特定功能件等組成,由于車(chē)身的動(dòng)態(tài)性能主要由車(chē)身骨架決定,而一些加強板對特定區域的剛度也有較大影響,所以建立的車(chē)身模型中只考慮了車(chē)身骨架和加強板結構,對于其它附屬件,忽略其影響?紤]到車(chē)身骨架全部是由桿件焊接而成,而且加強板結構也都較規則,因此,對于車(chē)身部分,采取空間三維梁?jiǎn)卧挠邢拊7绞,在幾何模型中,骨架和加強板結構用線(xiàn)模型來(lái)建立。此部分建?芍苯釉谟邢拊治鲕浖袑(shí)現,如圖1。

        對客車(chē)車(chē)架幾何建模也進(jìn)行了適當的簡(jiǎn)化,例如用直角代替小倒角,略去車(chē)架上承載以外的附屬件,如油箱固定件,備胎懸梁,消聲器固定件,風(fēng)扇水箱支撐件等。車(chē)架的幾何模型在三維設計軟件中用實(shí)體建立,如圖2。

        2客車(chē)整車(chē)的有限元建模
        2.1有限元單元的選取
        車(chē)身骨架選用Beam188單元。Beam188為結構分析用的三維梁?jiǎn)卧,它有兩個(gè)節點(diǎn),能對它賦截面形狀,可以有效地模擬各種截面梁結構的力學(xué)特性。車(chē)身結構中的加強板,也用Beam188單元來(lái)等效模擬。車(chē)架結構選用solid92單元。solid92單元為結構分析用的10節點(diǎn)四面體單元,用它來(lái)劃分車(chē)架模型,在有限元分析中可以獲得較高的精度。由于車(chē)架在整車(chē)結構中,對客車(chē)整車(chē)動(dòng)態(tài)性能影響最為突出,所以采用較高精度的單元對它進(jìn)行模擬
是十分有必要的。

        2.2有限元網(wǎng)格的劃分
        有限元網(wǎng)格劃分的好壞直接影響著(zhù)有限元模型計算精度和計算時(shí)間,網(wǎng)格劃分越細則模型計算精度越高,計算引人的模態(tài)分析誤差也就越小,但同時(shí)耗費的計算時(shí)間也就越多,甚至可能會(huì )出現由于單元數過(guò)多,計算無(wú)法完成的情況。為了在保證計算精度的前提下,盡量縮短計算時(shí)間,使計算順利進(jìn)行,車(chē)身骨架和車(chē)架分別采用20mm和30mm大小的單元進(jìn)行均勻網(wǎng)格劃分。

        2.3車(chē)架與車(chē)身的連接
        客車(chē)車(chē)架和車(chē)身部分是焊接在一起的,在分別建好車(chē)身和車(chē)架幾何模型、劃分好網(wǎng)格后,需要通過(guò)一定的方式模擬焊點(diǎn),從而把車(chē)身與車(chē)架連接起來(lái)。在此采用的是剛性連接的方式來(lái)模擬焊點(diǎn),即在需連接的部分生成剛性區域。焊接剛性化的方法在整車(chē)有限元建模的其他地方也有應用,例如把平行焊接梁當成截面相當的一根梁來(lái)處理、中心線(xiàn)偏離較遠的兩根交錯焊接梁采用剛性連接等。實(shí)際對比分析和國內外文獻表明,此焊點(diǎn)等效方法在進(jìn)行整車(chē)模態(tài)分析時(shí)是可行的圈。

        3計算結果及對結果的分析
        在建立了整車(chē)有限元模型后,采用BlockLanc-205法對模型進(jìn)行模態(tài)分析求解。求解完畢得到1—50Hz范圍內的模態(tài),觀(guān)察各階振型彩斑圖中車(chē)身地板骨架的位移大小。地板骨架位移大,變化劇烈說(shuō)明該階模態(tài)對乘坐振動(dòng)感影響程度大,乘客能明顯地感覺(jué)到整車(chē)共振,反之則無(wú)強烈振動(dòng)感。部分分析結果如表1。

        對比分析后發(fā)現固有頻率為10.53Hz的第1階模態(tài)和固有頻率為22.25Hz的第4階模態(tài),對乘坐振動(dòng)感影響程度是非常嚴重的,振型如圖3、4。



        第2、3、5階模態(tài)也是整車(chē)振動(dòng)模態(tài),但是這些模態(tài)被激發(fā)時(shí)產(chǎn)生的車(chē)身底板骨架振動(dòng)相對第l、4階來(lái)說(shuō)要小,給乘員的振動(dòng)感相對要小些,其中2、3階振型如圖5、6。


        4分析結果與實(shí)際情況對比分析
        模態(tài)分析結果顯示,客車(chē)在激振頻率為10.53H2和22.25Hz時(shí)將發(fā)生對乘坐振動(dòng)感影響最為嚴重的整車(chē)共振現象。而在實(shí)際測試中,客車(chē)發(fā)動(dòng)機轉速為661.8r/min(怠速)和1320r/min(定置調整發(fā)動(dòng)機轉速)時(shí),乘員感受到最為強烈的整車(chē)共振,此時(shí)對應的發(fā)動(dòng)機轉動(dòng)頻率分別為n.03Hz和22Hz。在發(fā)動(dòng)機轉速為661.sr/min的怠速狀態(tài)下,可能是整車(chē)第1階模態(tài)被發(fā)動(dòng)機的1次(11.03Hz)激振力或力矩所激發(fā)從而引起整車(chē)共振,也可能是整車(chē)的第4階模態(tài)由發(fā)動(dòng)機的2次(22.o6HZ)激振力或力矩激發(fā)從而引起整車(chē)共振,或者是兩者的組合。而在客車(chē)定置并將發(fā)動(dòng)機轉速調到1320r/min的狀態(tài)下,整車(chē)共振可能是發(fā)動(dòng)機l次(22Hz)激振力或力矩將整車(chē)第4階模態(tài)激發(fā)出來(lái)導致的。因此可以判斷,發(fā)動(dòng)機工作時(shí)的振動(dòng)將整車(chē)第l階和第4階模態(tài)激發(fā)出來(lái),從而引起劇烈的整車(chē)共振。

        本客車(chē)采用的是4缸4沖程的發(fā)動(dòng)機,該型發(fā)動(dòng)機的主要振源有三類(lèi):(l)曲軸、飛輪旋轉部件不平衡質(zhì)量產(chǎn)生的離心力和力矩;(2)活塞及連桿做往復運動(dòng)引入的慣性力;(3)由氣體壓力和往復慣性力產(chǎn)生的翻倒扭矩。從頻率上看,第一類(lèi)振源的激振頻率為一次諧波的頻率,即與轉頻相等,第二類(lèi)和第三類(lèi)振源主要在二次諧波上對發(fā)動(dòng)機產(chǎn)生激振,激振頻率為轉頻的2倍。從激振效果上看,旋轉部件不平衡質(zhì)量引人的離心力可使發(fā)動(dòng)機產(chǎn)生橫向和豎向振動(dòng),引人的慣性力矩可使發(fā)動(dòng)機產(chǎn)生繞縱向的偏轉振動(dòng);往復運動(dòng)引人的慣性力可使發(fā)動(dòng)機產(chǎn)生豎向的振動(dòng);翻倒扭矩使發(fā)動(dòng)機產(chǎn)生繞縱向的偏轉振動(dòng)。察看這兩階模態(tài)的振型,第1階模態(tài)為整車(chē)繞車(chē)架縱軸偏轉,第4階模態(tài)為整車(chē)繞車(chē)豎直方向中心軸彎曲,由此可以推斷,第1階模態(tài)只可能為發(fā)動(dòng)機旋轉件質(zhì)量不平衡引入的慣性力矩所激發(fā),而第4階模態(tài)為發(fā)動(dòng)機轉件質(zhì)量不平衡引入的慣性力所激發(fā)。

        經(jīng)過(guò)CAE分析和與實(shí)際情況對比,可以斷定,發(fā)動(dòng)機曲軸、飛輪等旋轉件不平衡質(zhì)量引起的發(fā)動(dòng)機振動(dòng)是導致客車(chē)怠速時(shí)出現整車(chē)共振的原因。

        根據分析結果,對怠速時(shí)整車(chē)共振問(wèn)題的治理提出如下建議:
        (l)改變客車(chē)怠速轉速,將其提高到800r/min,使怠速時(shí)發(fā)動(dòng)機的1次激振頻率偏離整車(chē)結構1階固有頻率。
        (2)更換減振墊,提高減振墊的低頻隔振效率,降低發(fā)動(dòng)機1次激勵對整車(chē)結構影響。

        5結語(yǔ)
        通過(guò)三維建模軟件和有限元分析軟件建立了整車(chē)結構的有限元模型,對整車(chē)進(jìn)行了模態(tài)分析。模態(tài)分析結果與整車(chē)實(shí)際共振情況穩合,通過(guò)對計算結果的進(jìn)一步分析,我們找出了發(fā)生整車(chē)共振的模態(tài)振型,進(jìn)而對產(chǎn)生共振的原因進(jìn)行了推斷,為解決怠速時(shí)整車(chē)共振問(wèn)題,提高乘坐舒適性提供了依據。

轉自:互聯(lián)網(wǎng)

 
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