某轻客接附点局部动刚度分析(精)
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3 某轻客白车身接附点局部动刚度分析 BIW Input Point Inertance Analysis of Light Bus 王纯 雷应锋 崔璨 李翠霞 昃强 （长安汽车北京研究院 北京100195） 摘 要：本文应用Altair 公司的HyperWorks 软件，建立了某轻型客车白车身有限元模型，对白车身接附点进行动刚度分析及优化，并通过试验与仿真结果对比，验证了模型和分析方法的正确性。 关键词：白车身 接附点 动刚度HyperWorks 有限元 Abstract: To achieve the BIW IPI analysis and optimization of light bus, the CAE model of the BIW is operated by HyperWorks. By comparing the results of simulation and testing, the correctness of the model and the analytical method was verified. Key words: BIW, Input point, IPI, HyperWorks CAE 1 引言 目前，随着消费者对汽车的要求越来越高，对汽车的认识也越来越成熟，汽车的NVH 性能逐渐成为消费者非常关注的性能指标之一，同时也是区分汽车档次的重要指标之一。因此，在汽车研发设计之初就必须考虑到整车的NVH 性能问题。在整车NVH 分析中，车身系统既是直接向车内辐射噪声的响应器，又是传递各种振动、噪声的重要环节，因此它的吸声、隔声特性对减少车内噪声和振动有着重要的意义[1]。 白车身接附点局部动刚度考察的是在所关注的频率范围内该点局部区域的刚度水平，刚度过低必然影响隔振效果并引起更大的噪声，因此该性能指标对整车NV H 性能有较大的影响，是在整车NVH 分析中首先要考虑的因素。NVH
动刚度与静刚度 静载荷下抵抗变形的能力称为静刚度，动载荷下抵抗变形的能力称为动刚度，即引起单位振幅所需要的动态力。 静刚度一般用结构的在静载荷作用下的变形多少来衡量，动刚度则是用结构振动的频率来衡量； 如果动作用力变化很慢，即动作用力的频率远小于结构的固有频率时，可以认为动刚度和静刚度基本相同。否则，动作用力的频率远大于结构的固有频率时，结构变形比较小，动刚度则比较大。 但动作用力的频率与结构的固有频率相近时，有可能出现共振现象，此时动刚度最小，变形最大。金属件的动刚度与静刚度基本一样,而橡胶件则基本上是不一样的,橡胶件的静刚度一般来说是非线性的,也就是在不同载荷下的静刚度值是不一样的;而金属件是线性的,也就是说基本上是各个载荷下静刚度值都是一样的; 橡胶件的动刚度是随频率变化的,基本上是频率越高动刚度越大,在低频时变化较大,到高频是曲线趋于平坦,另外动刚度与振动的幅值也有关系,同一频率下,振动幅值越大,动刚度越小 刚度 刚度 受外力作用的材料、构件或结构抵抗变形的能力。材料的刚度由使其产生单位变形所需的外力值来量度。各向同性材料的刚度取决于它的弹性模量E和剪切模量G(见胡克定律)。结构的刚度除取决于组成材料的弹性模量外，还同其几何形状、边界条件
等因素以及外力的作用形式有关。分析材料和结构的刚度是工程设计中的一项重要工作。对于一些须严格限制变形的结构（如机翼、高精度的装配件等），须通过刚度分析来控制变形。许多结构（如建筑物、机械等）也要通过控制刚度以防止发生振动、颤振或失稳。另外，如弹簧秤、环式测力计等，须通过控制其刚度为某一合理值以确保其特定功能。在结构力学的位移法分析中，为确定结构的变形和应力，通常也要分析其各部分的刚度。 刚度是指零件在载荷作用下抵抗弹性变形的能力。零件的刚度（或称刚性）常用单位变形所需的力或力矩来表示，刚度的大小取决于零件的几何形状和材料种类（即材料的弹性模量）。刚度要求对于某些弹性变形量超过一定数值后，会影响机器工作质量的零件尤为重要，如机床的主轴、导轨、丝杠等。 工艺系统的刚度 1 ．基本概念 刚度的一般概念是指物体或系统抵抗变形的能力。用加到物体的作用力与沿此作用力方向上产生的变形量的比值表示，即（10-5 ） 式中——静刚度( N) ； ——作用力（N/mm ）； ——沿作用力方向的变形量（mm ）。 越大，物体或系统抵抗变形能力越强，加工精度就越高。
建筑力学行动导向教学案例教案提纲
模块六：静定结构的位移计算及刚度校核 6.1.1 杆系结构的位移 杆系结构在荷载或其它因素作用下，会发生变形。由于变形，结构上各点的位置将会移动，杆件的横载面会转动，这些移动和转动称为结构的位移。 图6-1 刚架的绝对位移图6-2刚架的相对位移 我们将以上线位移、角位移及相对位移统称为广义位移。 除荷载外，温度改变、支座移动、材料收缩、制造误差等因素，也将会引起位移，如图11.3(a) 和图11.3(b)所示。 图6-3其他因素引起的位移 6.1.2 计算位移的目的 在工程设计和施工过程中，结构的位移计算是很重要的，概括地说，计算位移的目的有以下三个方面： 1、验算结构刚度。即验算结构的位移是否超过允许的位移限制值。 2、为超静定结构的计算打基础。在计算超静定结构内力时，除利用静力平衡条件外，还 需要考虑变形协调条件，因此需计算结构的位移。 3、在结构的制作、架设、养护过程中，有时需要预先知道结构的变形情况，以便采取一 定的施工措施，因而也需要进行位移计算。 建筑力学中计算位移的一般方法是以虚功原理为基础的。本章先介绍虚功原理，然后讨论在荷载等外界因素的影响下静定结构的位移计算方法。 6.2.构件的变形与刚度校核 6.2.1轴心拉压变形 一、纵向变形 1、拉压杆的位移：等直杆在轴向外力作用下，发生变形，会引起杆上某点处在空间位 置的改变，即产生了位移△l。 2、计算公式
N N F F l l dx dx dx E EA EA σ ε?====??? 图6-4轴心受拉变形 EA l F l N =?—— EA 称为杆的拉压刚度 （4-2） 上式只适用于在杆长为l 长度N 、E 、A 均为常值的情况下， 即在杆为l 长度内变形是均匀的情况 [例6.2-1]某变截面方形柱受荷情况如图6-5所示，F=40KN 上柱高3m 边长为240mm,下柱高4m 边长为370mm ，E=0.03×105 Mpa 。试求：该柱顶面A 的位移。 解：1.绘内力图 图6-5 二、横向变形 1、横向变形 (公式6-1) 2.横向变形因数或泊松比 （公式6-2） 【例6.2-2】 一矩形截面钢杆，其截面尺寸b ×h =3mm ×80mm ，材料的E =200GPa 。经拉伸试验测得：在纵向100mm 的长度内，杆伸长了0.05mm ，在横向60mm 的高度内杆的尺寸缩小了0.0093mm ，试求：⑴ 该钢材的泊松比；⑵ 杆件所受的轴向拉力F P 。 解：（1）求泊松比。 求杆的纵向线应比ε 求杆的横向线应变ε′ 求泊松比μ （2）计算杆受到的轴向拉力 由虎克定律σ=ε·E 计算图示杆件在F P 作用下任一横截面上的正应力 σ=ε·E =5×10-4×200×103=100MPa 333 3 52522.4010310120104100.03102400.03103701.86BC BC AB AB AB BC AB BC N l N l l l l EA EA ?=?+?=+-???-???=+ ????=-求变形： a a d -1=?a a ?-= 'εε εν' =νεε-='4105100 05 .0-?==?= l l ε4 '1055.160 0093.0-?-=-=?=a a ε31.010 51055.14 4 '=??-==--εεμA F N = σ
实用文档 机床主轴有限元分析
基于ansys的机床主轴有限元分析摘要：随着高速数控机床的不断发展，对数控机床主轴的性能要求也开始逐渐提高。机床主轴的动静态性能直接影响加工系统的精度和稳定性，因此，在设计阶段必须对其机床主轴进行相关的性能校核。利用有限元分析软件ANSYS对某机床主轴进行相应的分析，对其性能进行研究。 关键词 :ANSYS，主轴，有限元分析。 研究内容 问题描述：机床主轴材料为45号钢，弹性模量为2.06×105N.mm2，泊松比μ，几何参数如下图。 为3.0 =
图 1 主轴示意图 主轴静态特性的基本概念 主轴的静态特性反映了主轴抵抗静态外载荷的能力,静力学分析实际上是为了得到机床主轴在一定静态载荷作用下所产生的变形量。在实际生产条件下,机床的主要失效形式大部分是由于机床的刚度不足而引起。所以主轴静刚度的计算就显得尤为重要。 所谓的主轴静刚度实际上就是主轴的刚度,是机床主轴一个非常重要的性能指标,它直接反映出主轴负担载荷与抵抗振动的能力。如果主轴的静刚度不足,主轴在切削力的作用下,会产生较大的变形量,并可能引起振动。这样不仅会降低机床的加工精度、增大加工工件表面的粗糖度;也会对轴承造成较大磨损,破坏主轴系统的稳定性。因此,主轴的静刚度是衡量机床性能的重要指标。 主轴的弯曲刚度的定义可以理解为:使主轴前端产生单位径向变形时,变形方向上所需施加的力F,即:
主轴的静刚度,分为轴向静刚度与径向静刚度,上面提到的弯曲刚度实际上就是径向静刚度。通常情况下,轴向刚度没有弯曲刚度重要。弯曲刚度是衡量主轴刚度的重要指标,通常用来代指主轴的刚度。 1. 主轴有限元模型的建立及边界条件的处理 为了真实、准确、有效地对主轴进行特性分析,需要对机床主轴进行相应的简化。 对主轴的简化应该遵循以下原则: (1)忽略对分析结果影响不大的细小特征,如倒角、倒圆等; (2)对模型中的锥度和曲率曲面进行直线化和平面化的处理; (3)忽略对主轴静态特性影响不大的零部件结构。 在建立主轴的三维模型时可以采用两种方式。一种方法是在三维实体造型软件中建立三维模型,然后导入到ANSYS软件中;另外一种方法是直接在ANSYS软件中建立，有限元分析模型。两种方法各有利弊,适用于不同的情况。本文选择先在通用三维设计软件PRO/E软件建模，如图所示 图 2 主轴三维模型 将其导入到ANSYS中进行力学分析，导入后模型如图所示
Q/JLY J711 -2008 乘用车驾驶员座椅安装点静刚度 CAE分析规范 编制： 校对： 审核： 审定： 标准化： 批准： 浙江吉利汽车研究院有限公司
二〇〇八年九月
前言 为了给新车型开发提供设计依据，指导新车设计，评估新车结构性能，结合本企业实际情况，制定本标准。 本规范由浙江吉利汽车研究院有限公司提出。 本规范由浙江吉利汽车研究院有限公司综合技术部负责起草。 本规范主要起草人：汤志鸿。 本规范于2008年9月5日发布并实施。
1 范围 本标准规定了乘用车驾驶员座椅安装点静刚度CAE分析的软硬件设施、输入条件、输出物、分析方法、分析数据处理及分析报告。 本标准适用于乘用车驾驶员座椅安装点静刚度CAE分析。 2 软硬件设施 a)软件设施：主要用于求解的软件，采用MSC/NASTRAN； b)硬件设施：高性能计算机。 3 输入条件 3.1 白车身有限元模型 乘用车驾驶员座椅安装点静刚度分析的输入条件主要指白车身的有限元模型，一个完整的白车身有限元模型中含内容如下： a)白车身各个零件的网格数据； b)白车身焊点数据； c)各个零件的材料数据； d)各个零件的厚度数据。 3.2 白车身3D几何模型 乘用车驾驶员座椅安装点静刚度CAE分析的白车身3D几何模型，数据要求如下： a)白车身各个零件的厚度或厚度线； b)白车身几何焊点数据； c)3D CAD数据中无明显的穿透或干涉； d)白车身各个零件的明细表。 4 输出物 乘用车驾驶员座椅安装点静刚度分析的输出物为PDF文档格式的分析报告，针对不同的车型统一命名为《车型驾驶员座椅安装点静刚度分析报告》（“车型”用具体车型代号替代如：车型为GC-1，则分析报告命名为《GC-1驾驶员座椅安装点静刚度分析报告》），报告内容的按7规定的内容编制。 5 分析方法 5.1 分析模型
白车身接附点局部动刚度分析 肖攀 周定陆 周舟 长安汽车股份有限公司汽车工程研究院
白车身接附点局部动刚度分析 BIW INPUT POINT INERTANCE ANALYSIS 肖攀 周定陆 周舟 (长安汽车股份有限公司汽车工程研究院，重庆401120) 摘 要: 白车身接附点的局部动刚度对整车的NVH性能有较大的影响，是在整车NVH分析中需要首先考虑的因素。MSC Nastran对于整车的中低频NVH分析有一套完整的解决方案，本文中的IPI分析是其中的一种方案。 关键词:白车身，有限元，接附点，动刚度，源点导纳 Abstract：The local dynamic stiffness of attaching points is the key point to NVH performance of a vehicle, and it should be considered first in NVH analysis. MSC Nastran can provide a series of solutions for normal frequency NVH analysis of total vehicle, and IPI analysis in this paper is one of these solutions. Key words: BIW, CAE, NVH, IPI, MSC Nastran 1 前言 随着消费者对汽车的要求越来越高和对汽车认识的成熟，汽车的NVH性能也成消费者非常关注的性能指标之一。NVH测试试验虽然是一种必不可少的可靠的方法，但有滞后的缺点，必须要在样车完成之后才能进行试验并发现问题，然后解决问题。如果问题严重，还将带来开发周期的延长和巨额的设计变更费用，增加开发成本。整车NVH性能的CAE分析方法，其优点在于可以在没有实物样车的工程化设计阶段，较为准确地评价整车的NVH 性能，并提出改进方案，尽可能在设计阶段解决车身结构及包装上可能存在的NVH问题。为最后得到NVH性能优良的汽车，在设计阶段就打好良好的基础。 利用现有软件MSC Nastran，可以对整车的中低频NVH性能进行有效地分析及评价。其中，IPI（Input Point Inertance）分析是评价NVH性能的重要分析方法之一，是用于考察车身与发动机、悬架连接的接附点的局部动刚度这一个重要指标。 白车身接附点局部动刚度所考察的是在所关注的频率范围内该接附点局部区域的刚度水平，刚度过低必然引起更大的噪声，因此该性能指标对整车的NVH性能有较大的影响，是在整车NVH分析中需要首先考虑的因素。 2 分析模型 由于IPI分析是考察白车身的各接附点局部刚度，因此分析对象包括白车身上的弹簧接
机床主轴有限元分析
基于ansys的机床主轴有限元分析摘要：随着高速数控机床的不断发展，对数控机床主轴的性能要求也开始逐渐提高。机床主轴的动静态性能直接影响加工系统的精度和稳定性，因此，在设计阶段必须对其机床主轴进行相关的性能校核。利用有限元分析软件ANSYS对某机床主轴进行相应的分析，对其性能进行研究。 关键词 :ANSYS，主轴，有限元分析。 研究内容 问题描述：机床主轴材料为45号钢，弹性模量为2.06×105N.mm2，泊松比μ，几何参数如下图。 为3.0 =
图 1 主轴示意图 主轴静态特性的基本概念 主轴的静态特性反映了主轴抵抗静态外载荷的能力,静力学分析实际上是为了得到机床主轴在一定静态载荷作用下所产生的变形量。在实际生产条件下,机床的主要失效形式大部分是由于机床的刚度不足而引起。所以主轴静刚度的计算就显得尤为重要。 所谓的主轴静刚度实际上就是主轴的刚度,是机床主轴一个非常重要的性能指标,它直接反映出主轴负担载荷与抵抗振动的能力。如果主轴的静刚度不足,主轴在切削力的作用下,会产生较大的变形量,并可能引起振动。这样不仅会降低机床的加工精度、增大加工工件表面的粗糖度;也会对轴承造成较大磨损,破坏主轴系统的稳定性。因此,主轴的静刚度是衡量机床性能的重要指标。 主轴的弯曲刚度的定义可以理解为:使主轴前端产生单位径向变形时,变形方 向上所需施加的力F,即:
主轴的静刚度,分为轴向静刚度与径向静刚度,上面提到的弯曲刚度实际上就是径向静刚度。通常情况下,轴向刚度没有弯曲刚度重要。弯曲刚度是衡量主轴刚度的重要指标,通常用来代指主轴的刚度。 1. 主轴有限元模型的建立及边界条件的处理 为了真实、准确、有效地对主轴进行特性分析,需要对机床主轴进行相应的简化。 对主轴的简化应该遵循以下原则: (1)忽略对分析结果影响不大的细小特征,如倒角、倒圆等; (2)对模型中的锥度和曲率曲面进行直线化和平面化的处理; (3)忽略对主轴静态特性影响不大的零部件结构。 在建立主轴的三维模型时可以采用两种方式。一种方法是在三维实体造型软件中建立三维模型,然后导入到ANSYS软件中;另外一种方法是直接在ANSYS软件中建立，有限元分析模型。两种方法各有利弊,适用于不同的情况。本文选择先在通用三维设计软件PRO/E软件建模，如图所示 图 2 主轴三维模型 将其导入到ANSYS中进行力学分析，导入后模型如图所示
精选文档 Q/JLY J711 -2009 乘用车副车架静刚度CAE分析规范 编制： 校对： 审核： 审定： 标准化： 批准： 浙江吉利汽车研究院有限公司 二〇〇九年三月
精选文档 前言 为了给新车型开发提供设计依据，指导新车设计，评估新车结构性能，结合本企业实际情况，制定本规范。 本规范是对Q/JLY J711160-2008《乘用车副车架刚度CAE分析规范》的修订。与Q/JLY J711160-2008相比，主要差异如下： ——对原有章节进行重新编排； ——对分析模型的处理进行重新定义； ——对数据处理进行详细表述； ——对评价标准进行补充； ——对分析报告内容进行修改。 本规范由浙江吉利汽车研究院有限公司提出。 本规范由浙江吉利汽车研究院有限公司工程分析部负责起草。 本规范主要起草人：李慧梅。 本规范于2009年4月15日发布并实施。标准号为Q/JLY J711160-2008的规范于2008年7月28日第一次发布，本次修订为第一次。
1 范围 本规范规定了乘用车副车架静刚度CAE分析的软硬件设施、输入条件、输出物、分析方法、分析数据处理及分析报告。 本标准适用于乘用车副车架静刚度CAE分析。 2 软硬件设施 a)软件设施：主要用于求解的软件，采用MSC/NASTRAN； b)硬件设施：高性能计算机。 3 输入条件 乘用车副车架静刚度分析的输入条件主要指副车架有限元模型，一个完整的副车架有限元模型含内容如下： a)副车架各个零件的网格数据； b)副车架焊点数据； c)各个零件的材料数据； d)各个零件的厚度数据。 4 输出物 乘用车副车架静刚度分析的输出物为PDF文档格式的分析报告，针对不同的车型统一命名为《车型副车架静刚度分析报告》（“车型”代表车型代号，如：车型为GC-1，则分析报告命名为《GC-1副车架静刚度分析报告》）。 5 分析方法 5.1 分析模型 分析模型包括副车架的有限元模型，钣金件均采用壳单元模拟，点焊采用CWELD模拟，线焊采用RBE2或壳单元模拟。 5.2 分析模型的建立 建立有限元模型，应符合下列要求： a)副车架各个零件的网格质量应符合求解器的要求； b)副车架各个零件的材料，须与明细表规定的材料相对应； c)副车架各个零件的厚度，须与明细表规定的厚度相对应；
Q/JLY J711 -2008 乘用车悬架安装点静刚度CAE分析规范 编制： 校对： 审核： 审定： 标准化： 批准： 浙江吉利汽车研究院有限公司
二〇〇八年九月
前言 为了给新车型开发提供设计依据，指导新车设计，评估新车结构性能，结合本企业实际情况，制定本标准。 本规范由浙江吉利汽车研究院有限公司提出。 本规范由浙江吉利汽车研究院有限公司综合技术部负责起草。 本规范主要起草人：汤志鸿。 本规范于2008年9月15日发布并实施。
1 范围 本标准规定了乘用车悬架安装点静刚度CAE分析的软硬件设施、输入条件、输出物、分析方法、分析数据处理及分析报告。 本标准适用于乘用车悬架安装点静刚度CAE分析。 2 软硬件设施 乘用车悬架安装点静刚度CAE分析，主要包括以下设施： a)软件设施：主要用于求解的软件，采用MSC/NASTRAN； b)硬件设施：高性能计算机。 3 输入条件 3.1 白车身3D几何模型 乘用车悬架安装点静刚度CAE分析的白车身3D几何模型，数据要求如下： a)白车身各个零件的厚度或厚度线； b)白车身几何焊点数据； c)3D CAD数据中无明显的穿透或干涉； d)白车身各个零件的明细表。 3.2 白车身有限元模型 乘用车悬架安装点静刚度分析的输入条件主要指白车身的有限元模型，一个完整的白车身有限元模型中含内容如下： a)白车身各个零件的网格数据； b)白车身焊点数据； c)各个零件的材料数据； d)各个零件的厚度数据。 4 输出物 乘用车悬架安装点静刚度分析的输出物为PDF文档格式的分析报告，针对不同的车型统一命名为《车型悬架安装点静刚度分析报告》（“车型”用具体车型代号替代如：车型为GC-1，则分析报告命名为《GC-1悬架安装点静刚度分析报告》），报告内容的按7规定的内容编制。
车身声腔及结构动刚度仿真分析 刘文华夏汤忠刘盼王萍萍陆志成袁智 (神龙汽车有限公司技术中心武汉 430056) 摘要：对车室声腔模态和车身结构动刚度进行分析可以避开车身壁板与车内空腔声学共振的可能性。本文通过对某车型车内声腔模态和白车身动刚度进行计算分析，在研发阶段初期，发现白车身后隔板区域与声腔在某振动频率有发生共振的可能，针对该问题提出了合理可行的改进方案。 关键字：声腔模态动刚度吸振器 引言 车内噪声特性已成为汽车乘坐舒适性的评价指标之一，日益受到人们的重视。车内噪声根据形成及传播的机理不同，可以分为结构噪声和空气噪声。外界激励（发动机、轮胎、路面及气流）引起车身壁板振动产生的噪声是结构噪声，而车室外通过车身孔隙进入车内的噪声则是空气噪声。试验研究表明，对于轿车乘坐车室来说，发动机振动、路面激励等引起的车身壁板振动而辐射出来的结构低频噪声在车内噪声中占主要地位。 1 声腔模态分析 在车身NVH设计阶段，对车室声腔进行模态分析不仅可以掌握车内空腔的声学模态频率和模态振型，在设计过程中避免车身结构振动导致的车内共鸣噪声，合理布置和优化车内声学特性，还可以掌握空腔声场的声压分布情况，为预测并分析动态声学响应做准备。 1.1车内声腔有限元模型的建立 首先在HyperMesh软件中导入车身结构有限元模型，提取车室内部与空气接触的表面，构成一个密闭的声学空腔，在不影响计算精度的前提下对其局部特征进行一些简化。声学单元的理想尺寸是每个波长至少六个单元，根据空气中的声速和噪声的分析频率可以计算出声波的波长以及声学单元的理想长度。本文采用四面体单元建立声学模型，单元的长度约为50mm，如图1所示。 图1 车室声腔有限元模型
机械制造工艺学实验 实验一车床静刚度测量 一、实验目的 1.通过本实验，熟悉车床静刚度测量的原理方法和步骤 2.通过对车床静刚度的实测和分析，对机床的静刚度和工艺系统的静刚度的基本概念加深 认识 3.了解实验仪器的布置和调整，熟悉其使用方法 二、基本概念 工艺系统的静刚度是指车床在静止状态下，垂直主轴的切削力P y与工件在y向的位移的比值： 三、实验原理 1.由于静刚度仪和模拟车刀的刚度很大，在实验的加载范围内所产生的变形很小可以忽略 不计。这样所测得的变形可以完全是车床各部的变形，这样就可以把工艺系统的静刚度和车床的静刚度等同起来。 2.为模拟车床实际切削状态，使之在XYZ三个方向都有切削力载荷，并可以调整到一般切 削条件下的P X、P y、P z三个力的比值，采用三向刚度测定仪。该仪器是通过加载机构和测力环，再经过弓形体和模拟车刀，对车床施加载荷，模拟切削力和三向切削分力的关系为： P X= P*sinαβ P y= P*cosα*sinβ P z= P*cosα*cosβ 公式中：P 模拟切削力（由测力环千分表测得） α角为加载螺钉在弓形体上所调整的角度（刻度） β角为弓形体绕X轴（主轴）转动刻度读数的余角 3.为计算方便，模拟车刀的位置调整在弓形体的正中间，这样 为简便起见，去表中载荷P的最大值280kgf时，主轴头、刀架及尾座的静刚度代替三个部位的平均静刚度，这样带入下面公式就可以算出车床的静刚度。（公式的推导见教科书）
四、实验设备 1.C616车床一台 2.三向静刚度仪一台 3.千分表4只 五、实验步骤 1.消除车床零部件之间的间隙，加预载荷、 2.卸掉预载荷，将此时的各千分表的读数记下来（初始值），测力环千分表调零 3.按实验记录表中给出的测力环变形量和载荷的对应值依次加载，最大加至280kgf然后再 逐点依次卸载，每次加载后记录各千分表的读数 六、实验注意事项 1.在实验过程中刀架、溜板箱要锁紧 2.主轴锁紧，防止转动 3.机床在实验过程中不许有任何震动，以免影响测量结果 七、实验报告要求 1.实验名称 2.实验目的 3.实验所用的仪器设备 4.实验记录表 5.以实验记录数据中Y值做横坐标，计算出得P y为纵坐标，画出刀架在三种受力情况下的 静刚度曲线
采用10mm厚竹胶板50×100mm木方配制成梁侧和梁底模板,梁底模板底楞下层、上层为50×100mm木方，间距200mm。加固梁侧采用双钢管对拉螺栓(φ14)，对拉螺栓设置数量按照以下原则执行：对拉螺栓纵向间距不大于450mm。对拉螺栓采用φ14PVC套管，以便周转。 搭设平台架子，立杆间距不大于900mm，立杆4m，2m对接，梁底加固用3m、2m钢管平台、梁底加固钢管对接处加设保险扣件。立梁用一排对拉螺栓间距600mm，次梁侧面钢管与平台水平管子支撑，板、梁木方子中到中间距200mm。 ⑵梁模板设计 本工程转换层梁最大截面1125mm×1400mm，取此梁进行验算，跨度7.20m。梁底模板采用δ=14厚多层板，模板下铺单层木龙骨50×100木方，间距200mm。梁底用钢管做水平管，梁底加固采用钢管、扣件病及保险扣件。梁侧模板为δ=14厚多层板，设立楞为50×100木方，间距200mm,中间加两道φ12对拉螺杆，固定Φ48×3.5双根钢管横向背楞两道,拉杆间距500mm，计算梁底模木方、支撑。 模板支设见前设计图 木方材质为红松，设计强度和弹性模量如下： fc=10N/mm2；fv=1.4N/mm2；fm=13N/mm2；E=9KN/mm2； 松木的重力密度为：5KN/mm3； 底模木方验算： 荷载组合： 模板体系自重：｛（0.015×(1.5+0.5)×0.3+(0.1×0.05×5+0.1×0.1×2)×5）｝×1.2=0.486KN/m； 混凝土自重：24×0.9×0.5×1.2=12.96KN/m 钢筋自重： 1.5×0.9×0.5×1.2=0.81KN/m； 混凝土振捣荷载：2.0×0.5×1.4=1.4KN/m； 合计：15.656KN/m 乘以折减系数0.9，q=0.9×14.09=12.68KN/m； 木方支座反力： R=（4-b/L）qb3/8L3=（4-0.25/0.6）×12.68×0.253/（8×0.63） = 0.41KN； 跨中最大弯距: Mmax= KqL2 =0.07×12.68×0.62=0.32KNm； 内力计算： σ=M/W=0.32×106/（100×1002/6） =1.92N/mm2＜fm =13 N/mm2； 强度满足要求。 挠度计算： 模板体系自重：（0.015×(1.5+0.5)×0.3+(0.1×0.05×5+0.1×0.1×2)×5）=0.405KN/m； 混凝土自重：24×0.9×0.5=10.8KN/m； 钢筋自重： 1.5×0.9×0.5=0.675KN/m； 混凝土振捣荷载：2.0×0.5=1KN/m； 合计：12.88KN/m 乘以折减系数0.9，q=0.9×12.88=11.59KN/m； f=KfqL4/100EI =0.0521×11.59×6004/100×9000×（100×1002/6） =0.522mm<[f]=L/400=600/400=1.5mm 挠度满足要求。
轿车白车身模态和静刚度的试验和ＣＡＥ 东南（福建）汽车工业有限公司研发中心蔡坚勇宋名洋 ［摘要］本文介绍利用ＡＩｔａｉｒ／ＨｙｐｅｒＭｅｓｈ软件创建某紧凑型轿车白车身有限元模型，运用ＭＳＣ／Ｎａｓｔｒａｎ软件求解白车身结构的固有模态、静态弯曲刚度和扭转刚度。介绍相关试验方法，并把试验值和ＣＡＥ分析值进行比较。验证了ＣＡＥ分析模型的有效性，认为该车型车身具有较好的动态特性和静态扭转刚度。 ［关键词］白车身；模态；弯曲刚度；扭转刚度 当前，ＣＡＥ（计算机辅助工程分析）技术已经成熟，在国外大型汽车企业中得到了广泛应用，在我国一些大型汽车企业为了提升自主研发能力。已将ＣＡＥ技术应用到新车型研发中，且获得了良好的效果。本文分别利用试验方法和ＣＡＥ分析方法求解某紧凑型轿车白车身的模态、静态刚度值，并把试验值和ＣＡＥ分析值进行比较，验证了ＣＡＥ分析值的可靠性。 １白车身ＣＡＥ模型创建 该车轴距２５ｌＯｍｍ．前轮距ｌ４７２ｍｍ。后轮距１４６５ｍｍ。采用Ａｌｔａｉｒ／ＨｙｐｅｒＭｅｓｈ软件创建白车身ＣＡＥ模型，钣金件用壳单元模拟，共有４４４０３１个，其中三三角形壳单元１４１２４个．占３．２％，单元尺寸５～１５ｍｍ，粘胶和焊点采用实体单元模拟，共５１９５个。烧焊和螺栓采用刚性单元模拟。单元质缱符合企业给定标准。为减少ＣＡＥ建模的工作耸．采用同一个白车身ＣＡＥ模型进行以上所有工况分析。材料属性南企业提供的参数设置，见表１。白车身ＣＡＥ模型如图ｌ所示。 表１材料参数 图１白车身ＣＡＥ模型 ２白车身模态试验和ＣＡＥ分析 模态分析技术源于２０世纪３０年代提出的将机电进行比拟的机械阻抗技术，是用于对机械系统、土建结构、桥梁等工程结构系统进行分析的现代化方法和手段川。模态试验是通过试验设备，采集激励点信号和测肇点的响应信号，经过软件分析处理后获得结构固有频率和相应振型。它可以验证和校核有限元模型的合理性，为后续进行静刚度或其它ＣＡＥ分析提供一个合理的有限元模型。ＣＡＥ分析是由计算机根据有限元方法，求解有限元模型的固有频率和相应振型。模态试验和ＣＡＥ分析方法具有相同的效果，二者相互辅助。２．１模态试验 车辆坐标系的定义：以车辆前进方向为ｘ轴负向，前进方向左侧为ｙ轴负向，竖直向上为ｚ轴正向。 为了使试验值和ＣＡＥ分析值能够进行对比，试验时白车身上布置的测量点和ＣＡＥ模型中的观察点应具有相同的位置。 测量点布置在车身主要承载件上，发动机舱部分均匀布置在左、右前纵梁，前横梁，前嗣上挡板上，乘员舱部分均匀分布在顶蓬前横梁，顶蓬左、右横梁，左、右前立柱。左、右中立柱．左、右后立柱，后门框，左、中、右地板纵梁，前、后地板横梁，顶蓬加强梁上。ｘ、ｙ、ｚ三个方向信号提取点数目各为１３０个。 试验时用四根柔软的橡皮绳将白车身悬挂在刚性的支架上。悬挂点位于前、后悬架与车身的连接点上。车身保持水平。这样．整个车身的约束状态接近于自由状态。本次试验布置两个激励点，分别位于臼车身前部的右纵梁和尾部的左纵梁上，激励信号为猝发随机信号。试验测餐分析系统如图２所示。 ２０１０年第１２期（总第４８期） １２１
实验一机床静刚度实验 一、实验目的： 通过实验，使学生进一步了解由机床（包括夹具）一工件一刀具所组成的工艺系统是一弹性系统，在此系统中因切削力、零件自重及惯性力等的作用，工艺系统各组成环节会产生弹性变形及系统中各元件之间若有接触间隙，在外力的作用下会产生位移，并且熟悉机床静刚度的测量方法和计算方法，从而更深的理解机械制造工艺中的工艺设备及其对零件加工质量的影响，提高学生分析和处理问题的能力。 二、实验装置 机床一台 静刚度测定装置一套 图1 机床静刚度测定装置图 三、实验方法与步骤 1、如上图所示，在机床的两顶尖间装夹一根刚度很大的光轴1 (光轴受力后变形可忽略 不计)。 2、将加力器5固定在刀架上，在加力器与光轴间装一测力环4。 3、在测力环内孔中固定安装一个千分表，当对如图1所示安装的测力环施加外力时， 其中的千分表指针就会变动，其变动量与外载荷之间对应关系可在材料试验机上预先测出，千分表2、3、6的指针也会因与之接触部位的位移而变动。 4、实验时用扳手扭转带有方头的螺杆7，以施加外载荷（Fy）。然后读出靠近在车头， 尾座和刀架安放的千分表（2）、（3）、（6）的读数，并记录下来填入表1中。 表1 外加载荷与千分表读数记录
根据以上数据，计算出床头、刀架和尾座的受力F 头、F 刀和F 尾。 为了说明尾座套筒伸出长度对刚度的影响，实验时可将套筒分别伸出5mm 和105mm 。并分别测出千分表读数和计算出刚度的数值，填入表2中。 表2 机床静刚度计算 三、静刚度的计算 为了计算方便，实验时可将测力环抵在刚性轴的中点处。故机床、床头、刀架它们之间的刚度关系可以用下式表示： 实验时将测力环对准光轴中间，即X=L/2时，则上式简化为 式中：头 头头Y F j = ；刀刀 刀Y F j = ;尾 尾尾Y F j = 四、画出尾座套筒分别伸出为5mm 、105mm 时尾座的刚度曲线图。 其中横座标为尾座位移量Y 尾，纵座标为F 尾值。 五、实验结果分析及体会 六、填写实验报告
基于hypermesh及nastran的动刚度分析图文教程 1、2、打开hypermesh选择nastran入口。 打开或导入响应模型（只是网格不带实体）。 3、点击material创建材料。 a) Type选择ISOTROPIC（各向同性） b) card image选择MAT1（Defines the material properties for linear isotropic materials.）nastran help文档。 c)点击creat/edit，编辑材料属性输入E（弹性模量）、NU（泊松 比）、RHO（密度）。由于各物理量之间都是相互关联的因此要 注意单位的选择（详情见附件一）。这里选择通用的E=2.07e5， NU=0.3，RHO=7.83e-9。 4、点击properties创建属性。 a)由于是二维模型type选择2D。Card image选择PSHELL（壳单 元）。Material选择刚才新建的材料。 b)点击creat/edit。 c)定义厚度即T（例如T=3，注意此时单位是mm）。 5、创建material以及properties后要将这些数据赋予模型。 a)点击component。 b)由于不是创建是修改，所以左边点选update 选择相应部件。 然后双击 c)然后双击选择刚才新建的厚度属性。
d)最后点击update。 6、创建加载情况，点击。 a)加一个单位动态激励。创建名为excite的激励，点击creat。 b)加载单位激励。Analysis-constraints确定加载力的方向。例如 X正方向加载激励，只需要勾选dof1，且值为1。Load types选 择DAREA。然后在模型上选择一点，最后点击create。 c)创建激励频率范围。创建名为tabled1，card image为TABLED1, 点击creat/edit。设置TABLED1_NUM=2，x(1)=0,y(1)=1,x(2)=1000, y(2)=1. d)创建rload2目的连接excite和tabled1.card image选择 RLOAD2，点击creat/edit。进入子页面后分别双击 和选择excite以及tabled1. e)由于是采用Lanczos算法计算，创建eigrl，card image选择 EIGRL，然后点击creat/edit。V1和V2代表计算频率的范围， ND代表计算阶次。两种方法可以选择设置，设置V1=0， V2=750. f)创建frequency，card image选择FREQi，进入子页面后勾选 FREQ1。（Defines a set of frequencies to be used in the solution of frequency response problems by specification of a starting frequency, frequency increment, and the number of increments desired.）。F1是起始频率，DF是增量，NDF是次数。此模型 中查看
机床静刚度实验 一、实验目的： 通过实验，使学生进一步了解由机床（包括夹具）一工件一刀具所组成的工艺系统是一弹性系统，在此系统中因切削力、零件自重及惯性力等的作用，工艺系统各组成环节会产生弹性变形及系统中各元件之间若有接触间隙，在外力的作用下会产生位移，并且熟悉机床静刚度的测量方法和计算方法，从而更深的理解机械制造工艺中的工艺设备及其对零件加工质量的影响，提高学生分析和处理问题的能力。 二、实验装置 机床一台 静刚度测定装置一套 图1 机床静刚度测定装置图 三、实验方法与步骤 1、如上图所示，在机床的两顶尖间装夹一根刚度很大的光轴1 (光轴受力后变形可忽略 不计)。 2、将加力器5固定在刀架上，在加力器与光轴间装一测力环4。 3、在测力环内孔中固定安装一个千分表，当对如图1所示安装的测力环施加外力时， 其中的千分表指针就会变动，其变动量与外载荷之间对应关系可在材料试验机上预先测出，千分表2、3、6的指针也会因与之接触部位的位移而变动。 4、实验时用扳手扭转带有方头的螺杆7，以施加外载荷（Fy）。然后读出靠近在车头， 尾座和刀架安放的千分表（2）、（3）、（6）的读数，并记录下来填入表1中。
2 根据以上数据，计算出床头、刀架和尾座的受力F 头、F 刀和F 尾。 为了说明尾座套筒伸出长度对刚度的影响，实验时可将套筒分别伸出5mm 和105mm 。并分别测出千分表读数和计算出刚度的数值，填入表2中。 表2 机床静刚度计算 四、静刚度的计算 为了计算方便，实验时可将测力环抵在刚性轴的中点处。故机床、床头、刀架它们之间的刚度关系可以用下式表示： )j 1 j 1(41j 11尾头刀机++=j 式中：头 头头Y F j =；刀刀刀Y F j =;尾尾尾Y F j =
实验一机床静刚度 一实验目的 通过实验理解和掌握： 1. 机床（包括夹具）——工件——刀具所组成的工艺系统是一弹性系统； 2. 力和变形的关系不是直线关系，不符合虎克定律； 3. 当载荷去除后，变形恢复不到起点，加载曲线与卸载曲线不重合； 4. 部件的实际刚度远比我们想象 要小； 5.通过测量计算机床的静刚度。 二设备与仪器 1.C616,CF6140 车床； 2.单向静刚度仪、三向静刚度仪。 机床单向静刚度 一实验原理 如图1--1所是：在 C616 车床的顶尖间装上一根刚度很大的光轴Ⅰ，其受力后变形可忽略不计，螺旋加力器 5 固定在刀架上，在加力器6 与光轴间装一测力环 7 ，在该环之内孔中固定安装一千分表 3 ，当对如图所安装的测力环加力时，千分表 3 的指针就会转动，其转动量与外载荷的对应关系可在材料实验机上预先测出。本实验中测力环的变形与外载荷（ 0 - 1500N时）的对应关系见表 1 - 1 。 实验时，将测力环抵在刚性轴的中点处，在刚性轴靠近主轴端装有千分表 1 ，在刚性轴靠近尾架端装有千分表 2 ，在刀架处装有千分表 4 ， 用扳手转动带有方头的加力螺杆 5 施一外载荷（F y），加载大小由千分表 3 的指针转动量所指示，千分表 3 的指针转动量与加载关系如表 1 — 1 所示，每次加载和卸载时，分别记录下千分表 1,2,4 的读数。 为了说明机床的静刚度与尾座套筒的伸出长度有关，实验时，可将套筒分别伸出 5mm 和 10mm 后各进行一次实验，可对实验结果进行比较。 二实验步骤
1.按图 1 — 1 把单向静刚度仪装在车床上，同时装好千分表。 2.把测力环抵在刚性轴的中点处，使千分表 3 的指针指零，转动加力螺杆 5 预加载荷 500N 后卸载（即千分表 3 的指针旋转 35 微米），然后，重新调整千分表 1,2,4 ，使其指针指零。 3.安照表 1 — 1 所给出的测力环所受载荷与千分表指示数之间的对应关系，千分表 3 的指针每转动 7 微米，等于测力环每次加载 100N ，顺次加至 1500N ，把每次加载后千分表 1,2,4 的位移数值记录到表 1 — 3 中。 表1--1 4.加载至 1500N 时，千分表 3 的指针转过 105 小格，这时进行卸载，每次卸载 100N ，直至载荷为零，（千分表的指针每次逆转 7 小格，直至载荷为零），切把每次卸载后千分表 1,2,4 的位移数值记录到表 1 — 3 中。 5.加载、卸载、记录要有专人负责，要严肃、认真。 三 单向静刚度的计算 机床的静刚度是由机床各个部件刚的刚度决定的。实验时把测力环抵在刚性轴的中点处，则机床的静刚度与床头、尾座、刀架它们之间的刚度关系可以用下式表示： k 机1=k 机1+41（k 机1+k 尾1） 式中 k 头= y 头 头F k 刀= y 刀 刀F k 尾= y 尾 尾F 式中y 头 、y 刀 、y 尾 为在其所受不同载荷的情况下，床头、尾座、刀架 的对应位移值，该值可由千分表 1 、 2 、 4 中读出， 即千分表3对应数值，F 头=F 尾= 2 1F 刀 ，则F 刀等于加载数值。 四 要求
某车型白车身动刚度计算方法与性能优化研究 作者：神龙汽车有限公司 夏汤忠 摘要：本文介绍了动态刚度的基 本概念，建立了公司的计算方法，对某车型白车身进行动态刚度分析，进而提出优化改进方案，使该车型获得良好的NVH 性能 关键词：白车身 动刚度 模态 优化 1.引言 在轿车车身的性能中，动刚度计算占有重要的地位，其作用主要表现在车身疲劳寿命和整车乘坐的舒适性上。 汽车在行驶的过程中，会受到各种各样的动载荷。当动载荷与车身的动力学特性接近，即动载荷的某分量与车身的某阶模态的固有频率接近时，将可能引发结构共振产生较高的动应力，导致车身的疲劳破坏。而车身的动力学特性对乘坐舒适性的影响，主要表现在NVH 性能上。 在某车型项目中，以前期项目为标准，研究白车身动态刚度的计算方法，修正白车身动刚度有限元模型，确保计算获得准确的动态刚度结果。计算方法和建模方法的研究完成为之后的动刚度性能优化工作搭建了良好的基础，然后运用通过模态计算寻找改进思路，尝试多种改进方案，确定最佳方案使车身动刚度性能达标，提升了整车的NVH 性能。 2.动态刚度 动刚度是指计算结构在周期振荡载荷作用下对每一个计算频率的动响应，也称为频率响应。激励载荷是在频域中明确定义的，所有的外力在每一个指定的频率上已知。力的形式可以是外力，也可以是强迫运动（位移、速度、加速度等）。计算结果分实部和虚部两部分。实部代表响应的幅度,虚部代表响应的相角。通常动刚度采用响应的幅值来表示，包括节点位移、加速度、单元力和应力等。动刚度的计算方法主要有直接频率响应、模态频率响应两种。
a) 直接频率响应，通过求解整个模型的阻尼耦合方程,得出各频率对于外载荷的响应。 b) 模态频率响应，利用结构的模态振型来对耦合的运动方程进行缩减和解耦，同时由单个模态响应的叠加得到某一给定频率下的解答。其分析的输出类型与直接频率响应分析得到的输出类型相同。模态频率响应分析法利用结构的模态振型来对运动方程进行缩减，因此在对较大模型做频率响应分析时比直接法更右效率。在本车型的频率响应计算中使用模态频率响应，下面是对模态频率响应理论的简介。 再由(2)式可计算出系统在物理坐标下的响应。 本公司的法国母公司PSA对动态刚度的计算方法内嵌在其自行开发的CAE软件OPTIMA 中，其中应用的算法和控制参数设置对我们而言可以说是未知数。在某车型项目中，我们使