方程式賽車多連桿式后懸架結構模態(tài)分析畢業(yè)課程設計外文文獻翻譯、中英文翻譯、外文翻譯

《方程式賽車多連桿式后懸架結構模態(tài)分析畢業(yè)課程設計外文文獻翻譯、中英文翻譯、外文翻譯》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《方程式賽車多連桿式后懸架結構模態(tài)分析畢業(yè)課程設計外文文獻翻譯、中英文翻譯、外文翻譯（10頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1 外文文獻 附錄 A a y of AE of a by a of 3) of No of be in a or in or by or ne of of a is a In a by of In of by of in by by of to an an a a a a at by s to a In by to of of a in in is it of a F 2 of a is is s in of of is is to it to of is At of is of a is to to is to to to 1,2]. an So is is in 5, 7, is to of be on in is by is by of No of of a of an B, a D, a C, a a a it is to a E?, F, G [2,3]. . F to to a an a a In an a is of to an In s is F he of to an in 3 of is on is to a a an in to be in In if in of in a to of is To to of in of be s in is by in a of in is to to F N he at to on on is of . , 5 of , 4 48 2 Hz 4at 20 of is in is In as by As of is in be 2 Hz is In of of a F N 4 he s in of by So of is In of is a is to in is . In a on by is is a is to is to in to is . , In is in 0m/s2,is it a 0in of a in s a in of as a 5 as in 5 to 1,912. a a an a a is in of 9,262. 01,174. ,293 is If on be by of s In 0 0 is of is of 5 6 F of it be an is by is is by (1) is in of to as , is (2) in of 6 to as , is (3) (4) (1) 2) 4 Hz in F of in in 7 0, a a on is 5 0 Y by 4 0 of is 1 of of 6. of of 94) is is 0 Hz by as of 9 in 7 附錄 B 方程式 賽車多連桿式后懸架結構 模態(tài)分析 摘要 建立全車架結構 有限元模型，用來評價車輛的怠速震動特性。用 動機和整車的模型通過實驗和計算結果協調以后共同決定。注意力放在了車架一階縱向彎曲模型的頻率上。降低一階車架彎曲模型的頻率可以減少車輛的怠速震動已經變得明確。 簡介 具有燃油經濟性的柴油車的一個缺點就是車 身的怠速震動。在柴油發(fā)動機里，由熱能積聚引起的壓力急劇上升會影響活塞。在把直線運動轉換成旋轉運動的曲軸系統里，有兩種反作用力使得發(fā)動機體振動：由移動部件運動換向引起的反作用力，和有限的氣缸不均勻的轉動引起的。這個力傳遞到發(fā)動機機體，發(fā)動機底部，橡膠的發(fā)動機支座，車架，橡膠駕駛室支架，最后到車身，引起乘客不舒服。 大型商用車的怠速震動的平復處于發(fā)展的初期，用 論模擬發(fā)動機震動，然后建立模型。 這篇論文中，將發(fā)動機置于車中來確定怠速震動，因為車架和車身的有限元被當做一個小型休閑車。另外，在這篇文章中， 也分析了車輛車架自然模式如何改變，并且指出車架一階縱向彎曲的自然頻率具有重要的影響。 車身震動的分析 圖 V 怠速過程中座椅扶手處采集的加速過程中縱向震動頻率的分析。怠速震動的主要部分是二階發(fā)動機轉動，第 1，和第 同樣重要。但是，這些不同是由于不同氣缸的燃燒不同而引起的。完善噴射系統可以解決燃燒的差異。在這個實驗中，只集中研究怠速轉速是 720 24架的二階震動。此外，也研究了降低振動的措施，因為座椅的縱向振動對人類的感覺有很大的破壞性影響。 發(fā)動機引起作用力的判 定 發(fā)動機將振動傳遞給車身的路線有三種：通過發(fā)動機支座，驅動系統，和尾氣排放管。在這篇論文中，研究了起主要作用的發(fā)動機支座的路線。研究方法有很多種，這里用 論。 論的概要 考慮引起發(fā)動機集體受力的有爭議的怠速振動頻率范圍。首先，作用在活塞上的 8 燃燒壓力被認為引起這個振動。但是，假設活塞曲軸并不隨飛輪移動并且機體以某種方式固定，在這個頻率范圍發(fā)動機的零件被認為是完全剛性的。在這種情況下，如果活塞曲軸不移動，發(fā)動機機體就不會振動，盡管柴油燃燒引起壓力的迅速上升。 相應地，引起發(fā)動機機體振動的 直接原因不是燃燒壓力，而是活塞曲軸運動的反作用力。為了確定作用在發(fā)動機機體上的這個力，需要計算在機體內外都發(fā)揮作用的反作用力。 在 論里，通過測量在飛輪齒圈上收集到的脈沖來發(fā)現曲軸系統的不協調旋轉運動。然后計算相連的活塞系統的縱向運動來確定發(fā)動機機體上的作用力。 作用力準確性的驗證 在整車模型里（后續(xù)描述），振動力的增加和曲軸是對應的。評估振動主要影響的引擎蓋和發(fā)動機右側底部。計算數據和實驗結果的比較結論在圖中表示了出來。在圖中，表示出來 5 種不同的計算結果，因為要考慮怠速轉速的變化 。 在圖中，鑒定了在轉速為 720第二第四和第六階的 2448 72計算數據和實驗結果。發(fā)動機左側底部的數據，在這篇論文中沒有顯示出來，但是也幾乎全部鑒定了出來。至于在這個頻率范圍內，發(fā)動機和車身的振動被發(fā)動機支座隔離開來。車身幾乎影響不到發(fā)動機的振動。因為實驗數據和計算結果的鑒定是在這一范圍內，動力模型和振動力可以認為是合理的。 但是在一階 12圍，數據并沒有鑒定出來。在這一頻率范圍內，發(fā)動機和車身的振動被發(fā)動機支座耦合到了一起，因此，車身模型的準確定受到影響。 低頻振動測量方式的 改善 發(fā)動機振動力通過 論來確定，通過增加振動力，發(fā)動機每個部分的震動都被計算出來。至此，然而，計算數據并沒有和實際測量完全區(qū)分開來。因此，實際測量的準確性得到提高。引起怠速振動的低頻振動和引起噪聲的高頻振動在發(fā)動機表面混合到一起。當通過壓力測量這個混合振動，高頻率的振動被加重，而作為研究目標的低頻率表振動則變得相對小了。舉個例子，測量發(fā)動機右側底部的縱向振動加速 - 9 時間波形如圖所示。 在這篇論文中，運用了測量壓力作用在內部的重量的加速壓力計。這個裝置比壓力元素加速機更大，對加速也更敏感。除此之外， 內部為了保護探測部分而填充的硅油阻止了高頻振動。這個裝置測得的加速 5 所示。和圖 僅顯示出了低頻率，雖然測量的是相同的區(qū)域。通過這種方式，高頻率振動被阻截掉，因此明暗度更高。這一次，使用了加速度測量范圍 0 到 20m/裝置。因為靈敏度高，這個裝置很容易校準，通過重力加速度。使用壓力加速度檢測計的時候，主階振動計算數據和實驗結果的差異是 20因此，采用這一方式的 而，圖 采用流量計加速度檢測計鑒定出來的計算結果。 整車模型 圖 整車模型。像車門和座椅等內部和外部裝置以 85 點增加到詳細有限元結構模型中。網格數是 61,912。圖 一個有懸架，發(fā)動機，燃料箱和保險杠的車架組合成一個整體，網格數是 39,262。 把圖 圖 個到一起形成了一個整車模型，總的網格數是 101,174。本的 算時間是 3,293。計算方法是打包計算。如果模型是更大規(guī)模，則必須通過整體結構計算。 圖 頻率響應函數，指示出振動力作用在發(fā)動機支座時車架的響應。在需要分析的 20 到 30率范圍里，實驗數據相對于計算結果更好。 圖 量計加速度檢測機的測量結果 圖 身 10 圖 然模式的頻率范圍 模型相關性分析 從振動特性的角度來看，可以認為整車振動被發(fā)動機支座和駕駛室支座隔離開來，因為有彈簧連接，雖然隔離并不徹底。如果整車被連接件和懸掛分開，車身有 4 大結構： (1)機體 增加了內部零件，如圖 示，此后描述成機體。 (2)車架 車架上增加了燃料箱和保險杠，如圖 示，此后描述成車架 (3)動力系統 (4)懸架 在 以上的結構中， (1)機體和 (2)車架怠速振動的自然頻率在 24近。機體，車架和整車模型的振動特性被比較和研究。 自然頻率的比較 圖 示的是每個結構和車輛不同狀態(tài)下自然振動頻率的分布情況。車架有 17個自然模式低于 50圖 7 中，裝有發(fā)動機和懸架的車架， Y 型底盤，有 35 個自然模式低于 50Y 型底盤加裝一個車身就形成了整車模型，具有 94 個自然模式低于 50 當 Y 型底盤的自然模式數量增加到 61 個，總數達到 96 個。整車模型的自然模式數量比這個總數少 2 個，因為有兩個因為結合了 Y 型底盤而高于了 50互關聯的分析結果將在以后描述。