路灯车车架自由模态分析   路灯车出租, 鼎湖路灯车出租, 鼎湖路灯车租赁  车架的有限元模型模态分析可以在频域中进行也可以在时域中进行。模态分析的最终目标是识别出系统的模态参数，为结构系统的振动特性分析、振动故障诊断和预报以及结构动力特性的优化设计提供依据。模态分析的应用可归纳为以下几个方面：1.评价现有结构系统的动态特性；2.在新产品设计中进行结构动态特性的预估和优化设计；3.诊断及预报结构系统的故障；4.控制结构的辐射噪声；5.识别结构系统的载荷。

     模态分析目前主要有两种实现途径：试验模态法和有限元法。局限于时间和试验条件，本文只采用有限元方法对车架进行模态分析。模态分析的实质就是求解具有有限个自由度的无阻尼及无外载荷状态下的运动方程的模态矢量（因结构的阻尼对其模态频率及振型的影响很小,故可以忽略）。模态分析的通用振动方程为：如果忽略阻尼和载荷的影响，为自由振动，其方程简化为：当发生谐振动，即uUsinωt时，方程为：故对于一个结构的模态分析，其固有圆周频率和振型都能从上面矩阵方程式中得到。这个方程的根是，即特征值；的范围从1到自由度的数目，相应的向量36是，即特征向量。特征值的平方根是，它就是结构的自然圆频率（弧度/秒），进而可以得出自然频率/2（圈/秒）。特征向量表示振型，即假定结构以频率振动时的形状。模态提取只是用来描述特征值和特征向量计算的术语而已，在Mechanical模块中求上述方程式是在一定的假设条件下求解的，即M和K都是常量，且假设材料是线弹性材料；使用小挠度理论，还不包含非线性特性；由于C不存在，因此不包含阻尼；由于F不存在，因此假设结构没有激励。ANSYS软件中有多种模态提取方法：BlockLanczos法、子空间法、减缩法、PowerDynamics法、不对称法、阻尼法。由于BlockLanczos法可以在大多数场合中使用，是一种功能强大的方法，经常应用在具有实体单元或壳单元的模型中，在具有或没有初始截断点时同样有效，可以很好地处理刚体振型。因此本文选用BlockLanczos模态提取方法。

      根据边界条件的不同，模态分析可以分为自由模态分析和约束模态分析。约束模态分析考虑了研究对象的实际约束条件。但是，牵引车车架在实际运行状态下约束情况复杂，在现有的条件下很难准确的模拟出车架的实际边界约束条件，如果施加的约束与实际约束情况不同，反而影响车架模态分析结果的准确性。因此，本文仅对车架进行自由模态分析。自由模态分析是不添加任何约束的模态分析。自由模态分析的车架模型在静力分析时的有限元模型基础上对网格进一步优化和细分，使得网格的分布更加均匀。  车架的高阶模态振型对车架的疲劳破坏影响不大，因此只需对车架的低阶模态进行分析，分析频率范围选择1-100HZ，选择BlockLanczos模态提取方法。设置完以后即可在ANSYS软件中进行自由模态分析的计算，计算得出车架前十阶的固有频率和固有振型。

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     车架的前十阶自由模态振型对车架的前十阶自由模态的分析结果。 车架的第一阶模态为一阶扭转，车架头部和尾部左右两侧发生交替翘曲，最大位移发生部位位于车架纵梁前端；第二阶模态为一阶侧向弯曲，车架前部发生水平弯曲，同时有轻微的扭转，最大位移发生部位位于车架纵梁前端上部和第一根横梁处；第三阶模态为一阶垂向弯曲，发生绕车架中部的上下弯曲，最大位移发生部位位于车架纵梁前端和第一根横梁处；第四阶模态为车架前部局部模态，第一根横梁与第二根横梁中间部位的左右纵梁发生水平弯曲，最大位移发生部位位于该段纵梁的中部；第五阶模态为车架二阶扭转，车架左纵梁与右纵梁发生交替翘曲；第六阶模态为车架二阶侧向弯曲，主要为车架前部的水平弯曲，最大位移发生部位位于减震器安装座与前悬架板簧后吊耳中间部位；第七阶模态为车架左纵梁前部局部模态，第一根横梁与第二根横梁中间的左纵梁发生绕x轴的扭转；第八阶模态为车架右纵梁前部局部模态，第一根横梁与第二根横梁中间的右纵梁发生绕x轴的扭转；第九阶模态为车架三阶侧向弯曲，主要为车架尾部的水平弯曲，最大位移发生部位位于第五根横梁处；第十阶模态为二阶垂向弯曲和车架前部纵梁扭转，其弯曲形状为“s”形。汽车在行驶过程中车架所受到的外部激振源可以概括为两类：路面不平度对车轮的激励，其频率一般为1～20Hz；发动机活塞的往复运动产生的简谐激励，其频率范围与前者相比更宽。发动机的激振频率计算公式如下：为发动机激振频率(Hz)，为发动机转速(r/min)，为发动机缸数，为发动机冲程数。本文研究牵引车发动机为六缸四冲程柴油机，所以=6，2。发动机怠速时的转速为600～800r/min，正常工作时的转速为1200～1900r/min。计算出的发动机激振频率范围，可知：

     1.车架的一阶扭转和一阶侧向弯曲的频率分别为19.67Hz和20.79Hz，而路面不平度的激励频率范围是1～20Hz，在一定程度上避免了路面激励引起的振动。汽车非簧载质量的固有频率范围一般是6～15Hz，车架的一阶固有频率为19.67Hz，因此非簧载质量引起的车架共振的可能性很小。但是，一阶扭转和一阶侧向弯曲的频率相差1Hz，有可能发生低阶的扭转弯曲耦合振动。

     2.发动机处于怠速工况时的激振频率为30Hz，处于车架第二阶与第三阶振型频率之间，且差距较大，因此基本不会发生共振现象。

    3.车架的第六阶到第九阶的固有频率处于发动机正常工作时的激振频率范围内，有可能发生共振现象。但是，发动机正常工作时的激振频率范围很宽，随着发动机转速的变化其激振频率也在不断的变化，所以很难说发动机一定会与车架发生共振现象。其次，在该频率范围内的共振属于高频振动，对车架结构疲劳破坏的影响也在可接受范围之内。

      介绍了有限单元法、有限元软件ANSYS，通过CATIA软件建立了车架的几何实体模型，然后导入到ANSYS软件中进行几何清理、网格划分，建立了车架的有限元模型，之后对车架进行了自由模态分析，研究了车架的前十阶固有振型和固有频率，为之后疲劳分析提供了分析依据。http://www.zhaoqingshengjiangchechuzu.com/

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