靜剛度
關注創建者：段譽 創建時間：2019-11-04
靜剛度的視頻教程
Hyperworks底盤副車架從網格劃分到靜剛度、靜強度、模態頻率及振型及安裝點動剛度仿真分析實例視頻教程
本課程主要包含一下幾點內容： 1、底盤副車架本體的網格劃分，包括焊縫建模； 2、副車架支架安裝點靜剛度仿真分析，包括局部坐標系建模、約束、加載及后處理讀取； 3、副車架本體靜強度仿真分析，即在loadcase載荷工況下，利用慣性釋放法來仿真計算副車架本體的強度應力； 4、副車架本體模態頻率及振型的仿真分析； 5、副車架各安裝點動剛度的仿真分析，方法為IPI原點法，分析類型為頻響分析，包含各卡片的設置以及
￥119 2小時 251播放
查看
Hyperworks控制臂網格劃分和縱向/側向靜剛度、縱向和側向雙軸臺架疲勞、靜剛度+臺架疲勞多目標拓撲優化、非線性Buckling Force仿真分析實例視頻教程
本課程基于瑪莎拉蒂前懸架控制臂，詳細介紹了控制的網格劃分方法以及縱向和側向靜剛度的仿真分析方法、縱向和側向雙軸組合疲勞的仿真分析方法、縱向側向剛度和臺架疲勞的多目標拓撲優化的仿真方法、縱向和側向非線性Buckling_Force的求解方法。
￥119 2小時17分鐘 332播放
查看
電動車懸置襯套的設計及靜剛度分析
講述電動車懸置襯套的設計分析方法和具體步驟： 襯套的設計 襯套的分析，單邊縮徑 襯套的位移加載 網格劃分 分析結果的讀取和導出 由力位移曲線讀出剛度 下集預告：襯套的快速六面體劃分方法（以用于橡膠襯套的疲勞預測）
￥15 20分鐘 128播放
查看
靜剛度的實例教程
摘要:基于剛度疊加法的原理、非線性有限元分析及優化理論，提出了懸架襯套3 個方向靜剛度的設計方法。以某乘用車懸架橡膠襯套的三向靜剛度設計為例論述了該方法的有效性。該方法對懸架襯套三向靜剛度的設計具有指導意義。
關鍵詞
:橡膠襯套;三向靜剛度;剛度疊加;有限元分析;優化設計
汽車懸架橡膠襯套為懸架系統中重要的彈性元件，三向靜剛度是襯套的重要性能參數，該參數對汽車的操縱穩定性和平順性具有較大影響［1］。
在計算懸架襯套的三向靜剛度時，目前大都采用試湊的方法，或者利用工程中的一些簡單計算公式進行計算［2 － 4］。根據某乘用車懸架系統橡膠襯套的三向靜剛度設計要求，基于剛度疊加法、非線性有限元分析和優化理論，文中提出了懸架襯套3 個方向靜剛度的設計計算方法。首先對襯套進行參數化，利用ABAQUS 軟件計算襯套的三向靜剛度與一系列襯套參數的關系; 然后進行數據擬合，得到襯套的三向靜剛度與襯套參數的關系; 最后通過優化計算，得出滿足襯套三向靜剛度要求的襯套參數。給出了一個計算分析實例，說明了文中論述方法的有效性，該方法可以提高懸架襯套三向靜剛度的設計效率。
1 襯套的參數化和參數的確定
圖1 為要求設計的橡膠襯套安裝圖。橡膠體的內外表面分別與鑄鋁內管、尼龍外管硫化。其中高度H、內徑d 和外徑D 是橡膠體的主要尺寸。襯套三向靜剛度的要求見表1。
由于該懸架襯套2 個徑向剛度( Kx，Ky ) 的要求值不一樣，為此把襯套在xy 平面內的橡膠體設計成如圖2 所示的十字架形狀。襯套的橡膠體用2 個寬度參數b1，b2 進行離散化。
展開 那么對于使用梁單元搭建的模型，多大的網格密度才能捕捉到結構的靜剛度呢？本文主要遵循由簡到繁的思路，通過案例對比的方式，和大家一起探討下其中的問題。
需要重點強調的是：本文案例使用的求解器為HyperWorks的結構分析優化求解器OptiStruct，單元類型為cbeam，對應的分析問題為靜剛度問題，對于不同求解器中的梁單元，可能由于單元性質的不同得到不一樣的結論，比如筆者試過使用ANSYS的beam188計算得到的部分結論與本文并不一致。
靜剛度
一般結構分析的目的是為了得到結構的剛度和強度信息，每種根據對應的工況類型又有靜力和動力之分，其中靜剛度是最為基本也是最為重要的分析內容，所以文章選擇以此為切入點展開探討。
如圖所示懸臂梁，梁長10mm，截面0.2*0.2mm，分別計算結構在集中力0.01N，彎矩0.1Nmm，均布力0.001N/mm作用下的端部撓度，下面是統計結果：
可能有些小伙伴會對上面的計算結果有所疑惑，因此這里將劃分1份網格和劃分16份網格的變形結果放在一起進行對比：
通表格對比數據和變形圖示可以得到兩個重要結論：
①1根梁單元已經可以比較好的表達自身在集中力，集中力矩，均布力作用下的彎曲剛度。通過上述變形圖可以看出，劃分1份網格和劃分16份網格，梁端部的變形是一致的。
②1根梁單元不足以表達復雜的變形量。通過上述變形圖可以看出，雖然端部結果基本一致，但是1份網格只能表達基本的線性變形，其余部分的變形量與真實變形相差較大。
展開 發明公開了一種機床整機靜剛度的優化設計方法，包括以下步驟：應用pro/E軟件建立機床整機簡化模型；將機床簡化模型導入samcef軟件中，建立整機有限元模型；對整機大件結構剛度特性進行參數化，確定設計參數和設計空間；應用中心復合試驗設計方法選取有限元分析的試驗樣本點；對試驗樣本點進行有限元分析，得到樣本點的整機靜剛度響應值；簡歷大件結構剛度特性參數與機床整機靜剛度的響應面模型；分析各大件結構剛度對機床整機靜剛度的靈敏度，確定靜剛度薄弱環節，進行優化設計。該發明通過有效地確定機床整體各結構對機床整機靜剛度的靈敏度及發現制約機床靜剛度提高的薄弱環節，為機床結構優化設計提供重要的依據以及指導設計人員對機床薄弱大件結構的優化設計。
具體步驟詳細見附件。
一種機床整機靜剛度的優化設計方法.pdf
展開 由于動力總成剛體模態與懸置靜剛度相關性大，且調整靜剛度改動較小，但懸置靜剛度與隔振性能也強相關，所以首先考慮驗證將動力總成剛體模態與方向盤模態及聲腔模態解耦方向進行。該車動力總成懸置采用3點式支撐結構，左右懸置相同，3個懸置設計狀態靜剛度也相同。為了判斷各懸置靜剛度對pitch剛體模態影響趨勢，先后更換不同靜剛度的左、右懸置和全套懸置樣件，并進行動力總成剛體模態測試，其懸置靜剛度參數及pitch剛體模態變化見表1所示。
表1 動力總成Ry剛體模態隨懸置靜剛度變化表
通過對表1進行分析，可以看出方案1僅改變左右懸置靜剛度，此時pitch剛體模態基本無變化，主觀評價其改善效果也不明顯。方案2在方案1基礎上僅改變后懸置靜剛度，pitch剛體模態則提高了8Hz，其車內振動噪聲測試結果見圖5、圖6中方案2所示。相比于原狀態，車內振動噪聲峰值轉速從3000r/min提高到了3400r/min附近，方向盤振動有一定的改善，但駕駛員右耳噪聲變得更差，主觀評價不可接受。故通過提高懸置靜剛度來提高pitch剛體模態方向不可行，轉而往降低靜剛度方向進行驗證。經綜合評估懸置靜剛度對整車耐久及隔振性能的影響，左右懸置及后懸置靜剛度最低可降至250N/mm和300N/mm，此方案測試結果見表1方案3所示，其pitch剛體模態僅降至43Hz，經主觀評價該方案改善效果也不明顯，故將下一步優化方向放在加強傳遞路徑隔振上。由于原狀態壓縮機是通過鑄鋁支架與驅動電機進行硬連接，為了降低壓縮機與動力總成剛體模態共振的振動激勵，決定對壓縮機支架采取增加襯套隔振措施。具體優化方案為將壓縮機支架由原狀態4點剛性連接變更為3點橡膠襯套連接，壓縮機支架優化方案如圖12所示。
展開 對于線性系統，剛度表示為作用在系統上的載荷力F與其受力變形量D之間的比值。正如系統的模態參數（振型，頻率與阻尼），剛度也是系統的固有特性，它不受外界載荷和響應的影響。在系統中施加靜力載荷并測量位移響應，兩者之比就可以得到系統的靜剛度，表達式如下：
K=F/D
其中，k為靜剛度，單位N/mm；
D為位移響應，單位mm；
F為載荷，單位N。
當在系統中施加動態載荷（載荷隨頻率變化而變化）并測量位移響應，兩者之比就可以得到系統的動剛度，動剛度表達式推導如下。
對于一個單自由度彈性阻尼系統，其動力學方程為：
將位移響應x與激勵力f設為：
將上式代入振動方程可得動剛度的表達式為：
從動剛度的表達式可以看出，動剛度是與激勵頻率有關的函數，剛度值隨著頻率ω的變化而改變，而不再是一個固定值，其中包含著實部和虛部，其幅值為：
當激勵頻率ω=0時，動剛度與靜剛度相等，說明靜剛度是動剛度的一種特殊情況。
從動剛度的幅值表達式可以看出，動剛度的值除了與系統靜剛度k和激勵頻率ω有關外，還與系統的質量m和阻尼c有關。當系統在某一頻率段內出現動剛度不足需要對系統進行優化的時候，可以從提高系統靜剛度，調整質量，增加阻尼，改變激勵頻率等方向對系統進行針對性優化，達到提高系統動剛度的目的。
展開 
靜剛度的相關專題、標簽、搜索
靜剛度的最新內容
軟件針對傳統仿真軟件前處理操作繁瑣耗時、求解速度慢、后處理自動化程度低等痛點，在各環節融入智能算法，提供自動化前處理、智能加速、智能結果分析等特色功能，可應用于白車身靜剛度分析、發動機缸體模態分析、電池包結構動力學分析等車輛結構仿真問題。
[3] 錢鵬，韓曉玉，王瓊.某商用車儀表板橫梁的模態靜剛度分析與驗證[J].農業裝備與車輛工程，2018,56(12):89-91+94.
[4] 劉佳會，金執，許慶超.淺析汽車儀表板橫梁結構設計[C]//河南省汽車工程學會.第十五屆河南省汽車工程科技學術研討會論文集.[出版者不詳]，2018:74-75.
[5] 曹渡.汽車內外飾設計與實戰[M].北京：機械工業出版社，2017.
該技術將典型橡膠-金屬襯套結構參數化，并通過開發的獨立圖形用戶界面和ABAQUS腳本程序，實現自動前處理、仿真計算和后處理；讀取仿真結果文件中力、扭矩、位移和角度值，采用最小二乘法計算出多向靜剛度值，導出應力、應變等云圖；對比仿真與實測結果，誤差在10%以內，滿足工程化應用要求。此外，該方法進行一次仿真分析約需8～15 min,極大地提高了分析效率。
表3 輕量化車門與原車門各項性能對比
4 總結
基于有限元仿真分析的方法，采用Hyper Works分析了原用材車門的模態、垂向剛度、靜強度，結果顯示符合主機廠要求。后采用去掉內板左側加強板、內板坯料，采用變厚度激光拼焊及材料減厚的方式設計了兩種輕量化方案車門。
通常用提高結構系統的靜剛度、增加阻尼、調整結構件質量和固有頻率等方法來提高機床主機的剛度和抗震性。
提高機床主機剛度和抗震性的方法通常包含：1-通過增加阻尼；2-調整結構件質量3-調整固有頻率4-提高結構系統靜剛度；其中靜剛度（The static stiffness）是結構在特定的靜態激擾下抵抗變形的能力。
03 實體螺栓建模的優缺點
從客觀角度講，實體螺栓建模最大的優勢并不在于螺栓校核方面，而是在于能夠較為準確地模擬螺栓對整體結構的影響
也就是說，實體螺栓+摩擦接觸組合，能夠較為準確的體現螺栓在受到各種載荷下的變形以及接觸情況，直接影響裝配體靜剛度以及動剛度性能的模擬是否準確
測試設備為MTS 833 三軸向試驗臺，可利用同一套工裝測試襯套三向靜剛度曲線，如圖3 所示。
通過對該系統的參數分析在計算機上進行建模，最后優化設計出的數控機床具有靜剛度和動剛度高、抗震性高、靈敏度高、熱變形小、自動化程度高及方便操作等優勢。
結束語
隨著社會的不斷發展，經濟水平不斷的提高，人們對很多產品的性能也是越來越重視。
取值0~5.6mm,對X向靜剛度進行求解。
理論分析
用齒輪動態嚙合力F表示動態激勵力,即一對嚙合齒輪在傳遞誤差下的嚙合力響應可表示為傳遞誤差激勵與動態嚙合剛度的乘積,其簡化計算公式[8]為:
式中:Amp為主動齒與從動齒合成幅值,m/N;Amp1為主動齒輪動柔度幅值,m/N;ω為角速度,rad/s;α1為主動齒輪動柔度相位,°;Amp2為被動齒輪動柔度幅值,m/N;α2為被動齒輪動柔度相位,°;Kc為齒輪對嚙合靜剛度
