【《汽车减震器有限元探析案例》1600字】

汽车减震器有限元分析案例结构静力学分析在使用ANSYSWorkbench进行有限元分析时，静力学分析是有限元分析(FEM)中最基础、最基本的内容。接触设置及边界条件本论文主要是想得到汽车减震器在行车路况中活塞杆、弹簧、上支座的变形情况，汽车减震器在受到颠簸路况时，会因外力做压缩或复原运动，对于减震器的内部结构来说是一个比较复杂的过程，本论文将施加载荷和约束来模拟实际状况的做功。为了确定活塞杆在运动过程中所承受的载荷，先对活塞杆在运动过程中的受力进行分析，将作用于该减震器上的车身重量假定为杆上承重500kg。汽车减振器整体受力主要为上支撑的压力、弹簧弹力和活塞向上的支撑力，关系为。所以载荷和约束为：下支架为固定支撑，上支架施加5000N的力，对定位环施加固定支撑，对活塞下端面施加沿Z轴负方向的力，大小4000N。分析设置：求解时间选择1s，开启自动时间步长，载荷步加载初始时间步长0.01s，最小时间步长0.01s，最大时间步长0.1s。为防止迭代过程中发生刚体移动，弱弹簧效应开启。仿真是一个非线性仿真过程，大变形开关必须处于on状态。图5-1约束与载荷静力学仿真结果汽车减震器的静力分析主要是包括应力分析和变形分析，通过静力学分析分到汽车减震器的应力图和总变形图，如下图所示：图5-2汽车减振器总变形图图5-3汽车减振器等效应力图图5-4汽车减振器等效弹性应变图5-5活塞杆和上支架应力分布图由以上仿真结果得知，通过ANSYSWorkbench软件的仿真分析，汽车减震器在给定500N载荷的作用下，总变形量并不大，从上往下变形依次减小，最大在上支架处，为mm，平均为mm。根据图5.5可以看出，活塞杆所受最大应力集中在活塞杆与上支架的连接部位，其他部位应力相对较小很多，最大应力为166.51Mpa。等效弹性应变的分布与等效应力分布几乎一致，最大等效弹性应变为0.00083304mm/mm。模态分析为了获取减震器的固有频率，需对其进行模态分析。模态分析是动力学分析的基础，通过分析获取减震器振动的各级固有频率判断减震器设计的合理性及振型是否影响加工精度，有助于后续进行机械结构特性分析，优化设计除故障等研究。机械产品的动态特性主要由低阶模态决定，因此本文只提取减震器前六阶的固有频率[26]。模态分析理论一个N自由度线性定常振动系统，其运动方程为：(5.1)式中为该振动系统的质量、阻尼和刚度矩阵，和分别为系统各点的位移向量和激励力向量。模态分析方法就是以无阻尼的各阶主振型所对应的模态坐标来代替物理坐标，使振动系统的微分方程解耦变成独立的微分方程组。对式(5.1)两边进行拉氏变换，可得：(5.2)令，将其代入上式则有：(5.3)这是一组耦合方程，为了解耦，引入模态坐标令，其中为振型矩阵，为模态坐标。将其带入（2.3）得：(5.4)由于振型矩阵对于质量矩阵和刚度矩阵具有正交性关系，将质量和刚度矩阵对角化，得出：如果系统的阻尼矩阵也可被对角化结构阻尼、比例阻尼或小阻尼的情况,即有：对(5.4)前乘有：(5.5)通过解耦，个互相耦合的方程就变成了在模态坐标下相互独立的方程组，后的第个方程为：(5.6)从式(5.6)可得出：采用模态坐标后，自由度振动的响应相当于个模态坐标下单自由度系统的响应之和，这就是模态叠加原理。在模态坐标下的模态参数就变成模态质量、模态刚度、模态阻尼，和模态振型。采用归一化方法，使模态质量归一，记模态质量归一化振型为，即：(5.7)(5.8)式中为模态固有频率，Hz。约束与载荷根据减震器受力情况，对减震器施加约束和载荷。约束设定在减震器的两端衬圈处，其中，下衬圈为全约束，上衬圈放松X轴。对于一个多自由度振动系统，低阶固有频率往往更接近于系统的实际工作频率，因此在求解项MaxModelstoFind中，设置数值为6，即求解前6阶模态[26]。模态分析结果根据计算结果，得到了汽车减震器前6阶固有频率和振型，如图5.6所示。第1阶振型第2阶振型第3阶振型第4阶振型第5阶振型第6阶振型图5-6汽车减震器前6阶振型图根据表5.1及图5.6可知，当外部实际工作频率接近表5.1中相应固有频率的值时，减震器可能引起共振，产生较大振幅，使减震器损坏或者起不到减震的作用；由振型图来分析，振动变形最大发生在减震器弹