共查询到10条相似文献,搜索用时 46 毫秒
1.
2.
《机械工程与自动化》2017,(4)
为了避免双螺杆泵在周期性变化的流体作用下发生共振,优化双螺杆泵的力学性能,对其螺杆转子进行模态分析。先简化螺杆,得出螺杆的振动力学模型,用理论方法解出其第1阶固有频率为525.183 5 Hz,再使用ANSYS软件对螺杆转子进行不同约束情况下的模态分析,得出螺杆转子的各阶模态,其中螺杆转子在弹簧阻尼约束下分析得到的第1阶固有频率为526.4 Hz,理论和软件计算的结果误差只有0.23%,证明使用弹簧阻尼约束模型对螺杆转子模态计算更接近实际情况,可以应用此结果作为双螺杆泵动力学性能优化的依据。 相似文献
3.
利用ANSYS软件建立了30t轴重浴盆式敞车的车体有限元模型,介绍了车体模态分析的基本理论,并用Block Lanczos方法对浴盆式敞车车体进行了模态分析,得到了浴盆式敞车车体的前六阶固有频率及相应振型。分析结果表明:该敞车以横向振动为主,车体的一阶扭转模态频率为5.086Hz,侧墙的一阶横向弯曲模态频率为10.134Hz,振动幅度较大的区域集中在与撑杆相连接的侧墙上。而当振动频率迭到26.939Hz时,浴盆式敞车车体没有出现垂向弯曲振动,说明该敞车车体满足满足AAR《货车设计制造规范》标准的要求。 相似文献
4.
5.
为分析联合收割机底盘机架的振动特性,使用UG NX12.0建立机架的三维模型,使用NX Nastran进行理论模态分析,计算前12阶振型的固有频率和云图,得出机架最大变形部位。通过对底盘机架进行模态试验,验证理论分析的准确性。计算外部激励频率范围,对比分析机架固有频率与主要外部激励频率,对机架进行结构优化,有效避免机架共振。研究结果表明:在机架质量增加7.9%的前提下,机架的第9阶和第10阶固有频率分别降低到81.439 Hz和84.803 Hz,有效避开了发动机工作激振频率86.667 Hz。对优化的机架进行静力学分析,其结构强度满足设计要求。 相似文献
6.
7.
8.
9.
《现代机械》2015,(6)
针对一种掘蔸式拔杆机的执行机构旋转辊刀系统,为进一步优化该系统的作业性能,利用UG进行了实体建模,采用ANSYS Workbench进行有限元模态分析,获得了该系统的前6阶的固有频率,以及各主要工作部件的典型振型。研究结果表明:1阶模态(105.76 Hz)主要表现为辊刀系统绕轴线的旋转运动;在2阶模态(261.51 Hz)和3阶膜态(261.99 Hz)下,辊刀系统表现为整体弯曲振动;在4阶模态(314.42 Hz)和5阶模态(314.72 Hz)下,辊刀系统主要表现为局部弯曲振动;在6阶模态(326.18 Hz)下,辊刀系统表现为局部弯曲扭转振动。上述系统模态属性,可为辊刀系统结构振动特性的描述及整机作业性能的优化提供依据。 相似文献
10.