振动疲劳试验与CAE分析 动态播放
cae在汽车nvh方面的应用
人工智能技术为CAE提供了强大的计算能力和 数据分析能力，能够更准确地模拟和预测汽车 NVH性能。
通过深度学习和神经网络等技术，可以自动识 别和优化设计中的问题，提高设计效率和准确 性。
人工智能与CAE的结合将进一步推动汽车设计 的智能化和自动化。
云技术在CAE领域的应用
01
云技术为CAE提供了大规模计算和存储资源，可以处理更复杂、 更高精度的仿真分析。
1 2
起步阶段
20世纪50年代，计算机开始应用于工程领域， CAE技术开始起步。
发展阶段
20世纪70年代，随着计算机性能的提高和数值 计算方法的改进，CAE技术得到快速发展。
3
成熟阶段
20世纪90年代至今，随着计算机技术的不断进 步和数值计算方法的不断完善，CAE技术逐渐成 熟并广泛应用于各个领域。
案例二：汽车发动机振动分析
发动机是汽车的主要噪声源之一，其振动会产生噪音和疲劳损伤。CAE技术可以 对发动机的振动进行分析，优化其结构设计和动态特性。
通过CAE分析，可以预测发动机在不同工况下的振动响应，优化发动机的平衡和 减震设计，降低发动机的振动和噪音，提高汽车的NVH性能。
案例三：汽车车身结构噪声分析
CAE在NVH问题中的优势和挑战
优势
CAE技术可以模拟和分析汽车的NVH 性能，帮助工程师快速定位和解决问 题。通过CAE分析，可以减少试验次 数和成本，缩短产品开发周期。
挑战
CAE分析的精度和可靠性是关键挑战。 对于复杂的NVH问题，需要高精度的模 型和准确的边界条件才能获得可靠的结 果。此外，CAE分析也需要大量的计算 资源和专业技术人员进行操作和解读。
CAE面临的重要挑战。
跨学科交叉也是CAE未来发展 的重要方向，需要加强与其他
基于频域法的随机振动疲劳加速试验设计
基于频域法的随机振动疲劳加速试验设计张方;周凌波;姜金辉;王轲【摘要】基于结构疲劳寿命频域分析法中的Bendat法和Dirlik法,通过理论推导分析证明并建立了随机振动疲劳试验中激励谱量级、响应应力水平和疲劳寿命之间的线性关系式.基于有限元仿真的分析结果,提出了一种利用此等效关系进行加速试验激励谱量级确定的方法.算例表明,该加速方法可缩短试验时间,为改进设计和提高质量等工作提供参考依据.【期刊名称】《振动、测试与诊断》【年(卷),期】2016(036)004【总页数】6页(P659-664)【关键词】振动疲劳;随机振动;加速试验;频域法;寿命估算【作者】张方;周凌波;姜金辉;王轲【作者单位】南京航空航天大学机械结构力学及控制国家重点实验室南京,210016;南京航空航天大学机械结构力学及控制国家重点实验室南京,210016;南京航空航天大学机械结构力学及控制国家重点实验室南京,210016;南京航空航天大学机械结构力学及控制国家重点实验室南京,210016【正文语种】中文【中图分类】V215.5;TH113.1航空飞行器在起飞、机动和着陆等过程中都会产生或经受复杂的振动激励，特别是随机振动激励，引起相关的振动环境问题，如设备适应性与人员舒适性、可靠性、结构的振动疲劳与耐久性等[1]。
因此，对加筋板等典型航空结构进行随机激励下的振动疲劳寿命分析，在航空飞行器的设计、制造、使用和维护等阶段都具有重要意义[2-3]。
结构的疲劳寿命分析方法主要有两种[4]：a.基于统计计数的时域分析法；b.基于功率谱密度(power spectral density，简称PSD)函数的频域分析法。
频域分析法通过有限元分析或实际测量得到结构危险点处应力响应的PSD函数，利用统计原理获得相应PSD函数的相关参数，再结合应力的概率密度函数，选取适用的累积损伤准则及破坏判据进行疲劳寿命估计。
相对于时域分析法[5]，频域分析法具有方法简便、计算量小和无需繁琐循环计数等优点，特别是在疲劳循环载荷含动力学载荷特征时只能采用频域法进行处理，因而在汽车、机械和航空航天等领域得到广泛的重视[6-8]。
基于机械振动的疲劳分析与预测方法
基于机械振动的疲劳分析与预测方法随着现代工程设计要求越来越高，疲劳分析和预测在机械工程领域中变得尤为重要。
由于长期的运行和重复载荷的作用，机械零件可能会出现疲劳失效，这对于工程设备的安全性和可靠性都是一个巨大的威胁。
因此，通过准确预测零件的寿命和疲劳性能，可以指导设计人员去优化设计，提高产品的寿命，并且减少维修和使用成本。
机械振动是导致疲劳失效的主要原因之一。
振动会引起零件发生应力集中，进而引发裂纹的产生和扩展。
因此，理解和分析机械振动对零件疲劳失效的影响，是进行疲劳分析和预测的关键。
疲劳分析的第一步是获取零件的振动数据。
现代技术使得获取振动数据变得更加容易，例如振动传感器和数据采集系统的应用，可以实时地测量并记录零件的振动情况。
通过将实测的振动数据与工作循环进行对比分析，可以获得零件在使用过程中的应力历史。
在得到了零件的应力历史之后，接下来的关键问题是如何建立与振动应力相关的疲劳寿命模型。
疲劳寿命模型是基于实验数据和理论假设来建立的，并且可以通过进一步的试验数据验证和修正。
一般而言，疲劳寿命模型可以分为应力和应变控制两种类型。
应力控制模型将零件的疲劳寿命与振动应力的幅值和频率直接相关联，而应变控制模型则是通过振动应力与零件的应力响应之间的关系来预测疲劳寿命。
通常情况下，疲劳寿命模型会采用统计方法进行建立。
统计方法可以用来描述振动应力与疲劳寿命之间的概率分布关系。
通过分析试验数据，可以建立疲劳寿命模型的概率分布函数，并且可以获得相应的疲劳寿命参数，例如平均寿命和可靠度。
除了建立疲劳寿命模型之外，疲劳分析和预测还需要考虑其他的影响因素，例如材料的强度和韧性，零件的几何形状，以及工作条件的变化等。
这些因素会对零件的疲劳寿命产生重要影响，因此在进行疲劳分析和预测时，一定要综合考虑各种因素。
对于复杂的工程结构，进行疲劳分析和预测可能涉及到数值模拟。
数值模拟可以通过建立材料和几何模型，并且考虑载荷情况、边界条件和材料本身的疲劳参数来预测结构的疲劳寿命。
CAESARⅡ在往复压缩机管道振动及应力分析中的应用
经过错误检查后，管道分析的第一步就是定义 要计算的载荷。压缩机管道上可能承受的载荷有管 道自重、压力载荷、温度载荷、位移载荷、脉动压力载 荷以及地震载荷、风载荷等。确定了载荷后，根据分 析计算的要求，对各种载荷进行组合，用以对管道的 安全进行判断。常用的载荷工况组合有：
1 管道振动及应力分析
1. 1 管道振动及应力分析内容 管道系统的振动及应力分析主要包括管道系统
的静力学分析和动力学分析。静力学分析包括压力 载荷和持续载荷作用下的一次应力计算校核，管道
热胀冷缩以及端点附加位移等载荷作用下的二次应 力计算校核，管道支吊架、法兰的受力计算校核等。 动力学分析包括管道系统的模态分析，受迫振动响 应分析。 1. 2 管道应力的种类
［!］h S !a = （f l. 25［!］L + 0. 25［!］h - !l）（3） （3）管道振动的许用振幅［6］
管道振动导致管道损坏的可能性，取决于振幅 的大小和振动的频率。管道振动振幅（ 双）的许用 值和危险值，可以参考美国普度压缩机协会提供的 管道（ 双）振幅的许用值和危险值。另外，美国的威 尔逊（ Wiison）以及其他一些国家也提出了往复压缩 机许用双振幅的标准。
峰值应力是指管件局部结构不连续，产生应力 集中或有局部热应力时附加到一次应力或二次应力 上的总和。
2 管道振动及应力计算步骤
管道系统振动及应力计算主要包括三个步骤： 首先是正确建立模型，将所分析的管道系统的力学 模型简化为程序所要求的数学模型。其次是真实地 描述管道系统的边界条件。体现在工程问题上就是 约束、位移、支吊架和管口等具体问题的模拟。最后 是正确地分析计算结果，用计算结果来指导管道系 统的设计与调整。 2. 1 数据输入
MSC_NASTRAN振动疲劳分析(Lec22_振动疲劳)
S22-15
模态叠加瞬态分析的优点
• 使得结构动力响应计算不需要存储每一节点/单元的 响应. • 考虑共振影响 • 这个方法类似于准静态方法，模态参与因子关联模 态应力 • 结合多体动力求解允许对整个装配体进行有效的瞬 态分析
PAT318, Section 22, September 2008 Copyright 2008 MSC.Software Corporation
● 模态(叠加)瞬态方法
● 系统的动力学特性和自由度被缩减到一组模态，因此求 解速度比直接法快.
● 需要选择一组合适的模态. ● 限于线性问题(一般采用这个)
PAT318, Section 22, September 2008 Copyright 2008 MSC.Software Corporation
frequency
Hale Waihona Puke 准静态分析➢ 确定静态有限元分析载荷和约束,以模拟工作环境 ➢ 测量或者预测载荷时间历程Pk( t ) ➢ 弹性应力历程是通过线性叠加方法进行计算:
ij,e (t)
k
Pk
(t
)
ij,e,k Pk,f ea
where k = loadcase ID.
PAT318, Section 22, September 2008 Copyright 2008 MSC.Software Corporation
S22-7
A
静态分析
● 优点:
● 有限元计算代价低. ● 硬盘空间要求少. ● 可以使同样的应力数据用于不同载荷事件的疲劳分析. (也就是多
事件) ● 自动排除可以用于在疲劳分析前选择实体以加速分析。
● 缺点:
● 静态有限元分析要求的某些约束可能不理想. ● 当系统固有频率接近外载频率时候精度不够.
基于CAE分析的发动机共振问题研究
基于C AE分析的发动机共振问题研究李壮(广西玉柴机器股份有限公司，广西南宁530007)摘要：为解决柴油发动机振动超标问题，分析发动机中的零部件及安装支架等固有频率的同时，需分析发动机总成固 有频率在发动机运行过程中产生的影响，采用C A E分析软件对几种设计方案进行计算分析。
计算结果发现改变整机设计结构，可以提升发动机总成的固有频率，避免发动机常用转速运行过程中产生共振，改善N V H水平。
关键词：柴油发动机;N V H;C A E中图分类号:T K428 文献标识码:A 文章编号：1672-545X( 2021 )03-0156-04〇刖5中国近年来，随着重型卡车技术水平的突飞猛 进，以及道路条件的不断完善，越来越多的商用车辆 选择在高速公路上运送货物。
然而部分车辆在常用 车速行驶时，会出现明显的整车抖动问题。
在长途行 车的过程中，这种异常抖动一方面加剧了驾驶员的 身体疲劳,造成腰肌劳损，令一方面分散驾驶员注意 力，存在安全隐患|1]。
同时随着人们生活水平逐渐提 高，对于驾乘舒适性也提出了更高的要求，尤其是卡 车司机群体呈现年轻化趋势，良好的驾驶体验，也成 为了各个汽车厂产品竞争力的体现，各家商用车企，均在N V H方面投入了大家的研究工作，发动机作为 整车主要的振动噪声来源，动力总成的N V H开发，也成为整车开发的重点工作。
现如今仿真技术的不 断成熟，可代替部分汽车试验，但是仍与实际试验有 部分差异。
同时结合仿真与实际试验，进一步完善试 验步骤，缩小差异，仍需深人了解[\作者针对某款柴油机配套整车，在1300 ~1 400 r/min转速下出现整车共振和车内轰鸣问题，进行原因分析并提出优化设计方案，基于C A E仿真 分析评估优化方案对于发动机及动力总成固有频率 的影响，进而判断优化设计对于整车N V H改进效 果，结果表明对于发动机N V H开发，不单单要考虑 零件本身的固有频率，还需要把整个动力总成看成 整体进行优化设计，提升动力总成的固有频率，避免 在发动机常用转速区域产生共振问题。
振动疲劳试验与CAE分析 动态播放
5
动态响应与疲劳仿真分析
27
5.1 疲劳分析流程
E、σ、ρ 、SN、表面处理
结构、尺寸、应力集中系数
1. 动态响应分析 MSC.Nastran
2. 寿命预测 nCode Designlife
1.
2.
28
5.2 动态响应分析
SOL 111
29
5.2 动态响应分析
10Hz
37Hz
46Hz
30
75Hz
权重
5% 5% 10% 10% 40% 30%
延长倍数
120000 51430 120000 55380 288000 180000
15
3.3 加载谱合成流程
SRS
根据寿命等效原 则将4min15s的振 动外推到10000h
FDS
16
3.3 加载谱合成流程
基于累积寿命等效原则
17
3.3 台架振动加载谱 X
10
2.2 振动数据分析
怠速Z 高速Z 挖掘Z
11
◆ 465挖机在高速行走与挖 掘工况时，发动机转速在 1900RPM 附 近 ， 依 此 计 算 发动机的各阶频率。
◆驾驶室安装平台Z 方向在 32 Hz、95 Hz、185 Hz、 295 Hz、601 Hz、898 Hz、 1220 Hz分别为发动机的1阶、 3阶、6阶、9阶及主泵的18 阶、27阶、36阶激励频率；
—— 减振前
—— 减振后
12
3
台架振动加载谱合成
13
3.1 载荷谱组合
时域叠加
14
3.2 大挖综合工况
综合工况加载谱合成方案
序号
原始数据
原始时长
1
207-应用CAE方法构建虚拟疲劳耐久性试验台
应用CAE方法构建虚拟疲劳耐久性试验台漆鹏廷王革郭一泛亚汽车技术中心有限公司应用CAE方法构建虚拟疲劳耐久性试验台Durability Test on Visual Test RigUsing CAE Method漆鹏廷王革郭一(泛亚汽车技术中心有限公司)摘要:后桥在道路试验中，发生局部开裂现象. 由于道路试验和台架试验花费的时间都比较长,不利于多种方案的比较. 为此如果应用CAE方法构建一个虚拟台架试验台, 在虚拟台架上再现真实台架上裂纹开裂过程,将有利于快速高效地解决问题. 这也可以为以后在做台架试验前, 应用CAE分析的方法, 考核哪一种试验方法能再现道路上的裂纹. 同时, 这也可在设计阶段对车架进行耐久性考核提供手段. 本次分析应用FE-Fatigue软件成功构建一个虚拟台架试验台, 进行改进方案的虚拟验证, 最终帮助解决开裂问题.Abstract: Rear axle cracked in proving ground. Proving ground and real rig test are disadvantage on every improvement case validation because much time will be spent onit. If using CAE method, this problem could be solved. In this analysis, an imitation of a real test rig is built using CAE tools. On visual rig, test is performed, and key areas that easily fail ed can be founded.关键词: 后桥, 道路试验, 台架试验, 疲劳耐久性, 裂纹Key words: Rear Axle, Proving Ground, Rig Test, Durability, Crack1 概述某款车型的后桥在道路试验过程中裂纹发生开裂. 由于道路试验和台架试验花费的时间都比较长,不利于多种方案的比较. 而且目前有多种常用的台架试验,哪一种更能反映在道路试验的破坏过程,这需要很强的经验知识才能作出一定的判断,而且容易产生错误. 但如果用CAE方法构建一个虚拟台架, 在这个虚拟台架上进行疲劳耐久性试验, 这不仅可以快速高效地进行方案比较, 而且可以帮助选择一个正确的台架试验方式. 它还能在设计阶段, 在没有物理样件的情况下, 进行台架试验,找到结构设计的薄弱环节, 为结构设计提供帮助.2 物理试验本次试验是在实际解决问题的基础上, 选择做了一个标准的台架试验. 在试验的过程中, 提取相关的数据, 用于校核虚拟试验台.2.1 试验简介试验中,固定所有与车身相连接的点,主要有:横拉杆与车身连接点,左右摇臂与车身连接的点, 左右减振弹簧与车身连接的点,左右阻尼弹簧与车身连接的点. 在左轮心施加1g 的向上静止载荷, 在右轮心施加2g的向上循环载荷. 同时输出左右减振弹簧和左右阻尼弹簧的反力, 用于校核后面的分析结果.2.2 试验结果通过上面的试验主要得到三方面的结果: 试验开裂次数, 裂纹开裂位置(见图1). 左右减振弹簧和左右阻尼弹簧载荷曲线(见图2).图1 开裂位置图2 约束反力输出结果3 CAE 虚拟试验根据以上的物理台架试验,在其他CAE 软件和FE-Fatigue 软件平台上构建如图4所示的CAE 虚拟台架. 约束所有的与车身相连接的点. 在左轮心施加1g 的向上静止载荷, 在右轮心施加2g 的向上瞬态循环载荷. 同时输出左右减振弹簧和左右阻尼弹簧的反力.3.1加载步骤Step1.约束车身固定点Step2.在左轮心施加1g 的向上静止载荷 Step3.在右轮心施加2g 的向上瞬态载荷LoadLoadLeft Spring Back Right Spring Left Damper Right Damper3.2 输出瞬态动力学分析结果关键区域的应力,位移和时间关系.左右减振弹簧和左右阻尼弹簧的反力与时间关系3.3 分析结果验证通过与测试结果的比较,校核分析结果的可信度,见图3.通过比较可以看出CAE 输出的载荷曲线与实测的载荷曲线比较一致.图3 输出的载荷曲线与实测的载荷曲线4 疲劳耐久性分析MSC.Software 公司的FE-Fatigue 软件提供了强大的疲劳耐久性分析的工具包,里面还包含众多的材料数据库, 这些都是能够获得可信的工程分析结果, 所要求的必须的前提条件. 同时, 输出的后处理结果丰富多样, 而且直观可视,有助于及时准确地发现问题,解决问题.这些都是作者选择应用FE-Fatigue 软件来完成本次分析任务的原因.4.1 材料的选择在FE-Fatigue 中施加循环载荷,选择疲劳材料特性:SAE1008_91_HR, E:2.07E5, YieldStrength:253Mpa.4.2 分析类型选择E-N 分析类型Right Spring Back Left Spring BackForce(N) Time(s)Force(N)Time(s)4.3 分析结果运行FE-Fatigue,得到如图4所示的关键危险点.得到最小寿命循环次数。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
PSD 0.01068 0.01898 0.01305 0.08158 0.07755
4
台架振动试验与寿命计算
21
4.1 C-9B驾驶室结构
C-9A
型材骨架
+
C-9B
=
22
4.2 台架振动试验
C-9B驾驶室
23
标准谱1.5倍强度，X方向
16Hz 5Hz
500Hz
台架振动
7Hz 100Hz
综合工况加载谱，X方向
频率（Hz）
3 5 7 18
PSD(g2/Hz)
0.00160 0.00567 0.00954 0.00084
频率（Hz）
30 45 55 100
PSD
0.00213 0.00101 0.00192 0.00192
18
3.3 台架振动加载谱 Y
频率（Hz） 3 5 9
PSD(g2/Hz) 0.00092 0.00556 0.02744
权重
5% 5% 10% 10% 40% 30%
延长倍数
120000 51430 120000 55380 288000 180000
15
3.3 加载谱合成流程
SRS
根据寿命等效原 则将4min15s的振 动外推到10000h
FDS
16
3.3 加载谱合成流程
基于累积寿命等效原则
17
3.3 台架振动加载谱 X
10
2.2 振动数据分析
怠速Z 高速Z 挖掘Z
11
◆ 465挖机在高速行走与挖 掘工况时，发动机转速在 1900RPM 附 近 ， 依 此 计 算 发动机的各阶频率。
◆驾驶室安装平台Z 方向在 32 Hz、95 Hz、185 Hz、 295 Hz、601 Hz、898 Hz、 1220 Hz分别为发动机的1阶、 3阶、6阶、9阶及主泵的18 阶、27阶、36阶激励频率；
频率（Hz） 20 70 100
PSD 0.00304 0.00304 0.00626
19
3.3 台架振动加载谱 Z
频率（Hz） 3 5 6 11 15
PSD(g2/Hz) 0.00025 0.00452 0.01281 0.02799 0.03226
频率（Hz） 30 5
动态响应与疲劳仿真分析
27
5.1 疲劳分析流程
E、σ、ρ 、SN、表面处理
结构、尺寸、应力集中系数
1. 动态响应分析 MSC.Nastran
2. 寿命预测 nCode Designlife
1.
2.
28
5.2 动态响应分析
SOL 111
29
5.2 动态响应分析
10Hz
37Hz
46Hz
30
75Hz
楔子
什么原因引起？ 怎么故障再现？ 如何结构优化？ 如何快速验证？
3
1.1 应力疲劳与振动疲劳对比
类型
疲劳试验
寿命计算
适用范围
应用举例
应力疲劳 通过迭代技术， S-N法 (时域再现) 对非平稳随机过 E-N法
程的精确描述
振动疲劳 对平稳随机过程 Dirlik模型 (频域再现) 的统计学模拟 Lalanne
计算速度
5
1.1 应力疲劳与振动疲劳对比
计算流程
6
JS Bendat,1964
1.2 振动疲劳理论发展过程
PSD循环计数
T Dirlik,1985 C Lalanne,1992
1.Rayleigh分布，仅适用于 窄带信号
2.基于Dirlik、Rayleigh、 Gaussian分布，适用于宽 带信号
—— 减振前
—— 减振后
12
3
台架振动加载谱合成
13
3.1 载荷谱组合
时域叠加
14
3.2 大挖综合工况
综合工况加载谱合成方案
序号
原始数据
原始时长
1
怠速运行
15s
2
低速行走
35s
3
高速行走
30s
4
挖掘泥土
65s
5
挖掘碎石
50s
6
挖掘矿山
60s
备注：设计寿命以10000h计, 延长倍数=36000000×权重÷原始时长
3.利用Rayleigh、Gaussian 分布按一定的权重比例组 合，适用于宽带信号
7
1.3 振动疲劳问题研究流程
样机 数据采集
CAD模型 有限元模型
数据处理
PSD激励
频率响应分析
合成加载谱
S-N曲线
随机疲劳分析
台架振动试验
疲劳寿命计算
结构优化建议
8
2
试验场数据采集与分析
9
2.1 振动数据采集
模型
结构件受力状态明确，激励 铲斗
载荷便于获取，需要用力、 挖机两臂
位移信号加载
轴耦合道路模拟
结构复杂，受力情况复杂， 难于获得准确的受力载荷， 载荷来源于海浪、风力、轮 胎等随机激励，需要大幅度 加速试验或加速计算，可以 用加速度PSD加载
驾驶室 油箱 水箱 散热器支架 座椅 电气安装支架
4
1.1 应力疲劳与振动疲劳对比
◆高速行走与挖掘工况下， 8 Hz、13Hz的响应频率应 为来自地面激励；
◆ 465高速行走与挖掘工况 的加速度RMS大致相当，约 为 怠 速 工 况 加 速 度 RMS 的 4～5倍。
2.2 振动数据分析
怠速X 怠速Y 怠速Z
◆减振器对100Hz以 上的振动具有较好的 隔振效果。 ◆由于驾驶室的主要 整体模态在100Hz以 下，且 5Hz以下振动 台驱动困难。 ◆建议驾驶室振动试 验与CAE分析的频率 范围设置为5-100Hz， 既能覆盖绝大部分损 伤又能节省计算资源
5.3 疲劳寿命计算
31
5.4 随机振动对比
C-9B采用合成随机谱加载，垂直方 向、左右方向、前后方向各振动10 小时。除锁扣安装螺钉松动外，未 出现开裂现象。3辆C-9B驾驶室在宁 夏矿区恶劣工况工作3000小时未出 现开裂。 前后方向振动，“B 柱转角”处的 寿命为2.3 E+14s。这远大于10h， 与试验结果相符。
标准谱1.5倍强度
Max
510.97
Min
-841.22
Range
1352.19
Damage 1.17E-2
台架振动
局部损伤计算
综合工况加载谱，X方向
振动数据时长8min，疲劳 寿命计算累计5.4万h，实 际振动10h未出现开裂
26
综合工况加载谱
Max Min Range Damage
94.09 -89.87 183.96 2.46E-06
4.3 局部位置应力分析
7Hz 50Hz
500Hz
再次映证5-100Hz的振动是 造成局部开裂的主要原因，“B 柱上转角”在7-8Hz附近出现应 力峰值，与路面激励8Hz重叠。
8Hz
100Hz
24
4.4 应力疲劳寿命计算流程
25
标准谱1.5倍强度，X方向
4.5 局部位置寿命计算
振动数据时长5min，疲劳 寿命计算累计7.1h，实际 振动2.5h出现开裂
32
5.5 扫频振动对比
台架垂直方向振动17 h （6.12 E+04s），“B 柱 上转角”处出现开裂。 垂直振动“B 柱上转角” 处的计算寿命为 2.25E+04s，合计6.3h
33
5.6 结构优化
结构优化
1.15E+04
34
6.62E+04
补录
35
36
振动疲劳试验与CAE分析
•
车身研究院试验检测所
•
毛招凤
•
2014.8.28
CONTENTS
01 振动疲劳概述 02 试验场数据采集与分析 03 台架振动加载谱合成 04 台架振动试验与寿命计算 05 动态响应与疲劳仿真分析
1
1
振动疲劳概述
2
C-9A驾驶室 在挖掘岩石、 破碎锤冲击等 恶劣工况下出 现开裂