振动疲劳试验与CAE分析(动态播放)
利用ANSYS随机振动分析功能实现随机疲劳分析.
利用ANSYS随机振动分析功能实现随机疲劳分析 ANSYS随机振动分析功能可以获得结构随机振动响 应过程的各种统计参数（如：均值、均方根和平均频率等），根据各种随机疲劳寿命预测理论就可以成功地预测结构 的随机疲劳寿命。本文介绍了ANSYS随机振动分析功能，以及利用该功能，按照Steinberg提出的基于高斯分布和Miner线性累计损伤定律的三区间法进行ANSYS随机疲劳计算的具体过程。 １．随机疲劳现象普遍存在 在工程应用中，汽车、飞行器、船舶以及其它各种机械或零部件，大多是在随机载荷作用下工作，当它们承受的应力水平较高，工作达到一定时间后，经常会突然发生随机疲劳破坏，往往造成灾难性的后果。因此，预测结构或零部件的随机疲劳寿命是非常有必要的。 2．ANSYS随机振动分析功能介绍 ANSYS随机振动分析功能十分强大，主要表现在以下方面： 1.具有位移、速度、加速度、力和压力等PSD类型； 2.能够考虑a阻尼、 阻尼、恒定阻尼比和频率相关阻 尼比；
3.能够定义基础和节点PSD激励； 4.能够考虑多个PSD激励之间的相关程度：共谱值、二 次谱值、空间关系和波传播关系等； 5.能够得到位移、应力、应变和力的三种结果数据： 1σ 位移解，1σ速度解和1σ加速度解； 3．利用ANSYS随机振动分析功能进行疲劳分析的一般原 理 在工程界，疲劳计算广泛采用名义应力法，即以S-N 曲线为依据进行寿命估算的方法，可以直接得到总寿命。下面围绕该方法举例说明ANSYS随机疲劳分析的一般原理。 当应力历程是随机过程时，疲劳计算相对比较复杂。但已经有许多种分析方法，这里仅介绍一种比较简单的方法，即Steinberg提出的基于高斯分布和Miner线性累计损伤定律的三区间法（应力区间如图1所示）： 应力区间 发生的时 间 -1σ ~+1σ68.3%的时间 -2σ ~+2σ27.1%的时间
汽车振动分析试题1
2008年振动力学期末考试试题 第一题（20分） 1、在图示振动系统中，已知：重物C 的质量m 1，匀质杆AB 的质量m 2，长为L ，匀质轮O 的质量m 3，弹簧的刚度系数k 。当AB 杆处于水平时为系统的静平衡位置。试采用能量法求系统微振时的固有频率。 解： 系统可以简化成单自由度振动系统，以重物C 的位移y 作为系统的广义坐标，在静平衡位置时 y ＝0，此时系统的势能为零。 AB 转角：L y /=? 系统动能： m 1动能：2 1121y m T = m 2动能：2222222 22 222)3 1(21))(31(21)31(2121y m L y L m L m J T ====? ω m 3动能：2322 323 33)2 1(21))(21(212 1y m R y R m J T === ω 系统势能： 2 21)21(21)21( y k y g m gy m V + +-= 在理想约束的情况下，系统的主动力为有势力，则系统的机械能守恒，因而有： E y k gy m gy m y m m m V T =+ +-++= +2 212 321) 2 1(2 12 1)2 13 1(2 1 上式求导，得系统的微分方程为： E y m m m k y '=+ + +) 2 131(4321 固有频率和周期为： ) 2 131(43210m m m k + + = ω 2、质量为m 1的匀质圆盘置于粗糙水平面上，轮缘上绕有不可伸长的细绳并通过定滑轮A 连在质量为m 2的物块B 上；轮心C 与刚度系数为k 的水平弹簧相连；不计滑轮A ，绳及弹簧的质量，系统自弹簧原长位置静止释放。试采用能量法求系统的固有频率。 解：系统可以简化成单自由度振动系统，以重物B 的位移x 作为系统的广义坐标，在静平衡位置时 x ＝0，此时系统的势能为零。 物体B 动能：2 212 1x m T = 轮子与地面接触点为速度瞬心，则轮心速度为x v c 2 1= ，角速度为x R 21=ω，转过的角度为x R 21= θ。轮子动能： )83(21)41)(21(21)4 1( 2 12 1212 122 21212 2 12x m x R R m x m J v m T c =+= + = ω 系统势能： x
车辆悬架振动分析
车辆悬架系统振动研究概述 关键词：振动悬架 摘要： 本文简单介绍了车辆振动的相关知识，对其做了简明的分析，由于篇幅有限故只重点介绍了与车辆悬架相关的知识。根据不同结构悬架的特点，分别介绍与其相关的振动研究内容和成果。 引言 悬架系统是提高车辆平顺性(乘座舒适性)和安全性(操纵稳定性)、减少动载荷引起零部件损坏的关键,。自70年代以来,工业发达国家开始研究基于振动主动控制的主动/半主动悬架系统。引入主动控制技术后的悬架是一类复杂的非线性机、电、液动力系统,其研究进展和开发应用与机械动力学、流体传动与控制、测控技术、计算机技术、电子技术、材料科学等多个学科的发展紧密相关。为此，关于车辆悬架系统振动的研究比较困难，但是其又具有十分重要的实际意义。一、车辆悬架系统简介 悬架系统的作用主要是连接车桥和车架,传递二者之间的作用力和力矩以及抑制并减少由于路面不平而引起的振动,保持车身和车轮之间正确的运动关系,保证汽车的行驶平顺性和操纵稳定性。 悬架系统一般由弹性元件、减振器和导向装置等组成。其中,弹性元件的作用是承受和传递垂直载荷,缓冲并抑制不平路面所引起的冲击。按弹性元件分类包括钢板弹簧悬架、螺旋弹簧悬架、扭杆弹簧悬架以及气体弹簧悬架。钢板弹簧是1根由若干片等宽但不等长的合金弹簧片组合而成的近似等强度的弹性梁,多数情况下由多片弹簧组成。多片式钢板弹簧可以同时起到缓冲、减振、导向和传力的作用,可以不装减振器而用于货车后悬架。螺旋弹簧用弹簧钢棒料卷制而成,常用于各种独立悬架。其特点是没有减振和导向功能,只能承受垂直载荷。扭杆弹簧本身是1根由弹簧钢制成的杆,一端固定在车架上,另一端固定在悬架的摆臂上。气体弹簧是在1个密封的容器中冲入压缩气体,利用气体可压缩性实现弹簧的作用。气体弹簧具有理想的变刚度特性。气体弹簧有空气弹簧和油气弹簧2种。
弹塑性条件下的振动疲劳寿命估计
弹塑性条件下的振动疲劳寿命估计 孙炜袁杰红陈循 国防科技大学机电工程与自动化学院
弹塑性条件下的振动疲劳寿命估计The Vibration Fatigue Life Estimation under Elastic-plastic Condition 孙炜袁杰红陈循 (国防科技大学机电工程与自动化学院) 摘要：描述了当系统存在弹塑性应力应变时，工程中常用的几种疲劳寿命估计方法。这些方法都是在获得时域内的弹塑性应力应变基础上进行的。对于随机振动条件下载荷谱不易以时域形式表示的场合，这些方法难以实现。为了能在频域内估计疲劳寿命，本文提出了将塑性等效为阻尼来估计频域内的弹塑性应力应变的方法。再在此基础上利用MSC.Fatigue 中的振动疲劳模块估计疲劳寿命。 关键词：有限元阻尼系数弹塑性疲劳 Abstract: This paper summarizes some fatigue life estimation methods in engineering, when elastic-plastic stress-strain exists in the system. These methods go in time domain. And it is difficult to apply them when the load can’t be expressed in time domain easily. To estimate fatigue life in frequency domain, this paper brings forward a method that plasticity is equivalent to damp to compute the elastic-plastic stress-strain in frequency domain. Then the fatigue life can be estimated by present vibration fatigue module in MSC.Fatigue. Key words: FEM, damp coefficient, elastic-plastic, fatigue 1 引言 在作振动疲劳寿命估计时，如果仅仅是弹性动力学问题，其解决办法日臻完善。但对于弹塑性动力学问题，需要计算构件的弹塑性应力应变，然后再进行疲劳寿命估计。由于计算复杂，工程上还没有十分理想的方法。目前工程上常用的解决办法有： （1）利用弹塑性有限元进行分析 这是一种最为直接的办法，即利用弹塑性有限元进行分析。该方法要求动载荷以时域信号表示，再将载荷以增量形式逐步施加到有限元模型上，通过弹塑性有限元计算获得系统的弹塑性应力应变响应。由于是非线性计算，计算量太大，目前在工程上只能针对比较简单的模型进行计算。在得到该应力应变响应之后，即可选择合适的疲劳理论估计疲劳寿命。 （2）对弹性响应作近似修正 这是一种在工程上常用的简便方法。该方法是和裂纹萌生疲劳理论联合使用的。先在时域内计算构件的弹性应力应变响应，然后用近似修正法，如Neuber方法，将弹性响应修正
汽车振动分析作业习题与参考答案(更新)
1、 方波振动信号的谐波分析，00,02 (),2 T x t x t T x t T ? <
相位频谱图 1tan 0,1,3,5 n n n a n b φ -?? ===?????? ??? 2、 求周期性矩形脉冲波的复数形式的傅立叶级数，绘频谱图。 解： 数学表达式：
计算三要素： 傅立叶级数复数形式： 频谱图 00 00,0sin ,0,n x t n T A x n t n n n T ππ?=??=? ?≠-∞<<∞?? ()???? ?????≤≤≤≤--≤≤-=2 202222000 00 T t t t t t x t t T t x 偶函数 T x t a 0002=2sin 2010t n n x a n ωπ?=0 =n b 2 sin 22010t n n x a ib a X n n n n ωπ?==-=()2sin 1101012/2/02/2/102/2 /02/2/010********t n n x t in e e T x t in e T x dt e x T dt e t x T X t in t in t t t in t in t t t in T T n ωπωωωωωωω?=--?=-?=??=??=-------? ?T t x t n n x X n 0 0010002sin lim =?=→ωπ()∑ ∑ ∞-∞=∞-∞===n t in n t in n e n t n x e X t x 112sin 0 10ωωωπ
结构振动疲劳研究的总结报告
结构振动疲劳研究的总结报告 南京航空航天大学振动工程研究所刘文光 （一）研究现状 疲劳作为结构失效的主要形式，它是指材料、零件和构件在交变载荷作用下，在某点或某些点产生局部的永久性损伤，并在一定循环次数后形成裂纹、并使裂纹进一步扩展直到完全断裂的现象。早在19世纪中叶，随着蒸汽机的发明和铁路建设的发展，研究人员发现机车车轮结构在远小于其静强度极限载荷时发生交变应力破坏现象，由此提出并发展了不同于结构静强度破坏的结构疲劳破坏问题。由于工业、交通和国防技术的发展，结构疲劳失效问题遍布在航空、航天、能源、交通、建筑、化工等诸多领域，促使抗疲劳设计得到深入的发展和广泛的应用。另外，我们很容易发现在结构疲劳破坏问题中包含了一类重要的现象，那就是当交变载荷的频率与结构的某一阶（甚至某几阶）固有频率一致或比较接近时，结构将会发生共振，这时一定的激励将会产生更大的响应，使结构更加易于产生破坏。这类振动疲劳问题，说明结构的疲劳失效与结构的振动响应密切相关。为了揭示结构的疲劳失效与结构振动响应之间的内在规律，需要利用结构动力学的理论加以研究。 在工程实际中，结构受到外部激励总会产生不同的振动响应，因此，绝大部分结构的疲劳失效都与振动有关，实际上可以归结为振动疲劳问题。振动疲劳的研究是科学技术发展的必然要求，同时也是结构疲劳失效理论与结构动力学理论相结合的必然结果。迄今为止，很少有人系统地研究过振动疲劳问题。有关文献中即使提到振动疲劳一词，不同的学者也给出了不同的定义。文献[1]作者认为“振动疲劳是结构所受动态交变载荷(如振动、冲击、噪声载荷等)的频率分布与结构固有频率分布具有交集或相接近，从而使结构产生共振所导致的疲劳破坏现象，也可以直接说成是结构受到重复载荷作用激起结构共振所导致的疲劳破坏。所以只有结构在共振带宽内或其附近受到激励导致的共振破坏才属于振动疲劳破坏，否则都属于静态疲劳问题。”文献[2]作者认为：“当振动频率与结构模态频率相当时，即可视为振动疲劳问题；如果频率远小于结构模态频率时(频率在几或十几)，就是普通疲劳问题；当振动频率远大于结构模态频率，以至于与声波频率相当时，即可视为声疲劳进行处理。”文献[3]作者在其博士论文中也提到振动疲劳一词，它指出振动疲劳与噪声和频率有关，但没有揭示振动疲劳的内在本质。上述每一种定义，它都指出了振动疲劳与结构的固有频率、交变载荷的变化频率有关。为了进一步明确振动疲劳的含义，本文将振动疲劳定义为：“振动疲劳是指结构的疲劳破坏与结构的振动响应（包括结构固有频率、交变载荷变化频率、振动幅值、振动相位和结构的振型等模态）密切相关的失效现象，其破坏机理与静态疲劳破坏一致，它包括低频振动疲劳、共振振动疲劳和高频振动疲劳。” 上世纪60年代，S.H.Crandall[4]首先提出了振动疲劳的定义，它指出：“振动疲劳是指振动载荷作用下产生的具有不可逆且累积性的结构损伤或破坏。”这一定义对传统的疲劳理论，它并没有带来显著的改变，也没有涉及振动疲劳现象的动力学本质。之后，国内外陆续有部分学者展开了一些相关方面的研究。例如，文献[6]作者将高频振动实验方法引入非金属类桩基材料的疲劳损伤力学研究领域，对花岗岩、C30混凝土等非金属材料进行高频振动疲劳试验，描述该类材料在稳定状态下的循环应力应变特性，通过实验研究载荷幅值与振动频率对材料特性的影响，研究平均载荷与振幅比值对材料疲劳曲线的影响；文献[7]作者研究了装备中的小口径管道的振动疲劳问题；文献[8]作者利用有限元法，基于功率谱密度函数，在频域内分析了随机振动载荷作用下的疲劳破坏；文献[9]作者对国内外几十年来形成的主要的振动疲劳分析方法进行了归纳整理，为飞机设计和维修提供振动疲劳的设计与分析技术支持文献。还有很多研究人员[10~15]分别从不同的角度研究了振动疲劳问题。
飞机结构振动疲劳问题
飞机结构振动疲劳问题 摘要：本文简要阐明了飞机结构的动态即噪声和振动疲劳问题，并介绍美国军用规范关于动态疲劳的规定，对我国开展飞机结构振动疲劳问题的研究提出看法和建议． 关键词：飞机结构；动态疲劳；噪声；振动 1．飞机结构的疲劳与动态疲劳 众所周知，飞机在使用中会受到由于滑跑、突风、机动、着陆撞击以及坐舱增压等所造成的重复载荷的作用。出于这些重复载荷的作用，飞机结构的一些部位特别是局部高应力区，如局部应力集中区，有缺陷区等部位就会产生由于交变应力引起的疲劳裂纹，交变应力的继续作用，使疲劳裂纹不断扩展而导致疲劳破坏。这就是通常所说的飞机结构的疲劳。应该指出，在地面操作以及空中飞行中，飞机上的某些部位还始终处在于噪声环境之中，如推进系统噪声源包括：喷气噪声、螺旋桨噪声等，空气动力噪声源包括：边界源噪声、空腔噪声。冲击波噪声、气流分离噪声等都对飞机结构产生噪声激励，而产生振动应力，靠近噪声源的结构，这种振动应力尤其严重。对于某些典型结构，如舵面、平尾、垂尾、腹鳍以及外挂架等由于受到扰流的作用而产生随机振动激励，引起随机振动动力响应；从而在这些结构上的一些部位产生疲劳裂纹。这种由噪声、振动的激励而导致结构产生的疲劳现象可称之为动态疲劳(D ynamic Fatigue)以区别于前面的由突风、机动载荷等引起的飞机结构的疲劳现象。根据以上所述，动态疲劳又可分成两个部分：—是噪声疲劳，二是振动疲劳。 关于噪声疲劳问题，国内有关单位已经认识到其重要性，并从六五后期就开始投资研究，几年的研究已经取得进展，特别是军机结构声疲劳研究，如声疲劳试验技术研究、声疲劳计算方法研究及软件编制，歼x进气道声疲劳定寿研究都取得了一定成果，为今后进—步研究打下了坚实的基础。 对于振动疲劳国内已服役的机种中，也已经出现了这种问题。如歼x飞机的腹鳍、方向舵在飞行了一时间（如200—300飞行小时)后，经常出现裂纹，经初步分析已经确认为是由于随机扰流作用引起的振动疲劳问题．国营一二四厂也发现某机导弹挂架由于振动而发生螺栓的疲劳断裂。另外，直升机的振动疲劳也是急待解决的问题。 八五期间，振动疲劳强度的研究已列入“飞机动强度与动力环境研究”计划之内，并开始了初步研究。要搞好该研究，除现有成员团结协作以外，有关领导也应足够重视。在设备、经费等方面给以必要的支持是必不可少的． 2．美国军用规范关于动态疲劳的规定 美国海军飞机对动态疲劳强度方面的要求，反映在如下的四个规范中： MIL-A-8866B (AS) MIL-A-8868C (AS) MIL-A-8868B (AS) MIL-A-8870 MIL-A-8866B有关气动噪声和振动(Acroacoustic and Vibration)一节中指出：在飞机使用期内，对消除由于振动、气动噪声和其它振动载荷引起的骨架结构或部件的疲劳裂纹形成或分层或任何其它疲劳破坏的要求与MIL-A-8870的规定—致。 MIL-A-8867C是关于地面试验的规定，其中动态疲劳试验的要求包括三项试验： 1)声疲劳构件试验； 2)尾翼动态度劳试验； 3)动态疲劳构件发展试验。 关于后两项的规定指出：除了对机动载荷的疲劳试验以外，在大纲中应尽早地在尾翼上进行
汽车震动分析的阻尼
1、有阻尼自由振动 ... 220x p x p x +ζ+= 特征方程为 2220s ps p +ζ+= 解得特征根为 1,2s p =-ζ± 微分方程的通解为 ()()12p t p t x C e C e -ζ-ζ=+ 12()pt e C C e -ζ=+ （1）当1ζ>（即n p >）时，称为过阻尼 这是特征方程的两根1,2s p =-ζ±为不相同的负实数，微分方程的解式中两个指数均为负数，它所表示的运动是按指数规律衰减的非周期性蠕动。根据不同的初始条件，运动曲线如图所示 t x 过阻尼 t=0:0.01:100; x=10*exp(-0.02*t)-5*exp(-0.05*t); plot(t,x) hold on y1=10*exp(-0.02*t); plot(t,y1,'--') hold on y2=-5*exp(-0.05*t); plot(t,y2,'--') hold on plot(t,0,'-') xlabel('t'); ylabel('x');
title('过阻尼') （2）当1ζ=（即n p =）时，为临界阻尼 特征方程具有相等的两个实根12s s n p ==-=-，此时 12()pt x C C t e -=+ 显然，这个方程所表示的运动是非周期性的。根据不同的初始条件，可画出曲线 t x t=0:0.1:100; x=(5-0.01*t).*exp(-0.05*t);plot(t,x) hold on x=(5+0.5*t).*exp(-0.05*t);plot(t,x) x=(5+0.1*t).*exp(-0.05*t);plot(t,x) x=(5+0.3*t).*exp(-0.05*t);plot(t,x) x=(5-0.5*t).*exp(-0.05*t);plot(t,x) xlabel('t'); ylabel('x') （3）当1ζ<（即n p <）时，称为弱阻尼 此时，特征方程的根为共轭复根1,2s p =-ζ±，其中i =，又令， 'p =，'p 的实际意义为有阻尼衰减振动时的固有圆频率，它的值比p 小。从而微 分方程的解为 ()()12p t p t x C e C e -ζ+-ζ-=+ ''12()pt ip t ip t e C e C e -ζ-=+ 应用欧拉公式将上式展开为 ''(cos sin )pt x e a p t b p t -ζ=+ 式中，a 和 b 为待定系数，它们可由初始条件确定。设0t =时，0x x =，. . 0x x =，代入式
电池组随机振动疲劳分析
电池组随机振动疲劳分析 本例展示基于功率谱密度曲线（PSD）的电池组疲劳分析，即针对随机振动的疲劳寿命分析。 1 问题设定 一块电池组，尺寸为70mm x 175mm x 400mm。该电池组的两端共有6个端点，分别受到垂直于电池组平面的激励作用，且激励的加速度功率谱密度曲线（ASD）相同。 由于在随机振动基于线性动力学原理，因此电池，PC材料等采用实体建模，其他钣金采用壳单元建模，设定相关的fastener点焊单元，coupling耦合单元和tie约束，建立零件和零件之间相应的连接关系。
两端所对应的PSD谱线如下图。请注意该曲线的频率截断在200Hz处。 本案例用到的附件包括： battery_SSD.cae 提取前10阶固有模态和扫频分析 plate.psd PSD曲线 2 分析过程 一般来说，针对随机振动的疲劳分析包含两大步。第一步是在Abaqus中完成固有模态和扫频两个计算；第二步是把这两个计算结果与PSD曲线一起输入fe-safe，运行若干设置后完成疲劳分析，得到相关结果。 2.1 有限元计算 需要强调的是，在有限元计算部分，不采用随机振动分析方法，而是采用模态提取和扫频方法。
2.1.1 固有模态分析 附件中的battery_SSD.cae第一个step分析步是用于提取固有模态的Abaqus计算文件。其中的关键设置如下： a) 两端固定 b) 提取1~200HZ内的固有模态 c) 指定位移U和应力S作为场输出变量 2.1.2 扫频分析 第二个step分析步是用于扫频分析的Abaqus计算文件。 由于PSD曲线上的最高频率是200Hz，故而扫频分析的最大频率也截断在200Hz。同时，设定各阶频率对应的阻尼均为2%。 定义单位加速度的base motion激励载荷，用于扫频分析： 在输出设定上，对两个扫频分析Step，设定对广义位移GU和GPU的历程输出。
汽车振动分析期末复习题(车辆工程专业用)
1. 圆筒质量m 。质量惯性矩o J ，在平面上在弹簧k 的限制下作纯滚动，如下图所示，求 其固有频率。 2. 下图示的弹簧质量系统，两个弹簧的连接处有一激振力t P t P ωsin )(0=的作用，求质量 m 稳态响应的幅值。 3. 建立如下图所示系统的运动微分方程并求稳态响应。 )(t 2 x x m 11x k (t P 22x k
4. 如下图所示等截面悬臂梁，梁长度为L ，弹性模量为E ，横截面对中性轴的惯性矩为I ，梁材料密度为ρ。在梁的a 位置作用有集中载荷)(t F 。已知梁的初始条件为零。求解梁的响应。（假定已知第i 阶固有频率为i ω，相应的模态函数为)(x i φ，∞=~1i ） 5. 两个均匀刚性杆如图所示，具有相同长度但不同质量，使用影响系数法求系统运动方程。 t A ωsin 1=
6. 如下图所示量自由度系统。（1）求系统固有频率和模态矩阵，并画出各阶主振型图形；（2）当系统存在初始条件??????=??????0210)0()0(x x x 和?? ????=??????00)0()0(21x x 时，试采用模态叠加法求解系统响应。 7. 如下图所示等截面梁，长度为l ，弹性模量为E ，横截面对中性轴的惯性矩为I ，梁材料密度为ρ。集中质量m ，卷簧刚度1k ，直线弹簧刚度2k 。写出系统的动能和势能表达式，系统质量阵和刚度阵表达式。
8 物块M质量为m1。滑轮A与滚子B的半径相等，可看作 质量均为m2、半径均为r的匀质圆盘。斜面和弹簧的轴线均 与水平面夹角为，弹簧的刚度系数为k。又m1 g>m2 g sin滚子B作纯滚动。试用能量法求：（1）系统的微分方程；（2）系统的振动周期。 9 在右图示系统中，质量为m1、半径为R的匀质圆盘，可沿水 平面作纯滚动。质量不计的水平直杆AB用铰链A、B分别与圆 盘A、匀质直杆BC连接。杆BC长为L，质量为m2，在B连接 一刚度系数为k的水平弹簧。在图示的系统平衡位置时，弹簧 具有原长。试用能量法求：（1）系统的微振动的运动微分方程；（2）系统的微振动周期。
车辆系统振动的理论模态分析
振 动 与 冲 击 第20卷第2期 JOURNA L OF VI BRATION AND SHOCK V ol.20N o.22001 工程应用 车辆系统振动的理论模态分析 Ξ 陶泽光 李润方 林腾蛟 (重庆大学机械传动国家重点实验室,重庆 400044) 摘 要 将车体和转向架看成弹性体,采用有限元方法,建立用空间梁单元描述的具有50个自由度的车辆系统力 学模型,并以客车为例研究其垂向振动的固有特性,所得结果既反映系统动力学性能,又为动态响应计算和分析打下基础。 关键词:车辆动力学,模态分析,有限元法中图分类号:TH132.41 0 引 言 高速铁路运输以快速、节能、经济、安全和污染小 等优势,在与高速公路和航空等运输形式的竞争中迅速发展起来。列车运行速度的提高给机车车辆提出了许多新要求,带来了新的课题,如大的牵引动力、大的制动功率、剧烈的横向动力作用和更加明显的垂向越轨动力作用、复杂的高速气流、振动和噪声等。其中,振动和噪声是高速列车一个非常重要的问题,它既关系到高速列车运行的安全性,又关系到列车高速运行时的乘坐舒适度。 车辆系统是由车体、转向架构架、轮对,通过悬挂 元件联接起来的机械系统。通常,把车体及装载、转 向架构架及安装部件、轮对及装备视为刚体,作为刚体动力学系统,研究其动力特性[1,2],这方面的技术已比较成熟,有商品化的通用软件可供使用[3]。 本文将车体和转向架看成弹性体,采用有限元法,建立了用六自由度节点空间梁单元描述的车辆系统动力学模型,由于包括车辆的浮沉、点头垂向振动,车辆的横摆、侧滚和摇头横向振动的研究。在建立车辆系统离散化模型的基础上,计算车辆垂向振动的各阶固有频率和振型,为车辆系统的动态响应计算和分析打下基础 。 图1 车辆振动系统的有限元模型 1 车辆的动力学模型 将车辆振动系统简化为图1所示的分析模型,即 由车体、转向架和轮对通过弹簧与阻尼器连接起来的振动系统。其中,将车体和转向架看成空间弹性梁,每 Ξ西南交通大学牵引动力国家重点实验室开放课题基金资助项目 收稿日期:2000-10-10 修改稿收到日期:2000-11-20 第一作者 陶泽光 男,博士,副教授1963年12月生
基于加速度信号的振动疲劳分析方法研究
基于加速度信号的振动疲劳分析方法研究 作者：王宗乐房芳 摘要：本论文首先介绍了结构静态疲劳和振动疲劳的区别和基本原理，以及利用加速度信号进行振动疲劳分析的流程和方法。阐述了振动疲劳计算的理论和公式，说明汽车结构振动疲劳寿命预测的工作流程,文中最后对某支架的振动疲劳寿命进行了仿真。 主题字：随机振动；频响函数，振动疲劳 引言 疲劳耐久是汽车产品开发的一项重要指标，同时也是影响产品品牌价值和产品顾客感知的重要依据。疲劳耐久性指标的设计和开发又是一件既费时又耗钱的工作，传统意义上的耐久性开发工作主要包括三个过程：设计-验证-改进-再验证-批准。这种开发方法就是一种试错（trial error）的方法，即使取得好的效果，也会浪费产品开发时间，降低产品的市场竞争力。 计算机辅助工程（CAE）最大的优势就是提供了一种全新的思路和工具，可以在产品物理样机之前进行汽车产品疲劳耐久性的性能设计和分析，从而减少耐久性性能开发的时间和成本。通常来说，利用计算机辅助工程进行耐久性性能开发有两种方法：一种是时域方法，另一种是频域方法。所谓时域方法就是利用测试仪器，通常是应变片获取结构随着时间变化的载荷数据，然后利用线性叠加的方法获取确定的应力时间历程，根据结构模型的特征和材料的疲劳特性，利用miner 法则计算结构的时域疲劳寿命和分布。时域方法的优点是计算简单，方法成熟，能够在大结构疲劳问题上取得满意的结果；同时时域方法的最大缺点就是提前假设载荷信号是确定性、周期性的，并且忽略了结构对外界载荷的动态响应。频域方法对载荷信号的要求比较简单，只要获取相应的加速度信号，并且载荷和响应都是以功率谱密度（PSD）信号形式给出。与时域信号相比，信号容量更少，计算效率明显提高；频域方法同时考虑了路面作用于汽车结构的载荷随机性，并且兼顾了结构对外界载荷的动态响应，这也是频率方法计算汽车结构疲劳寿命优于时域方法的重要方面。 文章对频域内的疲劳耐久性分析方法进行了研究，通过分析频域疲劳方法的基本原理和基本方法，形成了针对汽车结构疲劳寿命研究的固定流程。进行频域疲劳耐久性分析目前在汽车行业应用较少，本文的作为一种尝试，共同研究探索适合汽车产品耐久性开发方法和思路。 1 基于加速度信号的振动疲劳分析流程和思路
汽车的振动测试技术
汽车的振动测试技术 Company number：【0089WT-8898YT-W8CCB-BUUT-202108】
汽车的振动测试技术 前言 狭义地说，振动测试在于通过传感器、放大仪器以及显示或记录仪表，测量运动机械或工程结构在外界激励（包括环境激励）或运行工况中其重要部位的位移、速度、加速度等运动量，从而了解机械或结构的工作状态。广义地说，通过运动量的测量，我们希望了解机械或结构的动特性，如固有频率、固有振型、阻尼以及动刚度等特性参数，为机械或工程结构的动力设计服务。 无论是生产机械、运输机械或工程结构，均日益高速、高效、高精度和大型化发展。在许多情况下，限制其振动效应或提高其抗振性能成为设计成功与否的关键。在这种情况下，振动测试和设计计算是相辅相成的两种手段。在设计过程中，往往要通过模型试验或对已有相近设备的试验来考验计算方法的可靠性或改进计算方法。某些参数，只能通过试验来提供。 运动机械在运行中必然会产生振动。即使是那些我们视为不运动的工程结构，在环境激励的影响下，也会产生振动。 ·振动现象对产品的主要影响： 结构性损坏（包括组成产品的各构件产生变形、弯曲裂纹、断裂以及疲劳损坏等），工作性能失灵（指在振动的影响下，系统造成不稳定性能越差，有些系统甚至不能工作），工艺性能破坏（这种破坏一般指产品的连接件松动，焊点脱焊，螺钉松动，印刷板插脚接触不良等）。无论那种破坏都将导致产品的工作不稳定，甚至损坏。为了提高产品的可靠性，需要通过振动试验来暴露产品的薄弱环节，改进产品设计，使产品在运行、使用过程中不出或者少出故障。这是振动试验的最终目的。目前在实验室中进行振动试验的形式最常用的是正弦振动和随机振动试验。振动信号可以反映机械的运行状态和结构的损伤。运行监测和故障诊断已逐渐成为由振动理论、振动测试和信号分析相结合而生成出来的一门重要的学科。其中，振动测试分析起着关键的作用。 ·振动测试重要性： 许多情况下，机械振动会造成危害。它影响精密仪器设备的功能；降低加工零件的精度和表面质量；加剧构件的疲劳破坏和磨损，导致构件损坏造成事故。但也利用振动来作有益的事情，如钟表、清洗、超声振动切削等。振动问题在生产实践中一直占有相当重
汽车振动噪声(NVH)控制——汽车工业面临的新问题
汽车振动噪声（ＮＶＨ）＠制——汽车工业面临的新问题 黄遵国，王 彦 （东风汽车有限公司商用车技术中心，湖北武汉４３００５６） 摘要：汽车ＮＶＨ（Ｎｏｉｓｅ，Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ，Ｈａｒｓｈｎｅｓｓ）特性是汽车五大重要性能之一，是汽车行业与相关汽车零部件行业关注的综合性问题。本文分析了车内振动、噪声的产生原因及传递路径，并给出了汽车主要的减振、降噪、密封零部件（如动力总成悬置、底盘村套、悬架系统、筒式减振器等）的结构形式，工作原理、发展趋势等，并展望了汽车ＮＶＨ控制技术的发展前景。 关键词：汽车ＮＶＨ；汽车ＮＶＨ零部件；汽车密封件中图分类号：ＴＱ １５３ 文献标志码：Ａ ＩｍｐｒｏｖｉｎｇＶｅｈｉｃｌｅＮＶＨＰｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ－－ＡＮｅｗＰｒｏｂｌｅｍＥｎｃｏｕｎｔｅｒｅｄｂｙＡｕｔｏｍｏｂｉｌｅＩｎｄｕｓｔｒｙ ＨＵＡＮＧ Ｚｕｎｇｕｏ，ＷＡＮＧＹａｎ （ＣｏｍｍｅｒｃｉａｌＶｅｈｉｃｌｅＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙＣｅｎｔｅｒ，Ｄｏｎｇｆｅｎｇ ＭｏｔｏｒＣｏ．，Ｌｔｄ，Ｗｕｈａｎ４３００５６，Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ：ＮＶＨ ｉｓ ｏｎｅ ｏｆｔｈｅｆｉｖｅｍｏｓｔｉｍｐｏｒｔａｎｔｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓｏｆｖｅｈｉｃｌｅｗｈｉｃｈｈａｓｂｅｅｎｇｏｔ ｍｕｃｈａｔｔｅｎｔｉｏｎ ｂｙａｕｔｏ‘ ｍｏｂｉｌｅｉｎｄｕｓｔｒｙ．Ｔｈｅ ｒｅａｓｏｎ ａｎｄｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎｐａｔｈｏｆｖｅｈｉｃｌｅＮＶＨｗａｓａｎａｌｙｚｅｄ ｉｎ ｔｈｅｐａｐｅｒ．Ａｌｓｏｔｈｅ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ａｎｄ ｏｐｅｒ— ａｔｉｎｇ ｐｒｉｎｃｉｐｌｅｏｆｓｏｍｅｓｕｂｓｙｓｔｅｍｆｏｒｏｐｔｉｍｉｚｉｎｇｖｅｈｉｃｌｅＮＶＨｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｗｅｒｅｐｒｅｓｅｎｔｅｄ，ｓｕｃｈ ａｓ ｐｏｗｅｒ ｔｒａｉｎｍｏｕｎｔ， ｃｈａｓｓｉｓｂｕｓｈ，ａｎｄ ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ ｓｙｓｔｅｍｅｔｃ．Ｆｉｎａｌｌｙ，ｔｈｅｆｕｔｕｒｅｏｆｏｐｔｉｍｉｚｉｎｇＮＶＨｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙｗａｓｃｏｍｍｅｎｔｅｄ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：ＶｅｈｉｃｌｅＮＶＨ，ＮＶＨｓｕｂｓｙｓｔｅｍ。Ｓｅａｌｉｎｇｕｎｉｔ 汽车ＮＶＨ是指在汽车驾乘过程中，驾乘人员感受到的噪声（Ｎｏｉｓｅ）、振动（Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ）和声振粗糙度（Ｈａｒｓｈｎｅｓｓ）。由于以上三者是同时出现且密不可分的，因此常把它们放在一起进行研究，其中噪声的频率范围为３０Ｈｚ一－４０ｋＨｚ，主要指驾乘人员听到的车内噪声。振动的频率范围为１～２００ Ｈｚ， 主要是驾乘人员感受到的来自于转向盘、地板和座椅的振动。声振粗糙度是指噪声和振动的品质，是描述人体对振动和噪声的主观感受的指标，不能直接用客观测量方法来度量。由于声振粗糙度描述的是振动和噪声使人不舒适的感觉，因此又称Ｈａｒｓｈ－ｎｅｓｓ为不平顺性，又因为声振粗糙度经常用来描述冲击激励产生的使人极不舒适的瞬态响应，因此也称Ｈａｒｓｈｎｅｓｓ为冲击特性。 车内振动主要来自于２个方面，其一是由动力总成振动向车内的传递；其二是由路面激励通过轮胎向车内的传递。 车内噪声通常也来自２个方面，其一是由动力总成及附件噪声、轮胎噪声、风噪声等空气噪声向车内的传递；其二是由底盘、车身等结构件振动传递到车厢而引起的结构噪声。如图１所示，由车内振动和噪声的传递路径可知，振动问题和噪声问题往往是耦合在一起的。 由于振动和噪声源往往无法改变或很难在短时间内进行优化改进，因此在一款新车型的开发过程中，工程人员往往通过设计优化ＮＶＨ零部件来控 发动机激动｝ｒ．１动力总成振动卜————叫悬Ｊ霞系统 五亟卜——趣圃Ｉ 孰挫 ｋ——＿叫主塑些！ｌ Ｉ！堕堡垫ｌ 圈１车辆振动噪声传递路径 制振动和噪声的传递路径，从而实现对整车ＮＶＨ目标的控制。 ＮＶＨ零部件通常分为减振产品和降噪产品两大类。减振产品主要包括橡胶减振产品、弹簧阻尼减振产品，其中，橡胶减振产品在车内的分布最为广泛，用于动力总成、车身、底盘等各类结构件之间的弹性连接和缓冲。弹簧阻尼减振器主要包括各类悬架弹簧及液压筒式减振器，轮胎和车身的弹性连接起到阻尼的作用。 降噪产品主要包括隔音吸音产品（通常简称为隔音产品）和密封产品，隔音产品涵盖范围很广，主要分布于发动机舱、乘员厢、行李厢和底盘，其中顶棚、主地毯等在内的大部分内饰件同时也是车内噪声控制的重要零部件。因此，在ＮＶＨ领域往往被作为隔音产品进行考虑。密封产品主要是指各类门、窗密封条，其目的是通过密封来隔绝空气噪声的 传递。如图２所示。 《新技术新工艺》?数字技术与机械加工工艺装备 ２０１１年 第７期 ?７３? ；墓Ｉｋ 塑丽
汽车噪声与振动
汽车噪声与振动 概述：随着汽车发动机功率的不断提高，噪声与振动的问题日渐突现出来，开始成为汽车开发工程中的主要问题之一。在汽车界，人们在讨论噪声与振动时，常用的一个词就是NVH，即是噪声（Noise）、振动（Vibration）和不舒适（Harshness）三个英文单词首字母的简写。汽车噪声振动有两个特点，一是与发动机转速与汽车行驶速度有关，二是不同的噪声振动源有不同的频率范围。在低速时，发动机是主要的噪声和振动源，在中速时，轮胎与路面的摩擦是主要的噪声和振动源，而在高速时，车身与空气之间的摩擦变成了最主要的噪声和振动源。 近年来汽车噪声振动问题研究现状 行驶汽车的噪声包括发动机、底盘、车身以及汽车附件和电气系统噪声。发动机噪声是汽车的主要噪声源。在我国，车外噪声中发动机噪声约占60%左右。 1.发动机噪声 发动机噪声按其机理可分为结构振动噪声和空气动力性噪声。 1.1结构振动噪声 通过发动机外表面以及与发动机外表面刚性连接件的振动向大气辐射的噪声称为结构振动噪声或者称为表面辐射噪声。根据发动机表面噪声产生机理，结构振动噪声又可分为燃烧噪声、机械噪声以及液体动力噪声。燃烧噪声的发生机理相当复杂，主要是由于气缸内周期性变化的压力作用而产生的，与发动机的燃烧方式和燃烧速度密切相关。机械噪声是发动机工作时各运动件之间及运动件与
固定件之间作用的周期力、冲击力、撞击力所引起的，它与激发力的大小和发动机结构动态特性等因素有关。一般在低速时，燃烧噪声占主导地位；在高转速时，由于机械结构的冲击振动加剧而使机械噪声上升到主导地位。车用发动机的辐射噪声频率范围主要在500～3000Hz内，而其主要噪声辐射部件的临界频率大致在500—800Hz范围内。发动机中液体流动产生的力对发动机结构激振产生的噪声称为液体流动噪声，如冷却系中水流循环对水套冲击产生的噪声。 1.2空气动力性噪声 空气动力性噪声直接向大气辐射噪声源，即由于空气动力学的原因使空气质点振动产生的噪声。空气动力噪声包括进、排气噪声和风扇或风机噪声。排气噪声是发动机的最大声源，进气噪声次之。风扇噪声也是发动机的主要噪声源之一。排气噪声由周期性排气、涡流和空气柱共鸣噪声组成。周期性排气噪声是排气门开启时一定压力的气体急速排出而产生；涡流噪声是高速气流通过排气门和排气管道时产生的；空气柱共鸣噪声是管道中空气柱在周期性排气噪声的激发下发生共鸣而产生。 对于发动机噪声的评价，除考虑其辐射噪声能量总水平外，还应考察以下噪声特性：噪声级及其随发动机工作状态的变化关系、发动机周围空间各点噪声级数值的分布状态、空间各点的噪声频谱以及发动机工作过程各阶段的瞬时声压级。通过这些信息，不但可以比较和评价发动机辐射噪声的大小，还可以深入研究辐射声能频率的分布情况，判断发动机工作循环中辐射声最大的阶段，以便分析产生高噪声的原因，提高噪声控制措施并比较和评价这些措施的有效性和经济上的合理性。 2.底盘噪声 汽车底盘结构固体声源产生噪声主要是传动系噪声和轮胎噪声。传动系噪声频率为400—2000Hz。其中齿轮传动的机械噪声是主要部分。齿轮噪声以声波向空间传出的仅是一小部分，大部分则是变速器驱动桥的激振使各部分产生振动而变为噪声。 按声源的激励性质不同，轮胎噪声主要产生机理可分三大类： (1)气流声机理。随着轮胎的滚动，在与路面接触区，花纹沟内空气不断被吸入与挤出，由此形成“空气泵”噪声，这是横向花纹的一种主要噪声机理。此声源为起伏变化的气体，属气流噪声。 (2)机械声机理。由胎面花纹块撞击路面、轮胎结构的不均匀性以及路面的不平性等因素激发机械噪声，是光面胎及纵向花纹的主要噪声源。 (3)滤波放大机理。轮胎与路面接触处形成喇叭口几何体，对上述噪声起着滤波放大作用。另外，胎面花纹沟与路面所围管道内的空气共振以及轮胎花纹块离开路面处形成的赫姆霍兹共振效应主要为袋状沟的噪声机理。 3.车身噪声 车身噪声主要是由于汽车加速行驶时空气流过汽车表面和孑L道时产生的噪声。该噪声主要来源于气流有明显折弯的地方，在该区域内气流分离，分离区内旋涡脱落，形成噪声。
振动疲劳—ansys
随机振动疲劳分析
随机振动疲劳分析流程图 随机振动疲劳分析将第一步频率响应分析得到的结果文件作为输入，并在疲劳软件中输入振动过程中的PSD曲线，经计算得到零件的振动疲劳寿命。
故随机振动疲劳分析可分为如下步骤： 1.频率响应分析结果输入 2.功率谱密度PSD输入 3.材料疲劳特性设置 4.各工况与PSD关联设置 5.振动疲劳求解器参数设置 6.输出设置 7.分析结果处理
频率响应分析 结果输入 功率谱密度PSD输入 振动疲劳求解器 Ncode云图显示 输出设置 Ncode随机振动疲劳分析流程图
1.频率响应分析结果输入 频率响应分析应与PSD 的单位相对应，比如PSD 单位为g^2/Hz ，则进行频率响应分析时可输入1g 的加速度激励来分析。（如采取单位制ton-mm-s-N ，此时1g 的加速度激励为9800mm/s^2，应在分析中输入9800大小的加速度激励） 1.1单位问题 1.2频率响应分析结果输出设置 为了避免输出结果过大，可以在输出中设置需要进行疲劳分析的部件，以set 形式输出，同时可设置输出频次Frequency=n ，只输出频响分析应力结果即可。*OUTPUT, FIELD, Frequency=5 *ELEMENT OUTPUT, ELSET = ele_set S, 以Abaqus 进行频响分析为例，输出设置如下： 每5步输出一次只输出单元集合名为ele_set 的应力结果
2.功率谱密度PSD输入 PSD可以用以下2种方式输入： 1.通过MultiColumnInput读入定义好的CSV 文件输入2.通过VibrationGenerator生成PSD 曲线CSV文件格式如下： （可在帮助文档中找一个PSD的CSV 文件作为模板）