摩托车液压减振器(2)

(上接2003年第3期) h)阻尼器正常阻尼区Hy+Hf,如图2、图3所示,活塞以静平衡位置为中心,以(S+△)/2为振幅的压缩和复原轴向振动范围.     

踏板车有限元动态分析及结构改进(1)

踏板车连接发动机和车架是靠吊挂支架,吊挂支架直接影响着整车振动。通过有限元分析,对2种不同吊挂系统在相同车架和发动机工况下进行了动态特性研究和受迫响应分析,经过道路试验验证,改进吊挂系统的车架可以改善整车振动性能,能够提供整车舒适性能,这与之后进行的实际道路试验结论是一致的,解决了某踏板车振动问题。     

轻型卡车车架模态分析与测试研究

建立了某轻型卡车车架有限元模型,计算了车架的振动模态,得到模态参数,并进行车架模态试验。通过试验数据的采集、处理和分析,得到车架的十阶模态频率和振型。通过比较,发现两种方法得出的模态参数比较一致,表明所建立的有限元模型能够很好的反映原结构的振动特性。通过模态分析确定了该车架结构的可靠性,为车架的结构改进提供了理论依据。     

踏板车发动机悬架系统对整车振动的影响分析与解决方法(1)

发动机为振源,将振动通过吊挂、后减震器传递给车架,如果发动机振动、发动机悬架系统设计不合理,踏板车会振动较大,在骑乘时会感到手、脚及臀部发麻。因此,将发动机振动在传递到车架时衰减到最小,是解决振动问题的关键。后减震器下悬挂点的位置涉及发动机静态平衡,对整车振动有较大影响,在整车设计时,减震器的吊挂位置必须要计算,吊挂点的延长线必须在后轮中心附近,否则就要设计一结构使发动机在静态下与车架之间无作用力。     

踏板车发动机悬架系统对整车振动的影响分析与解决方法(2)

<正>(上接2014年第8期)b)后减震器刚度分析:大阳踏板车的后减震器与进口车及国外品牌车相比弹簧刚度较大,换用国外品牌车型的后减震器后,振动没有明显减弱。c)后减震器下连接点位置:对比进口车及国外品牌车,后减震器下连接点位置均在发动机输出轴(后轮中心)的后方,如图10所示。根据以上对比分析,大阳踏板车振动最根本的问题是骑行加速时,各速度段都存在明显振动,而吊挂结构,缓冲块的硬度、形状及吊挂尾管的刚度等,并     

基于MSC．Nastran的客车车架动态特性分析

以某公司客车车架为研究对象,利用MSC．Nastran软件建立以壳单元为基本单元的车架有限元分析模型,分析该车架的前16阶固有频率及振型,为车架响应分析提供重要的模态参数,也为结构的改进设计提供理论依据。     

滑模施工中摊铺速度和棒侧(间)距的选择

１　棒侧距和棒间距的选择１１　棒侧距的选择根据侧模板处的最大加速值，按照最大加速度的低限ａｃ值８ｇ，得到振捣棒棒径为６０ｍｍ、尖端振幅为１０ｍｍ，不同频率对不同坍落度混凝土混合料振动的最大棒侧距（振捣棒轴线到侧模板的距离）如表１所示。表１　棒径为６０ｍｍ、尖端振幅为１０ｍｍ时的最大棒侧距ｃｍ坍落度／ｃｍ振动频率／ｒ·ｍｉｎ－１６０００８０００１００００１２００００～２９１２１５１８３～５９１３１６１９６～８１１１６２０２４　　由表１知，保证侧模板处混凝土充分密实的最大棒侧距随坍落度和振动频…     

某纯电动轻卡车架模态分析与优化设计

文章采用有限元分析软件Hypermesh对某纯电动轻卡车架进行分析与优化。建立车架有限元模型并求解前六阶模态振型,结合车架动态特性开展车架结构参数优化,改进后车架模态频率变化平缓,避免了车辆行驶中的共振。最后对比车架台架试验数据与CAE仿真分析结果,验证有限元分析的可靠性,为后续车架结构的改进、优化设计提供了参考。     

基于COSMOSWorks和Simulink的车架动态响应特性分析

采用Solidworks中的COSMOSWorks有限元分析软件对车架进行模态分析,得出了前十阶振型及固有频率。运用1,4车辆振动模型,建立了系统的运动微分方程,并利用Matlab中的Simulink模块对车架的振动情况进行仿真。利用路面谱仿真得到的路面激励信号作为输入,对车架进行动力响应模拟,得到了车架在三种典型路面上的动态响应特性,为车架的结构优化提供了理论依据。     

2015款雪佛兰赛欧3新技术剖析(二)

<正>2.独立点火线圈(如图9所示)。3.开关式水泵(如图10所示)。4.EGR排放控制系统(如图11所示)。5.可变进气长度系统(如图12所示)。6.免维护正时链条系统(如图13所示)。当出现正时故障,更换凸轮轴、VVT执行器等部件时,需要进行正时的检查与重新安装。发动机正时安装需要用到的工具设备如图14所示。正时安装步骤如下:1.安装前首先旋转曲轴,使标记点对准6点钟方向(如图15所示)。