关于车身振动及激励源的分析_机械行业_中国百科网
关于车身振动及激励源的分析
    　　1 前言
　　噪声、振动与舒适性，是衡量汽车制造质量的一个综合性问题，它给汽车用户的感受是最直接和最表面的。业界将噪声、振动与舒适性的英文缩写为NVH (Noise、Vibration、Harshness)，统称为车辆的NVH 问题，它是国际汽车业各大整车制造企业和零部件企业关注的问题之一。有统计资料显示，整车约有1/3 的故障问题是和车辆的NVH 问题有关系，而各大公司有近20%的研发费用消耗在解决车辆的NVH问题上。
　　从NVH 的观点来看，汽车是一个由激励源(、变速器等)、振动传递器(由悬挂系统和边接件组成)和噪声发射器(车身)组成的系统。汽车NVH特性的研究应该是以整车作为研究对象的，但由于汽车系统极为复杂，因此经常将它分解成多个子系统进行研究，如底盘子系统(主要包括前、后悬架系统)、车身子系统等，也可以研究某一个激励源产生的或某一种工况下的NVH 特性。
　　本文针对该车型在95km/h 到120km/h 高速行驶过程中，整车抖动明显，噪音较大，导致车身上外板多处开裂的情况下，对该车身进行有限元方法及试验方法分析。首先采用CATIA 软件对白车身进行建模，通过Altair HyperWorks 软件离散并建立有限元模型，并利用MSC Nastran 求解该模型车身(以下称为白车身)的各阶自由振动频率和振型，对比方案改进的效果。初步判断引起车身振动的频率段，找出对乘坐舒适性影响最大的因素。进一步通过道路试验- 频谱分布特征采集及阶次跟踪、悬架和轮胎的偏频试验、局部传递特性测试找到引起车身振动的激励源。
　　2 车内NVH噪声振动理论分析
　　车内噪声按照频率范围可分为：
　　(1)影响行驶平顺性的低频振动：它产生的主要振源由于路面不平度激励使得汽车非悬挂质量共振和发动机低频刚体振动，从而引起悬挂上过大的振动和人体座椅系统的共振造成人体的不舒适，其敏感频率主要在1- 8Hz，考虑人体不同方向的响应时可到16Hz。
　　(2)车身结构振动和低频噪声：大的车身结构振动，不仅引起自身结构的疲劳损坏，而且更是车内低频结构辐射噪声源。其频率主要分布在20―80Hz 的频带内。由两方面引起：
　　①激励源，主要有：道路激励、动力传动系统尤其是动力不平衡和燃烧所产生的各阶激励、空气动力激励;
　　②车身结构和主要激励源系统的结构动力特性匹配不合理引起的路径传递放大。
　　(3)各种操纵机构的振动：操纵机构的振动主要是因为其安装吊挂刚度偏低或自身结构动力特性不当或车身振动过大而产生。最为典型的是方向盘(线性)振动(转向管柱振动)，其产生的主要原因是方向盘及管柱安装总成与车身振动或其它激励源发生共振;另一重要的振动现象是行驶过程中的方向盘旋转振动。其产生的原因是：行驶过程中转向轮的跳动与自身的转动而产生的陀螺效应引起转向轮的波动，并被转向结构放大从而引起方向盘旋转振动。
　　(4)空气声：车内空气声是由于隔声吸声措施不当从而使得动力传动系统噪声、轮胎噪声、进排气噪声大量透射到车内所致。频率上一般处于较高且很宽的频带，它并不主要取决与系统的结构动力特性。
　　(5)动力传动系振动噪声：处于低中频段的动力传动系统振动是引起发动机及传动系零部件破坏的直接原因，同时它还是车内低频噪声的主要振源。它产生的原因是由于各阶旋转不平衡燃烧激励。另外动力传动系还是整车最主要的噪声源，典型的有驱动桥和变速箱的齿轮噪声(WHINE)，伴随工况变化而产生的瞬态噪声(CLONK/CLUNK)等。
　　3 整车参数及白车身有限元分析
　　3.1 整车参数
　　整车参数见表1。
　　表1 整车参数
　　变速器有5 个前进档加1 个倒档，前进档均带同步器，各档速比见表2。
　　传动轴形式：开式，由三节带十字轴万向节的传动轴和两个中间支承组成。
　　后桥结构型式为4×2 非独立悬架的驱动桥，组合式桥壳，主减速器为双曲线齿轮单级减速，具有行星锥齿轮式差速器和全浮式半轴。
　　车架为两根槽形断面纵梁，上翼面平直，与横梁及支架铆接而成，车架宽：862mm，最大断面尺寸：182mm×70mm×4mm。
　　前悬架为双摆臂扭杆弹簧独立悬架，后悬架为纵置板簧式后悬架。
　　车轮规格5JK×16H，轮胎为无内胎子午线轮胎， 规格6.50R16C- 108/107Q (PR10) 或6.50R16LT- 108/107Q(PR10)。
　　3.2 白车身模态振型及对应l率
　　白车身有限元模型是整车模型的载体和基础，占据了整车模型中的绝大多数自由度。在Altair HyperWorks 软件中，输入数模(见图1)，并对各钣金件划分网格。建立有限元模型的过程中，删除螺钉、螺母等标准件，忽略零件中不影响计算结果的倒角、小孔以及对力学结构影响较小的冲压筋等工艺结构，简化数模，以大大减少白车身自由度和划分难度。对白车身各钣金件进行装配，忽略风窗玻璃和前风挡玻璃，用刚性单元处理焊点。对重要零件进行简化时，尽量保持和数模设计的结构一致，结构上简化要少，以便真实反映零件的结构特征。完成后的有限元模型62.8 万个单元，见图2。
　　图1 白车身数模
　　图2 有限元模型
　　整体模态频率仿真结果如图3、图4、图5 所示。
　　图3 第一阶频率12.81Hz
　　图4 第二阶频率16.55Hz
　　图5 第三阶频率20.90Hz
　　3.3 关于侧壁改进的模态分析
　　根据模态l率，初步推算噪声主要来自车身结构振动和低频噪声。针对可能因白车身强度及侧壁结构问题导致的车身异常抖动导致开裂的可能性，作者对白车身的侧壁相关零件做了重新设计及局部加强。原先侧壁结构为骨架内板、骨架外板及车身外板三层板结构，彼此按各自所在层面与邻边有搭接关系的零件点焊。在汽车运行中，由于整车抖动的不确定性，导致骨架内板与骨架外板间歇性接触，行驶过程中产生碰撞噪声，结构如图9。
　　通过改进侧壁骨架的连接方式及增加立柱加强板来提高车身刚度，其中修改侧壁骨架内板板造型，使零件骨架内板与外板焊接，结构如图10。同时，在立柱薄弱点增加立柱加强板，提高侧壁刚度。
　　图10 改进后侧壁结构
　　经过模态分析，车身固有频率在一阶和二阶都分别提高0.04Hz, 但三阶降低了0.11Hz, 如图7、图8、图9。
　　图11 验证加载示意图
　　立柱强度通过固定车身，在对应加强过的立柱上平面上加1000N 的均布载荷，对比立柱变形来验证改进效果，如图11。通过分析，从图12，图13 可以看出改进前最大位移出现在窗户与窗户之间的立柱处，最大位移为4.414mm。改进后的最大位移出现的位置没有改变，变形量降低至4.266mm, 降低了0.148mm。加强板上未出现明显的应力集中，如图14。
　　图14 加强板应力分布
　　综合此次改进，通过CAE 技术有限元分析得出以下结论：基本解决了侧壁异响及开裂的问题，改进对白车身一阶、二阶固有频率有所提高，立柱加强板对立柱起到较大的加强作用。通过主观评价得出以下结论：95km/h 到120km/h 高速行驶过程中，仍然存在一个整车共振点，此次改进没有避开激励源频率。
　　4 白车身激励源测试与分析
　　4.1 测试与分析系统简介
　　(1)硬件系统：
　　LMS SCADAS Ⅲ 数采前端和24 通道电压/ICP/TEDS/BRIDGE 输入模块以及2 通道转速输入模块组成。每通道高达102.4kHz 的采样率、24 位DSP 技术、105dB 的信噪比、2.2M 采样点/ 秒的数据传输率支持有关NVH 测量的所有类型的传感器。传感器包括ICP 加速度传感器、ICP 麦克风、ICP 模态力锤、手持式加速度传感器校准仪、GPS 测速仪、转速传感器等。
　　(2)软件系统：
　　LMS Test.lab 8B―Signature Acquisition/Data Post Processing，用于阶次跟踪(Order Tracking);
　　LMS Test.lab 8B―Spectral Testing 通用谱采集和分析系统，用于偏频试验;
　　LMS Test.lab 8B―Impact Testing/Modal Analysis/Geometry，用于锤击法模态试验和FRF 函数测试。
　　4.2 试验方案概述及传感器布置
　　因主观评价车身振动主要集中95Km/h- 120Km/h，对应五档工况，所以此次试验主要集中分析不同工况在五档下的未改进整车的阶次及频谱特征，从中分析主导振动的激励源及传递路径，试验方案如下：
　　(1)测试不同工况下，车身、底盘和车内关键点的振动和噪声频谱和阶次跟踪，确定引起共振的主要频率和阶次。
　　(2)测试满载和空载下悬架和轮胎的偏l。
　　(3)局部传递特性测试。在确定了振源和大体
　　传递路径后，可以对传递路径中的局部进行频率响应分析，有助于验证和分析振动根源。
　　试验坐标系同车身坐标系，测点布置情况如下：
　　底盘和发动机：发动机吊耳1 点、变速箱外壳1点、传动轴支架1 点、后桥右半轴1 点、左后轴头1点、左前轴头1 点、车架左纵梁前中后3 点、前横梁中部1 点、后横梁中部1 点。
　　车身和车厢内部：左侧壁外板中部1 点、B 立柱上中下3 点、C 立柱上中下3 点、D 立柱上中下3点、E 立柱上中下3 点、车厢内地板前后各1 点、车厢中部麦克风1 点。
　　4.3 道路试验- 频谱特征采集及阶次分析
　　轮胎及传动轴为标准出厂的产品，整车为原始未加强车身，测试工况为：0- 120 km/h、60- 120 km/h五档加速、40- 100 km/h 四档加速、空档120- 50km/h滑行、发动机关闭状态120- 50 km/h 滑行、95/98/103/107/122/117 km/h 匀等速。发动机转速和传动轴转速同步跟踪。
　　图15- 图18 为三维频谱分布云图，横坐标表示振动或声压频率，纵坐标表示传动轴转速，彩色云图颜色的深浅表示振动或声压值的大小。
　　从频谱分布图可以看出测点在五档工况下振动频率集中在11.8Hz- 14.6Hz 之间，从阶次上看，传动轴的0.19 阶对上述测点的振动贡献最大，而传动轴的0.19 阶正好与车轮的1 阶转动频率相吻合。
　　从表3 五档加速工况下各测点主要振动频率的分布特性列表看出，振幅值较大的区域也均出现在传动轴为3700rpm 到4500rmp 的范围内，对应的发动机转速为2870rpm 到3500rpm，此转速范围对应车速范围97km/h 到118km/h，这个车速范围正好是异常振动问题出现的区间。车架上各测点的振动在一定程度上也受到车轮转动频率的影响(传动轴的0.19 阶)，但发动机的2 阶或4 阶惯性力对发动机、传动轴支架以及车架上各测点的振动贡献更大一些，且频率主要分布在100Hz 以上，但这部分频率成分并没有明显的传递到车身和车厢内部。
　　表3 测点主要振动频率分布特性列表
　　4.4 悬架和轮胎的偏频试验及分析
　　偏l试验是对悬架和轮胎性能评价的指标之一，反映了悬架和轮胎对整车动态特性的影响。测定的参数包括车身部分(悬架簧载质量)和车轮部分(非簧载质量)的固有频率，这些参数是分析悬架系统振动特性和对汽车平顺性进行研究和评价的基本数据。偏l试验参照GB/T4783 标准进行。
　　悬架和轮胎的偏频试验按满载和空载两种工况进行试验，分别对两后轮或两前轮同时支起和仅支起左后轮或左前轮。试验方法为滚下法，即将汽车测试端的车轮，沿斜坡驶上凸块，在停车挂空档发动机熄火后，再将汽车车轮从凸块上推下、滚下时应尽量保证左、右轮同时落地。采样频率40Hz，频率分辨率0.05Hz，数据处理方法为频率分析法，即车身或车轮部分加速度均方根自功率谱的峰值频率为车身或车轮部分的固有频率。
　　图19、图20、图21、图22 为悬架及轮胎的均方根自功率谱，红线代表整车工况为满载的状态，蓝线代表整车工况为空载的状态。
　　从表4 悬架和轮胎的偏l试验结果得出分析结论：轮胎的偏频在12Hz 和14Hz 附近，车辆在97~118km/h 的速度行驶时，车轮的转动频率为11.8~14.6Hz(轮胎滚动半径为0.363m)，二者频率相近，车辆在此速度范围内行驶时易产生共振。
　　表4 悬架和轮胎的偏频试验结果
　　4.5 局部频率传递特性试验及分析
　　局部频率传递特性试验目的是了考察后桥上的激励经悬架到车身及车厢地板的频率传递特性，以及悬架上方车架上的激励到车身及车厢地板的频率传递特性。试验采用锤击法，分别敲击后桥左半轴靠近轮胎处和后桥上方车架左纵梁，响应点位置为C柱、B 柱、外壁、车厢地板(后)、车厢后地板(前)。
　　从激励点传递到响应点的频率成分中，所关心的11.8~14.6Hz 的频段内均有明显峰值出现，表明样车对11.8~14.6Hz 的激励频段没有有效隔离，从而导致车辆共振。
　　通过有限元分析软件对白车身进行模态振型分析，并验证车身加强改进措施的改进效果。采用LMS 振动噪声测试与分析系统对频谱分布特征采集及阶次跟踪、悬架和轮胎的偏频试验、局部传递特性测试进行分析。当车辆以大约95km/h 到120km/h 的速度行驶时，由于轮胎的不平衡和动态特性不匹配，从而产生了频率为11Hz 到15Hz 左右的周期性激励力，此频率成分的激励经轴头和悬架传递到车厢地板和车身侧壁，恰与车身和地板的某阶模态频率相近，从而产生了车身和地板“异常振动” 的现象。其中轮胎产生的激励是主要激励源，11Hz到15Hz 是引起振动的关键频率。以上研究找到了该车型振动的主要激励源，为今后改进提出了指导性建议。
　　参考文献
　　1.庞龙, 谌刚,何华.汽车噪声与振动.北京理工大学出版社,2006.6
　　2.傅志方,华宏星.模态分析理论与应用.上海交通大学出版社, 2000.7
　　3.朱壮瑞,孙庆鸿等.轻型客车白车身动态性能测试研究.制造业自动化,2002.6
收录时间:日 07:01:14 来源:智造网 作者:匿名
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按字母分类 ：理论研究；文章编号：11)12-0；基于刚度与模态分析的方程式赛车；车架结构轻量化；河南科技大学车辆与动力工程学院乔邦；谢金法牛毅郗建国；运用CATIA软件建立方程式赛车车架有限元模型，；自由模态分析，获得车架低阶固有频率（前六阶）及振；型；关键词方程式赛车车架模态分析ANSYS；doi:10.3969/j.issn.1673-；文献
文章编号：11)12-0004-03
基于刚度与模态分析的方程式赛车
车架结构轻量化
河南科技大学车辆与动力工程学院乔邦
谢金法牛毅郗建国
运用CATIA软件建立方程式赛车车架有限元模型，摘要以第一代赛车车架为研究对象，
自由模态分析，获得车架低阶固有频率（前六阶）及振并利用ANSYS软件对车架进行刚度、
型。在此基础上，以车架质量最轻为优化目标函数，把固有频率作为约束条件，对车架结构进行了优化，使车架减轻了8kg，实现了第二代车架轻量化设计。
关键词方程式赛车车架模态分析ANSYS
doi:10.3969/j.issn.11.12.001中图分类号U469.6+96
文献标志码A
方程式赛车车架的刚度以及模态是赛车车架性能的两个重要指标。方程式赛车的车架结构必须有足够的静刚度来保证装配和比赛要求；同时必须有合理的动态特性来噪声；另外，车架结构还必须达到一定的轻量化控制振动、
指标以提高动力性、燃油经济性要求。在对某第一代方程式赛车车架有限元分析的基础上，改进其过多的强度、刚度，实现了第二代车架轻量化的设计目标。
是位于赛车手双腿之上，接近方向盘处的防滚架，前环和主环统称防滚架。
2车架的刚度分析
赛车在比赛过程中，车架的弯曲工况、扭转工况对赛车性能影响最大。现以某方程式赛车车架为例，分别分析和计算该车架在弯曲工况、扭转工况下的刚度。2.1
车架弯曲工况下的刚度分析
车架弯曲工况是指4个车轮处在同一平面上而受到弯曲载荷时的应力和应变情况。弯曲载荷是由车架自身的质量以及发动机总成和底盘总成、赛车手质量产生的载荷。该文则是将车架质量作为均布载荷分布到车架结构的相应节点上的；而安放在车架上的设备总成质量，则是作为集中载荷（载重力为集中载荷）按支点跨距分配在相应管状结构节点上。
在模拟分析时，对约束的处理则是约束4个车轮处垂直方向的位移，约束右前轮处的纵向、横向位移，左前轮处的纵向位移，右后轮处的横向位移。
车架结构受到的最大应力部位是在驾驶员座位的2个后支点处，其次是安装发动机总成的4个支撑处，在车架一侧的驾驶座椅支撑处的某单元所受到的应力最大为4.53×107N/m2，低于车架所选用材料的许用应力为
1车架有限元模型的建立
方程式赛车车架的几何模型是依据中国大学生方程式赛车车架的结构要求以及某方程式赛车车架实体的几图l所示的三维模型，车架何尺寸，建立的车架三维模型。使用的是型号为4130薄壁圆柱钢管焊接而成，其中车架由前环、主环支撑、侧防撞结构等组成，车架总质量主环、
33kg，车架的长、宽、高分别为2610mm、740mm、1160mm。
主环是位于赛车手身旁或赛车手身后的防滚架，前环
图1车架三维模型
[收稿日期][邮编]471003[基金项目]河南省自然科学基金（）[作者简介]乔邦（1985－），男，河南商丘人，在读研究生，主要从事车辆工程研究方面的工作。
2.52×108N/m2。而车架整体变形量为0.46mm，这种最大变形量远小于车架实际承载变形量4.0~6.5mm的许可范围。2.2
车架扭转工况下的刚度分析
扭转工况指的是4个车轮不是在同一平面上而受到扭转载荷是由于路面不平对弯曲载荷的应力及应变情况。
车架的非对称支撑所产生的载荷，对载荷的处理同上文。
车架约束位置图见图2，在副对角线上，对右前和左后悬架安装位置处（节点号分别为113和533）施加固定Y所在约束；对左前和右后悬架安装的位置处分别在X、平面的垂直正方向和负方向施加18mm的位移约束。计算出左前和右后2个悬架支撑点（节点号119和518）的支反力，则可算出车架扭转刚度，计算如下：
必须对车架固有振动频率和振型进行分析，通过对车架结构设计来避开以上振源的激励频率。3.1
车架模态分析
赛车的车架是否满足振动要求，一般用该车车架的低阶频率进行结构评价。赛车的激励源一般来源于赛道以及发动机的爆发动机，而赛道的激励频率一般为l~20Hz，发频率为16~20Hz，常用车速爆发频率为30~50Hz。
在进行车架设计时主要考虑的是，车架的低阶频率要介于非簧载结构的固有频率和发动机怠速运转频率之间，以避免发生整体共振现象；同时，车架弹性模态频率也应避开发动机经常工作的频率范围。
对车架模型进行自由模态分析，表1是车架前6阶自由模态的频率和振型。
表1车架前六阶固有频率及振型
振型侧向弯曲
弯曲弯曲＋扭转
S型侧向弯曲＋扭转
图2车架约束位置图
右前悬架处的X、Y所在平面的垂直正方向支反力为F1=9.335×105N；左后悬架处的X、Y所在平面的垂直正方向支反力为F2=3.7×106N，所以，车架的扭矩T为：
T=F1×L/2＋|F2|×L/2.
车架扭转角度θ为：
θ=（δ1-δ2）×180/（Lπ）.
δ1=0.022m，δ2=-0.022m。
T≈1.N?m，θ≈4.85°.
车架扭转刚度K为：
K=T/θ≈2.4×105N?m/（°）.
车架在左前轮固定约束处的某单元受到的应力最大为3.7×106N/m2。由计算可知，此工况下车架的扭转刚度为2.4×105N?m/（°），与车架标准值相比，赛车车架扭转车架的刚度富裕量过大。车架变形最大值为0.0896mm，应变方向与约束方向相反。
（3）（2）
式中：L―――两个位移约束之间的跨距，L=0.52m，
3.2车架结构优化
车架结构优化设计是以刚度、模态有限元分析结果为
基础，同时包含了目标函数、设计变量和约束条件等优化信息在内的车架模型。为了减轻车架质量，满足车架轻量化设计的目标，指定车架质量最轻为目标函数。通过减少）和减小管径尺寸（部分管径杆件数目（杆件数目减少8根由原来的25.4mm减小到22.2mm）以及减薄壁厚尺寸（部分杆件的壁厚由原来的2.4mm减小到1.6mm），使得新车有效地减轻了车架的质量，图3为车架架的质量为25kg，优化后的模型。
3车架模态分析及结构优化
方程式赛车在赛道路面上行驶，路面的不平度和发动
图3车架优化后的模型
机的振动对车轮会产生随机的激振，如果以上激振力的频率和车架的某一固有频率吻合，则会产生共振现象，造成车架被破坏的危险情况。因此，为了避免共振现象的发生，
通过对某方程式赛车车架进行的刚度、自由模态分振析，获得了车架的弯曲、扭转刚度和前6阶固有频率、
（下转第8页）
AGRICULTURALTECHNOLOGY&EQUIPMENT
方标准、企业标准的制订和修订，完善操作规程和安全监督标准，强化对农机产品质量监督管理，提高农机安全生产水平。3.2
推进农业机械标准的实施
陈莉君：宁夏农机标准化工作的成效及发展建议
好农业机械标准化工作的重要保证。要重视加强农业机械科研、院校、推广等标准化人才队伍建设，充分发挥生产、部门的人才优势，为农业机械标准化体系建设提供智力支持和技术支撑。要采取“请进来，走出去”的方式，开展业务培训和学习考察，充实、更新科技人员的标准化知识，提高农业机械标准化工作水平。3.5
确保农业机械标准化工作的健康发展
标准的实施是农业机械标准化工作的关键所在。各级农机管理部门要强化农业机械标准的实施，强化对农业机械标准实施的监督。要充分发挥龙头企业的主体作用，加快推行企业标准体系建设，引导农业机械生产企业严格按标准组织生产，指导农机操作人员科学、规范使用农业机械。3.3
营造农业机械标准化的工作氛围
农机标准化技术委员会要加大对一要加强组织领导。
全区农业机械标准的制定修订、推广和实施的技术指导工作力度。各级农机管理部门要明确职能科室及工作人员，提出目标方案，大力推进农业机械标准化工作。二要建立激励机制。对在农业机械标准化工作中取得显著成绩的单位、个人要予以表彰，充分调动科技人员的工作积极性与主动性。三要确保工作经费。农业机械标准化工作是一项基础性公益职能，要认真落实工作经费，鼓励和支持农业制定、宣传、推广。四要加强协调配合。农机械标准的研究、
业机械标准化工作涉及面广，牵涉部门多。要积极争取当财政、科技等部门的支持和配地政府的重视，争取质监、合，营造良好的工作氛围，创造有利的工作环境，充分整合资源，全面推进农业机械标准化工作。
充分利用各种媒体和活动，宣传普及农业机械标准化知识，营造农机行业制标、施标的良好氛围。利用“3.15”、科普宣传周和科技下乡等活动，向农民宣传相关农业机械标准，传授鉴别农机产品优劣的基本知识和技能。发挥农机部门的专业技术优势，积极组织开展多种形式的标准化技术咨询、业务培训和专题研讨等活动，增强农民和农业生产经营服务组织实施农业机械标农机企业、准的自觉性。3.4
狠抓队伍建设提高农业机械标准化工作水平建立一支高素质的农业机械标准化人才队伍，是搞
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型，分析了激振频率与固有频率两者之间的关系。分析结果表明，车架固有频率大于路面的激励频率，从而使赛车避开了与赛道发生低频共振的可能性，但是车架1阶及3阶固有频率却落入发动机常用车速爆发频率（30~50Hz）范围内，它可能与方程式赛车的常用车速爆发频率发生耦
扭转刚度的富裕合；同时从振型分析中找出了车架弯曲、对第一代车架进行优化改部位。根据有限元分析的结果，
进，对改进后的车架进行有限元分析，分析结果显示，在保证刚度的同时，没有共振现象产生，避开了发动机的常用车速爆发频率。该研究成果表明，有限元方法为方程式赛车车架的结构设计及改进提供了可靠的理论依据。
[1]王新彦.基于ANSYS的越野赛车车架模态分析[J].拖拉机与农用运输车,-29.
[2]李伟，涂奎，李先文.摩托车车架的模态分析与验证优化[J].重庆理工大学学报(自然科学版),-14.[3]周云郊.基于刚度与模态分析的客车结构轻量化研究.[J]机械设计与制造.7-119.
[4]陈志勇,史文库,沈志宏.轻型客车车身车架整体结构有限元模态分析[J].振动与冲击,2010(10)：243-246.[5]柳小桐.摩托车车架模态分析[J].机械工程与自动化,-76.[6]党国梁.工程自卸车车架模态分析[J].科技信息,2010(19)：67-86.
[7]刘素红,李芳.一种客车车架结构的有限元分析[J].机电工程,-23.[8]白晓兰.车架的有限元自由模态分析[J].农业装备与车辆工程,-32.
[9]周云郊.基于刚度与模态分析的客车结构轻量化研究[J].机械设计与制造,7-119.[10]居小凡.FormulaSAE赛车的设计制造及测试[D].上海:上海交通大学，2009.[11]赵文娟.YD02赛车车架结构设计及其轻量化研究[D].河北:燕山大学，2009.
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　尤其是车身结构的低阶弹性模态,它不仅反映了汽 车车身的整体刚度性能, 而且是...因此,研究车身结构模态分析,进行车身轻量化设计和优化,对于提高国产 轿车的自... 　和刚度的分 析[11];马迅将车架模型简化成梁结构,进行了车架刚度和模态的分析...[17] 乔邦,陆忠东.基于有限元分析的赛车车架结构轻量化设计[J].《浙江科技... 　劳动力流动对农业社会化服务需求的影响 收入冲击对家庭营养结构的影响研究 景戍旋...影响分析 基于刚度与模态分析的方程式赛车车架 FASE 赛车车架的轻量化设计、分析... 　本田赛车车架的节能设计_机械/仪表_工程科技_专业...乔邦做 FSAE 赛车车架在弯曲、扭转、紧急制动、急...[15] 黄石华.基于刚度特性的车身结构轻量化研究[D... 　白车身静动刚度组件灵敏度分析与轻量化设计 14……基于组合代理模型的车身多...基于 Lanczos 算法的模态重分析法及其在车身结构设计中的应用 29……基于振动... 　指白车身的性能指标,如弯曲刚度、扭转刚度、一阶整体...4.2 基于侧碰的白车身结构轻量化设计 按照国家标准...白车身有限元模态分析模型和弯、扭刚度分析模型,进行... 　模态分析是研究结构动力特性一种近代方法,是系统辨别...峰值检测方法基于这样的事实:在 固有频率附近,频响...分别为质量矩阵、阻尼矩阵、刚度矩阵、 方向量和响应... 　FSAE 赛车车架结构的拓扑优化设计 3……某移动式空压机车架断裂原因分析及改进 ...深井钻机 K 型井架动力模型模态试验与分析 34……基于轻量化及刚度的铝合金车... 　在车架主纵梁结 构设计中,如果只考虑结构的静强度和刚度,很可能会在设计过程中造成车架主纵梁局部结构的 不合理,而导致半挂车在运行中产生共振,产生噪声。模态分析...