CAE培訓(xùn)ppt課件

1、客車構(gòu)造動態(tài)性能及客車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場CAE三、我研討生階段的任務(wù)綱要一、課題研討背景、來源及內(nèi)容二、客車動態(tài)性能分析建模三、整車構(gòu)造動態(tài)性能分析計算及結(jié)果分析四、車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場計算與分析五、總結(jié)與展望一、課題研討背景、來源及內(nèi)容1.1 客車振動和噪聲研討、治理的意義1.2 客車構(gòu)造動態(tài)性能分析的國內(nèi)外開展與現(xiàn)狀1.3 客車車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場計算的國內(nèi)外開展與現(xiàn)狀1.4 課題來源與研討內(nèi)容1.1 客車振動和噪聲研討、治理的意義消費(fèi)者的需求：溫馨客車制造廠商的需求：產(chǎn)品競爭力國家法規(guī)的強(qiáng)迫要求： GB1495-2002 1.2 客車構(gòu)造動態(tài)性能分析的國內(nèi)外開展與現(xiàn)狀國外：CAE曾經(jīng)普遍運(yùn)用于汽車制

2、造業(yè)，具備了較全面的客車動態(tài) 性能分析技術(shù)和豐富的分析閱歷 。國內(nèi)：引進(jìn)國外硬件和軟件，在科研單位和院校開展了 一些研討。兩個特點 :1、零件級模態(tài)分析研討較深化，系統(tǒng)級模態(tài)分析還未有人開展。2、研討路面鼓勵對整車構(gòu)造動態(tài)性能影響的較多，而研討發(fā)動機(jī)鼓勵對整車構(gòu)造動態(tài)性能影響的較少。1.3 客車車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場計算的國內(nèi)外開展與 現(xiàn)狀空氣傳播固體傳播車內(nèi)聲場有限元法邊境元法統(tǒng)計能量法分析適用中低頻需建體模型適用中低頻需建面模型適用高頻1.4 課題來源與研討內(nèi)容來源：1、蘇州金龍6795型客車怠速時整車共振景象嚴(yán)重；2、國家法規(guī)的實施和客車產(chǎn)品質(zhì)量競爭的加劇，使得蘇州金 龍對車外內(nèi)噪聲目的很注重

3、。蘇州金龍客車減振降噪工程內(nèi)容：1、建立6795型客車整車動態(tài)性能分析模型和聲學(xué)分析模型；2、對客車整車構(gòu)造進(jìn)展動態(tài)性能分析針對發(fā)動機(jī)鼓勵；3、對車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場進(jìn)展計算和分析邊境元法和有限元法。利用CAE技術(shù)二、客車動態(tài)性能分析建模2.1 整車動力學(xué)模型的建立2.2 整車構(gòu)造幾何模型的建立2.3 整車構(gòu)造有限元模型的建立2.1 整車動力學(xué)模型的建立輪胎前橋系統(tǒng) 注：1、前橋等效成2個集中質(zhì)量元件m1和一個分布質(zhì)量 元件m2的組合。 2、兩前輪等效成兩對豎直方向上的彈簧k1和阻尼 c1元件。輪胎后橋系統(tǒng) 注：1、后橋用4個集中質(zhì)量元件m3、m5和一個分布質(zhì)量 元件m4的組合模擬。 2、兩前輪等

4、效成兩對豎直方向上的彈簧k1和阻尼 c1元件。車架懸架系統(tǒng) 注：1、每個板簧組件用一個彈簧元件表示k2表示前板簧，k3 表示后板簧 2、車架M1為彈性體，按照實踐構(gòu)造建出模型車身系統(tǒng) 車身系統(tǒng)是振動分析的直接對象，為彈性構(gòu)造體。將經(jīng)過從幾何建模和有限元建模的步驟建立 。整個車身構(gòu)造按照實踐焊接情況和車架剛性銜接。 其他部件 發(fā)動機(jī)、變速箱、水箱、風(fēng)扇、座椅、空調(diào)、行李架、艙門等部件都用集中質(zhì)量元件模擬，并將其與他系統(tǒng)剛性銜接。 2.2 整車構(gòu)造幾何模型的建立車架幾何模型的建立 1抽取面位置的選擇 2中面偏移3簡化細(xì)節(jié)特征 依其中一面把另外一個面進(jìn)展偏移,雖引入誤差,但經(jīng)濟(jì)。 忽略倒角、圓孔等細(xì)

5、節(jié)特征。車架的面模型 車身骨架幾何模型的建立 1中心線偏移和剛性銜接模擬焊接 2平行焊接梁的處置 3曲梁處置 采用多點構(gòu)建折線模擬曲梁。 車身壁板幾何模型的建立 車身骨架幾何模型生成有限元網(wǎng)格后，以骨架的幾何元素，即線和關(guān)鍵點為根底，根據(jù)實踐車身壁板構(gòu)造銜接情況，生成替代車身壁板的面 。思索到后續(xù)有限元網(wǎng)格的劃分，在構(gòu)建面時應(yīng)盡量生成易進(jìn)展四邊形單元劃分的四邊形面和三角形面。 2.3 整車構(gòu)造有限元模型的建立車輪車橋懸架有限元模型 模擬的部件和參數(shù)量采用的單元車胎combination14車輪、輪轂部、后橋差速器部質(zhì)量mass21車橋橫梁部beam188板簧beam44板簧鉸鏈連接件1beam

6、44（I節(jié)點釋放z軸旋轉(zhuǎn)自由度）板簧鉸鏈連接件2beam44（I,J節(jié)點釋放z軸旋轉(zhuǎn)自由度）車架有限元模型 全部車架構(gòu)造采用shell63面單元模擬。銜接板單元邊長控制在5mm，其他部件單元邊長控制在20mm。相交處單元共節(jié)點的方法 和剛性銜接的方法模擬焊接，用剛性銜接的方法模擬螺栓銜接。車身骨架有限元模型 車身骨架采用beam188單元模擬。思索到壁板與骨架間焊點連接間距、有限元分析精度以及計算時間，對一切線段設(shè)置單元大小為200mm。 車身壁板有限元模型 壁板包括蒙皮、地板、窗戶、擋風(fēng)玻璃、駕駛臺等，用shell63單元模擬，單元大小控制在200mm以內(nèi) 。 銜接各子模型 銜接各子模型 質(zhì)

7、量補(bǔ)償 1發(fā)動機(jī)-變速箱系統(tǒng)、風(fēng)扇水箱、消聲器、儲氣罐、空氣濾新器、備胎、空調(diào)系統(tǒng)、行李架、車內(nèi)座椅、車門、倉門等以質(zhì)量、位置特征對整車動力學(xué)性能產(chǎn)生影響，它的剛度、外形、尺寸特征的影響很小。 以集中質(zhì)量單元方式添加到模型中。2螺栓、螺釘、電子設(shè)備、導(dǎo)線、車燈等，無法建模或者建模將耗費(fèi)大量精神，以修正整車資料密度方式，平均分配到整車結(jié)構(gòu)上 。取模型資料密度修正系數(shù)為1.16，整車模型質(zhì)量為7.449T 阻尼補(bǔ)償 由于內(nèi)飾或其它涂料資料的存在、振動過程中的摩擦、資料本身具有不理想的特性等緣由，是存在阻尼特性的，因此需求在模型中對其阻尼特性進(jìn)展模擬和補(bǔ)償。 ANSYS中經(jīng)過：計算阻尼。質(zhì)量矩陣因子

8、 剛度矩陣因子 資料常剛度矩陣系數(shù) 資料剛度矩陣因子 阻尼特性的單元阻尼矩陣 阻尼比引入的阻尼矩陣 整車構(gòu)造動態(tài)性能分析有限元模型 三、構(gòu)造動態(tài)性能分析計算及結(jié)果分析 3.1 客車構(gòu)造模態(tài)分析3.2 客車構(gòu)造諧呼應(yīng)分析3.3 客車構(gòu)造譜分析 3.1 客車構(gòu)造模態(tài)分析 從物理意義上講，當(dāng)外界鼓勵與某階固有頻率相等時，該階振型被激發(fā)出來，構(gòu)造發(fā)生共振，振動形狀由該階振型決議。 添加模態(tài)分析邊境條件 零件級模態(tài)分析是將單個部件或子系統(tǒng)提取出來，對其進(jìn)展自在邊境條件下的模態(tài)分析，因此不需添加邊境條件。而系統(tǒng)級的模態(tài)分析，是將部件或子系統(tǒng)置于整個構(gòu)造系統(tǒng)中，對整個構(gòu)造系統(tǒng)進(jìn)展模態(tài)分析，然后從分析結(jié)果中提

9、取該部件或子系統(tǒng)的模態(tài)，因此需根據(jù)實踐情況模擬系統(tǒng)的約束。系統(tǒng)級模態(tài)分析結(jié)果易分析評價，易與實踐丈量結(jié)果對比。 把輪胎和地面作為一個整體來思索，這樣輪胎和地面整體為客車其它構(gòu)造部分提供約束，而客車其它構(gòu)造部分成為模態(tài)分析的調(diào)查對象。因此對輪胎單元combination14接地一端的節(jié)點進(jìn)展6個自在度方向的全約束位移全為0 。 模態(tài)計算方法 選用分塊Lanczos法。模態(tài)計算結(jié)果 階次固有頻率（Hz）模態(tài)描述11.05整車?yán)@縱向（X）轉(zhuǎn)動(輪胎剛度引入)21.11整車?yán)@橫向(Z)轉(zhuǎn)動(輪胎剛度引入)31.61整車豎向(Y)平動412.87整車?yán)@豎向(Y)轉(zhuǎn)動514.06整車?yán)@縱向(X)轉(zhuǎn)動（懸架

10、剛度引入）616.87整車?yán)@橫向(Z)轉(zhuǎn)動（懸架剛度引入）719.68整車擴(kuò)張振動（車架1階豎向彎曲）823.55車身豎向一階彎曲，車架豎向一階彎曲932.89車身豎向一階彎曲，車架豎向二階彎曲1040.60車身豎向二階彎曲，車架豎向二階彎曲1147.45車身豎向彎扭組合，車架縱向扭轉(zhuǎn)振動第7階第8階第9階第10階第11階模態(tài)計算結(jié)果分析及整車構(gòu)造評價 對照模態(tài)分析結(jié)果可發(fā)現(xiàn)，發(fā)動機(jī)怠速時的主要激振頻率23.4Hz二階和46.8Hz四階分別與整車模態(tài)第8階23.55Hz和第11階47.45Hz固有頻率接近。 查看這兩階模態(tài)的車架振型： 第8階第11階第8階整車模態(tài)的車架振型中，發(fā)動機(jī)后懸置安裝

11、點的位移很大；第11階整車模態(tài)的車架振型中，發(fā)動機(jī)右后懸置安裝點的位移較大 。因此可斷定：發(fā)動機(jī)的二階、四階鼓勵分別將第8、11階整車模態(tài)激發(fā)出來是呵斥怠速時整車共振的主要緣由。在發(fā)動機(jī)以額定轉(zhuǎn)速運(yùn)轉(zhuǎn)時的主要激振頻率76.7Hz、153.4Hz附近，未出現(xiàn)整車模態(tài)。但是固有頻率分別為73.16Hz、 152.15Hz 、155.03Hz、158.57Hz的幾階部分模態(tài)應(yīng)引起留意，這些模態(tài)振型中，車架上發(fā)動機(jī)安裝位置的振動幅度也較大，在發(fā)動機(jī)任務(wù)在額定轉(zhuǎn)速時，這些部分模態(tài)也會激發(fā)出來，導(dǎo)致車身構(gòu)造部分振動。 73.16Hz152.15Hz155.03Hz158.57Hz3.2 客車構(gòu)造諧呼應(yīng)分析

12、 諧呼應(yīng)分析是用于確定線性構(gòu)造在接受隨時間按正弦規(guī)律變化的載荷時的穩(wěn)態(tài)呼應(yīng)的一種分析技術(shù)，分析的目的是計算出結(jié)構(gòu)在一系列頻率下的呼應(yīng)并可得到單元或節(jié)點呼應(yīng)值相對于頻率的曲線。 思索發(fā)動機(jī)豎向和橫向?qū)φ嚇?gòu)造的作用，分成豎向和橫向兩種工況分別對模型加載單位位移諧波鼓勵。同時添加重力加速度。對輪胎彈簧單元自在節(jié)點進(jìn)展全約束。 諧呼應(yīng)分析邊境條件和載荷的添加 諧呼應(yīng)計算方法與方程求解器 采用完全法Full和稀疏矩陣直接法求解器Sparse。 頻率范圍與步長 20100Hz，步長為2Hz。諧呼應(yīng)計算結(jié)果 22Hz時地板振動位移云圖 實部 虛部 1發(fā)動機(jī)豎向激振諧呼應(yīng)計算結(jié)果 發(fā)動機(jī)豎向鼓勵下各調(diào)查節(jié)點

13、位移幅頻圖 駕駛員座椅處節(jié)點46228 47716 中部座椅處節(jié)點 46098 尾部座椅處節(jié)點 22Hz時地板振動位移云圖 實部 虛部 2發(fā)動機(jī)橫向激振諧呼應(yīng)計算結(jié)果 發(fā)動機(jī)橫向鼓勵下各調(diào)查節(jié)點位移幅頻圖 駕駛員座椅處節(jié)點46228 47716 中部座椅處節(jié)點 46098 尾部座椅處節(jié)點 諧呼應(yīng)計算結(jié)果分析及整車構(gòu)造評價 在發(fā)動機(jī)豎向鼓勵下，整車構(gòu)造豎向y軸方向呼應(yīng)比其它方向呼應(yīng)要大，且隨著頻率的升高呼應(yīng)幅值逐漸減小，特別是在2028Hz段，減小趨勢明顯；整車橫向z軸方向振動出現(xiàn)了22Hz和46Hz附近的兩個峰值點，其中22Hz峰值點幅值較大 ，客車尾部到達(dá)0.17mm；整車縱向x軸方向振動在

14、64Hz附近出現(xiàn)較大的峰值，幅值到達(dá)0.17mm，此時對應(yīng)的發(fā)動機(jī)關(guān)鍵轉(zhuǎn)速為1920轉(zhuǎn)/分。 發(fā)動機(jī)橫向鼓勵主要引起整車豎向振動。豎向振動隨頻率變化特性與發(fā)動機(jī)豎向鼓勵工況下類似，2040Hz段呼應(yīng)幅值減小趨勢明顯；橫向呼應(yīng)在2040Hz間較小，在68Hz出現(xiàn)較大的峰值幅值最大為0.08mm，76.7Hz附近呼應(yīng)也較小；縱向呼應(yīng)在46Hz、62Hz、86Hz附近出現(xiàn)峰值，其中62Hz峰值最大，達(dá)0.17mm。 由諧呼應(yīng)結(jié)果可知：怠速工況下發(fā)動機(jī)將會引起整車較劇烈的振動，將發(fā)動機(jī)怠速轉(zhuǎn)速提高到840轉(zhuǎn)/分二階四階激振頻率分別為28Hz、56Hz，整車振動將會大大減小。額定工況下整車構(gòu)造振動呼應(yīng)特

15、性不顯著，不會引起構(gòu)造共振。3.3 客車構(gòu)造譜分析 譜分析是一種將模態(tài)分析的結(jié)果與一個知的鼓勵譜聯(lián)絡(luò)起來計算模型的位移、速度、加速度呼應(yīng)的分析過程。其物理模型和數(shù)學(xué)計算方法同諧呼應(yīng)分析是一樣的，只不過諧呼應(yīng)輸入的是掃頻諧波鼓勵，而譜分析輸入的是實踐鼓勵譜。因此用譜分析可以檢驗建立的有限元分析模型的合理性和正確性。 本課題經(jīng)過實驗采集發(fā)動機(jī)的鼓勵譜，實驗原理圖如下：實驗測點布置后懸置支撐測點 前懸置支撐測點 駕駛員座椅處豎向測點駕駛員座椅處橫向測點呼應(yīng)譜的計算結(jié)果 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為730轉(zhuǎn)/分時左前懸置支撐橫向加速度鼓勵譜駕駛員座椅處節(jié)點的加速度呼應(yīng)譜 駕駛座椅處節(jié)點計算與實測加速度呼應(yīng)譜呼應(yīng)譜計算

16、結(jié)果與實測對比 可見計算譜和實測譜比較穩(wěn)合，闡明建立的客車整車動態(tài)性能分析有限元模型是合理的，可以反映實踐構(gòu)造的力學(xué)特性。 四、車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場計算與分析 4.1 車內(nèi)聲場建模原那么與闡明4.2 車內(nèi)聲場有限元模型的建立 4.3 車內(nèi)聲場邊境元模型的建立4.4 有限元法計算車內(nèi)構(gòu)造輻射噪聲聲場4.5 邊境元法計算車內(nèi)構(gòu)造輻射噪聲聲場 4.6 車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場分析4.1 車內(nèi)聲場建模原那么與闡明建模原那么：1、每個聲波波長內(nèi)至少包含6個單元建模闡明： 1、不思索聲振耦合2、不思索司乘人員、座椅外表特性等對車內(nèi)聲場的影響3、忽略內(nèi)飾隔板振動產(chǎn)生的聲輻射 4、車窗、車門、前后圍玻璃近似為剛性壁，不思

17、索其吸聲特性本課題分析頻率范圍為200Hz，單元大小L283mm2、網(wǎng)格應(yīng)適當(dāng)規(guī)那么、均勻4.2 車內(nèi)聲場有限元模型的建立 有限元法進(jìn)展聲學(xué)分析，要求把聲音傳送的空間聲腔做有限元網(wǎng)格劃分，建立聲場流體的體單元對于三維分析有限元模型。本課題在客車動力學(xué)分析有限元模型的根底上，提取車內(nèi)空間包絡(luò)面單元，生成車內(nèi)聲腔四面體單元有限元模型，單元網(wǎng)格大小控制在200mm左右。4.3 車內(nèi)聲場邊境元模型的建立 邊境元聲學(xué)模型的建立過程比有限元聲學(xué)模型的建立過程簡單，由于邊境元模型只需提取壁板組成的封鎖區(qū)域的有限元?dú)卧纯?，不用對區(qū)域進(jìn)展體單元的劃分。但邊境元模型要求邊境單元法向必須一致，且指向封鎖區(qū)域內(nèi)部

18、。4.4有限元法計算車內(nèi)構(gòu)造輻射噪聲聲場聲學(xué)模態(tài)的意義： 聲學(xué)固有頻率是聲學(xué)共鳴頻率，在該頻率處車內(nèi)聲腔產(chǎn)生聲學(xué)共鳴，使得聲壓放大，放大后的聲壓分布形狀由聲學(xué)模態(tài)反映?？蛙噧?nèi)部聲腔聲學(xué)模態(tài)計算在SYSNOISE聲學(xué)分析軟件中求解聲腔聲學(xué)模態(tài)，前四階聲學(xué)模態(tài)如下：第1階23.3Hz第2階46.1Hz第3階67.4Hz第4階75.8Hz車內(nèi)聲腔聲學(xué)模態(tài)實驗 實驗時，將揚(yáng)聲器置于封鎖的客車車內(nèi)，開啟B&K4205規(guī)范聲功率源將白噪聲信號送入揚(yáng)聲器作為車內(nèi)聲腔的噪聲鼓勵源。待噪聲穩(wěn)定后，采集已布置在揚(yáng)聲器附近及車內(nèi)各丈量點處傳聲器的信號。將揚(yáng)聲器附近信號作為輸入，車內(nèi)其他測點處信號作為輸出，便可求得鼓

19、勵與呼應(yīng)點間的傳送函數(shù)，由此，可利用模態(tài)分析技術(shù)求出客車車內(nèi)聲腔的聲學(xué)模態(tài)。 模態(tài)階次1234FEM法頻率（Hz）23.30246.14167.42975.797試驗法頻率（Hz）22.01844.32764.75970.834誤差（）5.834.104.127.00聲學(xué)模態(tài)實驗結(jié)果與有限元計算結(jié)果對比 乘客耳旁聲腔截面的振型圖 注：圖中虛線為聲壓節(jié)線 有限元法計算車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場提取車身壁板在發(fā)動機(jī)橫向和豎向鼓勵同時作用下的諧呼應(yīng)結(jié)果作為聲學(xué)模型的振動邊境條件。定義車身壁板的吸聲邊境條件。頂蓋側(cè)圍地板0.30.30.10.50.50.25 （Mg/mm2s）1.6661.6660.833車內(nèi)

20、構(gòu)造輻射聲場計算結(jié)果22Hz48Hz180Hz車內(nèi)各調(diào)查節(jié)點處聲壓58777 駕駛員右耳 59950 中部座位乘客右耳 尾部座位乘客右耳60387 4.5 邊境元法計算車內(nèi)構(gòu)造輻射噪聲聲場提取車身壁板在發(fā)動機(jī)橫向和豎向鼓勵同時作用下的諧呼應(yīng)結(jié)果作為聲學(xué)模型的振動邊境條件。定義車身壁板的吸聲邊境條件。頂蓋側(cè)圍地板0.30.30.10.50.50.25 （Mg/mm2s）1.6661.6660.833定義車內(nèi)場點一個場點面：乘客耳朵高度的聲場截面 駕駛員右耳 中部座位乘客右耳 尾部座位乘客右耳 三個場點車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場計算結(jié)果22Hz48Hz180Hz車內(nèi)各調(diào)查節(jié)點處聲壓1駕駛員右耳 中部座位乘客

21、右耳 尾部座位乘客右耳3 2有限元與邊境元計算結(jié)果對比 駕駛員右耳處有限元法和邊境元計算聲壓比較 4.6 車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場分析 由模態(tài)分析結(jié)果可知，車內(nèi)聲場在23.3Hz、46.1Hz、67.4 Hz等頻率上發(fā)生聲腔共鳴，噪聲為峰值。從聲壓分布上看，23.3Hz時車前部和尾部聲壓幅值大，中部小，46.1Hz時，最前部、最后部、及正中部幅值大，過渡區(qū)域聲壓值小。 由發(fā)動機(jī)單位位移諧波鼓勵下車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場呼應(yīng)計算結(jié)果，可以看出，23.3Hz、46.1Hz、67.4Hz附近仍出現(xiàn)峰值，其中在22.3Hz時，前部和尾部聲壓值最大，中部最小，46.1Hz時，三個調(diào)查點的聲壓值大小相差不大，而在67.4Hz時，尾部座位聲壓值最大，其次是中部座位。 思索實踐發(fā)動機(jī)激振對車內(nèi)聲場的影響，由于發(fā)動機(jī)怠速時的主要激振頻率和上面分析出的車內(nèi)噪聲峰值頻率23.3Hz、46.1Hz接近，因此怠速時，車內(nèi)低頻輻射噪聲將加劇，且在駕駛員和最后排座位處最為惡劣，實驗丈量和客觀感受也證明了這一結(jié)論正確性。 五、總結(jié)與展望 本課題以6795型客車為研討對象，利用CAE技術(shù)對其進(jìn)展了發(fā)動機(jī)鼓勵下整車構(gòu)造動態(tài)性能分析和客車內(nèi)構(gòu)造輻射聲場分析，得出的主要結(jié)論如下： 1建立了整車動態(tài)性能分析模型，借此討論了系統(tǒng)級客車有限元模型的建立流程、方法及其中的一些關(guān)鍵問題； 2對整車構(gòu)造進(jìn)展了實踐約束條件下的系