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    某輕型載貨車車架靜動態(tài)性能分析

    2021-03-29 09:40:02丁文敏
    汽車實用技術 2021年5期
    關鍵詞:陣型車架固有頻率

    丁文敏

    (江鈴汽車股份有限公司,江西 南昌 330200)

    1 引言

    汽車架是載貨車重要的承載部件,車身、懸架和發(fā)動機等均安裝在車架相應的位置,受力十分復雜,主要承受沖擊、彎曲、扭轉和整車自身重力等載荷。車架的動態(tài)特效和剛度等性能對整車的舒適性、操穩(wěn)性和可靠性具有重要影響。當車架的固有頻率與激勵頻率相同或相近時,將引起共振,從而產(chǎn)生振動和噪聲,嚴重影響車輛的舒適度。當車架剛度不足時,會引起整車的變形增大,造成駕駛室密封性差、車門開閉故障等問題,因此車架必須具有良好的靜動態(tài)性能,才能保證整車的各項性能。為了驗證某輕型載貨車車架靜動態(tài)性能的可靠性,首先采用有限元方法建立車架離散化模型,對其進行模態(tài)分析,再對其進行模態(tài)試驗,驗證其仿真精度,最后對其進行彎曲剛度和扭轉剛度分析。

    2 車架模態(tài)性能分析

    2.1 模態(tài)分析理論

    基于模態(tài)分析可以獲取車架的固有動態(tài)特性的,主要包含其固有頻率、阻尼及其振型,根據(jù)該特征去表征車架的運動過程,車架振動方程為[1,2]:

    式(1)中,M 為車架的質量矩陣;C為車架的阻尼矩陣;K為車架的剛度矩陣; 為車架的加速度矩陣; 為車架的速度矩陣;x為車架的位移向量;P(t)為激振力向量。

    2.2 建立有限元模型

    由于車架的各個零部件均為薄鈑金件,其中性面能夠準確表征其力學特性,能夠減小網(wǎng)格數(shù)量同時節(jié)省大量的計算時間,因此采用前處理Hypermesh軟件[3,4]對車架三維模型抽取中性面,刪除部分影響較小的零件和特征?;?8mm的Mixed殼單元對車架進行網(wǎng)格,螺栓連接和鉚釘連接均采用CBEAM單元模擬,焊縫連接采用RBE2單元模擬。根據(jù)車架各個零部件的材料建立相應的材料牌號及其屬性,以此建立車架有限元模型如圖1所示。其中網(wǎng)格單元數(shù)為55493,網(wǎng)格節(jié)點數(shù)為59694。

    圖1 車架有限元模型

    2.3 模態(tài)分析結果

    當外界激勵頻率跟車架的頻率相同時,車架將產(chǎn)生劇烈振動,對車架會造成重大損傷甚至發(fā)生斷裂風險。為了獲取車架的動態(tài)特性,基于車架有限元模型,采用Nastran軟件[5,6]對其作無約束處理,頻率范圍為0-50Hz,以此對其進行模態(tài)性能分析。由于低階固有頻率對車架的動態(tài)響應有著重要影響,因此只提取車架前三階固有頻率及陣型。

    如表1 所示,為車架前三階固有頻率與陣型。由表1可知,車架的前三階固有頻率分別為9.5Hz、29.3Hz和36.8Hz。

    表1 車架固有頻率及陣型

    如圖2和圖3所示,分別為第一階模態(tài)陣型及其應變能。由圖2可知,車架為扭轉陣型,最大位移為5.536mm。由圖3可知,車架的最大應變能為147.5J。

    圖2 第一階模態(tài)陣型

    圖3 第一階應變能

    如圖4和圖5所示,分別為第二階模態(tài)陣型及其應變能。由圖4可知,車架為扭轉陣型,最大位移為3.905mm。由圖5可知,車架的最大應變能為14.9J。

    圖4 第二階模態(tài)陣型

    圖5 第二階應變能

    如圖6和圖7所示,分別為第三階模態(tài)陣型及其應變能。由圖6可知,車架為扭轉陣型,最大位移為5.494mm。由圖7可知,車架的最大應變能為20.3J。

    圖6 第三階模態(tài)陣型

    圖7 第三階應變能

    該輕型載貨車搭載四缸四沖程發(fā)動機,其轉速為 800r/min,通過理論公式可得發(fā)動機激勵頻率為 26.7Hz,因此該車架的前三階固有頻率均避免了與發(fā)動機激勵頻率重合,不會產(chǎn)生共振,符合動態(tài)特性要求。

    3 車架模態(tài)試驗

    為了驗證車架有限元模型的合理性和模態(tài)性能分析的準確度,將該車架通過彈性繩自由懸掛于臺架上,通過錘擊法對其進行自由模態(tài)試驗,得到其模態(tài)測試值,如表2所示。由表2可知,車架前三階固有頻率的誤差分別為2.2%、2.5%和4.0%,均屬于實際工程可接受范圍之內,因此該有限元建模及其模態(tài)分析方法具有較高的準確度,為進一步的剛度性能分析提供了可靠的基礎。

    表2 車架模態(tài)測試值與仿真值對比

    4 車架剛度性能分析

    4.1 彎曲剛度分析

    車架在車輛行駛過程中,容易受到彎曲載荷和扭轉載荷的作用。彎曲剛度是指車架抵抗彎曲變形的能力,對車架的疲勞強度性能影響比較大。為了獲取車架的彎曲剛度,基于其有限元模型,約束前后懸置支座的所有自由度,在車架左右兩側對稱區(qū)域同時垂直向下加載500N,得到其變形云圖,如圖8所示。由圖8可知,加載點處車架垂向平均位移為1.221mm,通過理論計算公式可得其彎曲剛度值為 8193.4 N/mm,該彎曲剛度值大于目標值(7000 N/mm)。

    圖8 彎曲變形圖

    如圖9所示,為車架彎曲變形曲線。由圖9可知,該車架左右兩側的彎曲變形曲線連續(xù),無明顯突變,因此能夠滿足彎曲剛度要求。

    圖9 彎曲變形曲線

    4.2 扭轉剛度分析

    扭轉剛度是指車架抵抗扭轉變形的能力,為了獲取車架的扭轉剛度,基于其有限元模型,約束后懸置支座的所有自由度,在車架前懸置左右兩側對稱區(qū)域同時垂直對向加載1000Nm,得到其變形云圖,如圖10所示。由圖10可知,車架的最大扭轉角為0.712deg,通過理論計算公式可得其扭轉剛度值為 2106.7N.mm/deg,該彎曲剛度值大于工程要求值(1500 N.mm/deg)。

    圖10 扭轉變形圖

    如圖11所示,為車架扭轉變形曲線。由圖11可知,車架左右兩側的扭轉變形曲線連續(xù),呈對稱趨勢,無明顯突變,因此符合扭轉剛度性能要求。

    圖11 扭轉變形曲線

    5 結論

    基于有限元方法建立車架網(wǎng)格模型,對其進行自由模態(tài)分析,得到其前階固有頻率分別為9.5Hz、29.3Hz和36.8Hz,處于激勵頻率范圍之外,滿足動態(tài)特性要求。對車架進行模態(tài)試驗,其測試值與仿真值基本一致。對車架進行相應的約束和加載,得到其彎曲剛度值為8193.4 N/mm,扭轉剛度值為2106.7 N.mm/deg,均符合實際工程要求,因此其靜動態(tài)性能均滿足設計要求。

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