扭转弹簧应用实例_扭转弹簧受力分析

2024-11-21 14:57:56

1.UG 6.0进行模态分析的具体步骤？要求举例说明，将命令按钮和操作步骤交代清楚，这是专业技术，急！重谢！

2.压缩弹簧计算基本认知

3.关于中国坦克的问题

4.求刚度的计算公式？

5.振动系统三要素

扭转弹簧应用实例_扭转弹簧受力分析

TH-2转动惯量测试仪的基本结构和使用方法：

TH-2转动惯量测试仪用新型的单片机作控制系统。产品操作方便、精度高、性能稳定可靠。

转动惯量是刚体转动时惯性大小的量度，它除了与物体质量有关外，还与转轴的位置和质量分布(即形状、大小和密度分布)有关。如果刚体形状简单，且质量分布不均匀的刚体，计算将极为复杂，通常用实验方法来测定，例如机械部件，电动机转子和枪炮的弹丸等。使物体作扭转摆动，由摆动周期及其它参数的测定计出物体的转动惯量。

H-2转动惯量测试仪在垂直轴1上装有一根薄片状的螺旋弹簧2，用以产生恢复力矩。在轴的上方可以装上各种待测物体。垂直轴与座间装有轴承，以降低摩擦力矩。3为水平仪，用来调整系统平衡。

将物体在水平面内转过一角度θ后，在弹簧的恢复力矩作用下，物体就开始绕垂直轴作往返扭转运动。根据虎克定律，弹簧受扭转而产生的恢复力矩M与所转过的角度θ成正比。即M = -Kθ（式中，K为弹簧的扭转常数。）

根据转动定律M=Iβ（式中，I为物体绕转轴的转动惯量，β为角加速度），由上式得

令，忽略轴承的摩擦阻力矩，由式（1）、（2）得

上述方程表示扭摆运动具有角简谐振动的特性角加速度与角位移成正比，且方向相反。此方程的解为：

式中，A为谐幅，Ф为初相位角，ω为角速度。此谐振动周期为：

由（3）式可知，只要实验测得物体扭摆的摆动周期，并在I和K中任何一个量已知时可计算出另一个量。

本实验用一个几何形状规则的物体，它的转动惯量可以根据它的质量和几何尺寸用理论公式直接计算得到，再算出本仪器弹簧的K值，若要测定其它形状的转动惯量，只需将待测物体安放在本仪器顶部和各种夹具上，测定其摆动周期，由公式（3）即可算出该物体绕转动轴的转动惯量。

理论分析证明，若质量为m的物体通过质心轴的转动惯量为I时，当转轴平行移动距离X时，则此物体对新轴线的转动惯量变为I+mX2称为转动惯量的平行轴定理。

UG 6.0进行模态分析的具体步骤？要求举例说明，将命令按钮和操作步骤交代清楚，这是专业技术，急！重谢！

不断学习了解，纲举目张就行了：

振动力学的研究内容

1系统、激励与响应

工程中称振动问题研究的对象为系统，它可以是一个零部件、一台机器或者一个完整的工程结构等等；称外界激振力等因素为激励或输入；称作用于系统

后使之产生的振动为响应或输出。　根据以上概念，振动力学研究的工程振动可以分为三类：

第一类，已知激励和系统，求响应。

可以称这类问题为系统动力响应分析。这是工程中最基本和最常见的问题，其主要任务在于验算结构，产品等在工作时的动力响应(如变形、位移、应力等)是否满足预定的安全要求和其它要求。在产品设计阶段，对具体设计方案进行动力响应验算，若不合要求再作修改，直到达到要求而最终确定设计方案，这一过程就是所谓振动设计。就上述框图的流向面言，动力响应问题属于由因求果的正问题，这也是振动力学最主要的内容。

第二类，已知激励和响应，求系统。

可以称这类问题为系统识别。这里所谓求系统，主要是指获得对于系统的物理参数(如质量、刚度及阻尼系数等)和系统关于振动的固有特性(如固有频率、主振型等)的认识。实际上处理这类问题时，待求的。系统实物是现实存在着的，由于种种原因，难以用分析的方法完善地建立力学模型和掌握它的振动固有特性。　这时就把实际存在的系统仍然作为未被认识的“黑箱”或未被完全认识的“灰箱。，通过对它进行振动试验，记录输入输出数据并作数据处理，反过来求出系统的有关参数和特性。系统识别以估计物理参数为任务的叫做物理参数识别，以估计系统振动固有特性为任务的叫做横态参数识别或试验横态分析。系统识别是振动的第一种逆问题，振动力学是它的基础理论和依据。

第三类，已知系统和响应，求激励。

可以称这类问题为环境预测。例如为了避免产品在公路运输中损坏，需要通过实地行车记录汽车振动或产品振动，以估计运输过程是怎样一种振动环境，运输过程对于产品是怎样一种激励，这样才能有根据地为产品设计叮靠而有效的减震包装。由于这类物理环境大都是因时因地而异的，各次试验结果在表观上辑不相同，所以环境预测问题除了以振动力学为理论基础之外，一般还要利用随机过程和数理统计方面的知识。环境预测是振动的第二种逆问题。　比较复杂的工程振动问题可能同时包含着正、逆两种性质的问题。由于近几十年内高速数字计算机的出现和计算软件、现代振动测试方法的迅速发展，才使得复杂振动问题的理论分析及实验研究成为可能。2连续系统与离散系统

与力学的其它分支学科相同，振动力学也需借助力学模型进行研究。模型中的振动系统可以分为两大类：连续系统与离散系统。实际工程结构的物理参数，例如板壳、梁、轴等的质量及弹性，一般是连续分布的，保持这种特点抽象出的模型中的系统称为连续系统或分布参数系统。绝大多数场合中，为了能够分析或者便于分析，需要通过适当的准则将分布参数凝缩成有限个离散的参数，这样便得到离散系统。　由于所具有的自由度数曰上的区别，连续系统又称为无限自由度系统，离散系统则称为多自由度系统，它的最简单情况是单自由度系统。所谓一个系统的自由度数，是指完全描述该系统一切部位在任何瞬时的位置并需要的独立坐标的数目。　分析连续系统及离散系统的振动的数学工具有所不同，前者借助于偏微分方程．后音借助于常微分方程。　离散系统中的一种典型是由有限个惯性元件、弹性元件及阻尼元件等组成的系统，这类系统又称为集中参敛系统。其中，惯性元件是对系统的惯性的抽象，表现为仅计及质量的质点或者仅计及转动惯量和质量的刚体，弹性元件是对系统的弹性的抽象，表现为不计质量的弹簧、扭转弹簧或者仅具有某种刚度(如抗弯刚度、抗扭刚度等)但不具有质量的梁段、轴段等，阻尼元件既不具有惯性，也不具有弹性，它是列系统中的阻尼因素或有意识施加的阻尼器件的抽象，通常表示为阻尼缓冲器。阻尼元件是一种耗能元件，主要以热能形式消耗着振动过程中的机械能，这与惯性元仆能贮存动能、弹性元件能贮存弹性势能在性覆上完全不同。编辑本段3其他

按运动微分方程的形式分类

线性振动——描述其运动的方程为线性微分方程，相应的系统称为线性系统。线性振动的一个重要特性是线性叠加原理成立。　非线性振动——描述其运动的方程为非线性微分方程，相应的系统称为非线性系统。对于非线性振动，线性叠加原理不再成立。

按激励的有无和性质分类

固有振动——无激励时系统所有可能的运动的集舍。固有振动不是现实的振动，它仪反映系统关于振动的固有属性。　自由振动——激励消失后系统所作的振动。这是现实的振动。　强迫振动——系统在外界激励下所作的振动。　随机振动——系统在非确定性的随机激励下所作的振动。行驶在公路上的汽车的振动就是随机振动的典型例子。另外，物理参数恩有随机性质的系统发生的振动也属于随机振动。　自激振动——系统受到由其自身运动诱发出来的激励作用而产生和维持的振动。一般说来，这时系统包含有补充能量的能源。演奏捉琴所发出的乐声，就是琴弦作自激振动所致。车床切削加工时在某种切削用量下所发生的激烈的高频振动，架空电缆在风作用下所发生的与风向垂直的上下振动以及飞机机翼的颤振等，　都属于自激振动。　参数振动——激励园素以系统本身的参数随时问变化的形式出现的振动。秋千在初始小摆角下被越荡越高就是参数振动的一例。在这里秋千受到的激励以摆长随时间变化的形式出现，而摆长的变化由人体的下蹲及站直造成。一根装有重盘的矩形轴旋转时，由轴的截面惯性矩随时间变化而引起的振动，也是参数振动的例子。

压缩弹簧计算基本认知

首先讨论了如何在UG软件中完成客车车身的数值模型及如何将此数值模型进行简化转化成客车车身有限元模型，接着在ANSYS软件中对设计的客车车身骨架结构进行了静态弯曲工况、扭转工况和弯扭工况三种工况下，车身结构的强度和刚度的分析，并对该车进行了动态分析。

基于UG软件的客车车身曲面设计，客车车身曲面不同于轿车车身曲面，其曲面最复杂的地方集中于车头和车尾，侧围和顶盖的曲面相对而言较为简单。所以对于客车车身外表面最方便易性的构造方法是直接由车身的二维轮廓线出发，在计算机上绘制出车身的主要轮廓线，再由这些轮廓线出发构造车身外表面模型。由此，我们定出了9根车身外表面轮廓线，通过这些轮廓线可确定车身外表面的基本形状。如侧围曲面可由。1曲线沿c2曲线平行扫掠构成;顶盖曲面由c6,c4和c8曲线沿0曲线扫掠而成;后围曲面由0和c9曲线沿c8曲线扫掠而成;前围曲面较为复杂，除需要车身外表面主要轮廓线c5和c6曲线外，还需根据车身的造型特点，再另外构造3根曲线，才能生成前围曲面。

侧围主视向轮廓线(客车左右侧对称，可任选一根);侧围俯视向轮廓线(一般中间是直线，两端向前后围缩一偏移顶盖侧视向轮廓线;顶盖主视向轮廓线(一般顶盖为大圆弧，两端为与侧围主视向轮廓的上部相切的倒圆弧线);前围与侧围相交处轮廓线

(客车左右侧对称c6:前围与顶盖相交处轮廓线c7:后围与侧围相交处轮廓线(客车左右侧对称);c8:后围与顶盖相交处轮廓线;

c9:后围侧视向轮廓线。

为确保轮廓线的光顺性，使用UG软件的曲线分析功能，对这9根车身外表面轮廓线的曲率进行分析、编辑和调整。

3种分析方法:

1.基于UG软件的车身骨架设计

由于客车车身骨架截面在各个不同的空间位置上其形状和大小都保持不变，故用UG构造客车车身骨架时，可用曲面扫描法，求出骨架杆件截面的空间运动轨迹(即车身骨架杆件外表面中心线)，将该截面沿其空间运动轨迹扫掠即可得车身骨架的实体模型。又因为客车车身骨架是一个空间多层次的杆件结构，分为底架，前围、后围、左侧围、右侧围和顶盖六大部分，在具体设计时，先根据六大片的设计参数进行布局设计，一般是先进行底架布局设计，确定底盘各总成的具体布置位置后，再根据底架设计中的一些关键参数进行前、后围、左右侧围及顶盖的设计;然后利用在UG上已建立好的车身表面数字模型和骨架六大片布局设计参数求取车身骨

架与车身表面数值模型的截交线即车身骨架杆件外表面中心线，构造出车身六大片的线框模型。根据客车车身结构需要，选取合适的骨架构件截面，如矩形、槽形、L形(角钢)和工字型等，由此截面沿车身六大片的线框模型扫掠构造出车身六大片骨架实体模型。最后利用UG的装配模块，进行整车装配，生成车身骨架图。

2模型的简化

因为建立车身有限元模型时，既要如实的反映客车车身实际结构的重要力学特性，又要尽量用较少的单元和简单的单元形态，以保证较高的计算精度及缩小解题规模。在有限元模型中，我们一般人为的用一根通过截面形心的直线来代替具有一定横截面尺寸的实际构件。所以在利用ANSYS软件的数据接口程序导入在UG中完成的客车骨架结构图时，只需导入车身骨架线框图并对其进行以下简化:1、略去蒙皮和某些非承载构件;2、将车身中的各微曲梁进行直化处理，侧围和顶盖中一些曲率较小的构件近视的看作由直梁单元分段组成;3、对于两个靠得很近而又不重合的交叉连接点则可考虑简化为一个节点来处理。4、对于邻接构件在空间交接的轴线不重合，出现了两个离得很近的节点，在力学特性上它们的变形很接近，把它们简化成一对主从节点，这样就避免了可能出现的总刚度阵的病态，同时也可提高结构分析的效率。5、对于空间叠交的两焊接梁，若其中心线的距离a较大，平移其中一梁中心线将引起不可忽略的误差，则可于模型中加一个长度为a的梁(该梁截面、材料特性参数为两梁中较大者)来连接两梁。例如，底横梁与车架纵梁之间就存在着很大的“偏心”，横梁置于车架纵梁之上，两轴线相差距离为0.5(h+H)。为了使模型根接近实际，将底横梁于车架纵两连接处分量各节点考虑，并设其间有一刚臂连接;6、对于两同向焊接梁，因其焊接处强度近似于材料内部强度，故可将其视为一根梁来简化;

7、对线梁单元取刚度补偿的方法来降低误差。以线单元表示梁，要满足梁相交的空间拓扑关系，须将其中的某些梁单元线延长至相交，这样处理将大大降低梁单元的刚度，使得位移解偏大而应力解偏小，同时增加了额外的重量。用刚度补偿的方法来降低误差，经补偿前后结果比较后，己验证了该方法简单有效。以梁单元xoy平面内弯曲((1轴为x轴，2轴为z轴)为例，说明该补偿方法。用二节点Hermite单元的有限元求解方程Ka=p的单元刚度矩阵K“和位移矢量1其中，l为梁单元沿1轴的长度，。，为单元节点1处的挠度，乓为单元节点l处的转角，由于模型中的梁单元比实际的延长了△l，故可通过改变E或者Iz来抵消该变化，使K“基本不变。8、确定单元长度l。用有限元法分析梁弯曲问题时，于二节点Hermite单元中，试探函数(形函数)用3阶完全多项式，位移解的误差是o(l小若梁单元长度过长，则会引起较大的位移误差。在分析车身梁单元模型时，经FEA验证当梁单元长度15400mm时，其解已收敛到足够的精度。梁单元长度l也不应划分得过小，若梁单元长度Z过小(接近于截面尺寸)，主从自由度的原理将不再适用，模型单元简化为梁单元也就不合理。各相邻梁单元长度1相差也不应过大，理论和实践已证明，l相差过大将引起较大的刚度壁，这易导致刚阵病态而得不到方程组的解。根据以上模型的简化原则，样车车身骨架被划分为3044个长度不等，截面形状各异的单元和5929个节点。

3载荷处理

在车身计算模型中，载荷可按如下方式处理:1、对于车身骨架的自重，在ANSYS软件前处理程序中输入骨架材料的密度和重力加速度，程序便根据所输入的单元截面形状、实常数自动将单元载荷因子的信息计入总载荷，进行计算

2、安放在车身或车架上的汽车总成、设备重力，如发动机总成、备胎、蓄电瓶、油箱等，可作为集中载荷，按安放点的实际位置及各位置所分担的重力，作用于相应的节点上。

3、载重力，如乘员及座椅的重力，可作为集中载荷，按支点跨距分配于相应梁的结点上。车上有站立乘员者，可按每平方实际站立人数，作为均布载荷作用于地板上并传到底架梁单元上。由于在有限元法中认为内力或外力均由结点来传递，在整体刚度方程中的载荷项均为结点载荷。因此，当梁单元受有均布载荷或其他非节点载荷时，必须将其向结点移置，即将非结点载荷换算成作用在结点上的效果相当的集中载荷(称等效结点载荷)。非结点载荷移置方法如下

有非结点载荷作用的单元的两端位移完全约束住，再根据材料力学中求支反力的方法，求得梁单元两端的反力，称固端力，记作仇}02、将固端力反号，并进行坐标变换，即得整体坐标系中的等效结点载荷，可将它直接送入结构整体刚度方程的载荷向量中去进行计算。在ANSYS软件中，如果先在车身有限元模型上加载再进行网格划分能直接将非结点载荷转换成等效结点载荷。

4边界约束条件

钢板弹簧除了作弹性元件外，还起导向作用，因此其在各个方向上均有刚度，且其在其他方向上的刚度要比垂直方向上的刚度大得多，故用刚性梁一柔性梁结构模拟钢板弹簧。在约束处理中忽略轮胎的变形。悬架弹簧刚度K用水平柔梁的垂直弯曲刚度来等效;对于刚性梁，为使其受力时垂直位移远小于水平柔梁的垂直位移，取其轴向刚度为6.0x106N/mm。刚性梁截面取为正方形，面积由式A=KxLIE计算。

5.强度分析工况

客车的使用工况很复杂，有弯曲工况、扭转工况、转弯工况和加速工况等。理论分析、室内试验和使用实践都表明，直接关系到车身结构强度的主要是弯曲和扭转两种工况。

I、弯曲工况

客车在平坦路面上以较高车速行驶时，路面的反作用力使车身承受对称的垂直载荷。它使车身产生弯曲变形，其大小取决于作用在车身各处的静载荷及垂直加速度。在ANSYS中通过约束四车轮六个方向的自由度来模拟计算客车在平坦路面上，以较高车速满载行驶产生对称垂直动载荷时，车身的刚度和强度。2、扭转工况

扭转工况是车身变形最严重的工况，一般都是当汽车以低速通过崎岖不平路面时发生的。此种扭转工况下的动载，在时间上变化得很缓慢，当然此时惯性载荷也很小，所以，车身的扭转特性可以近似的看作是静态的，许多试验结果也都证实了这一点，即静扭试验下的骨架强度可以反映出实际强度。也就是说，静扭时骨架上的大应力点，就可用来判定动载时的大应力点。文中将讨论两种扭转工况，右前轮悬空工况和左后轮悬空工况。通过约束左后轮X,Y,Z方向的平动自由度和Z方向的转动自由度，左前轮和右后轮Z方向的平动自由度，来模拟车身右前轮悬空，左后轮陷入坑中的扭转工况。通过约束右前轮X,Y,Z方向的平动自由度和Z方向的转动自由度，左前轮和右后轮Z方向的平动自由度，来模拟车身左前轮悬空、右后轮陷入坑中的扭转工况。

4.2.2刚度分析工况

车身结构的刚度是指车身结构反映出的载荷与变形之间关系的特性。刚度不足，会引起车身的门框、窗框等开口处的变形大，以至车门卡死、玻璃砸碎、密封不严导致漏雨、渗水及内饰脱落等问题，还会造成车身振动频率低、发生结构共振，破坏车身表面的保护层和车身的密封性，从而削弱抗腐蚀能力。车身刚度包括扭转刚度和弯曲刚度两部分，理论分析和许多试验结果都表明，客车车身的弯曲变性很小，故只需考虑其弯扭工况下的扭转刚度。我们用整车总长之间车身对角线相对扭角、左右上大梁的相对扭角状况、底架两纵梁的相对扭角状况来表达车身的扭转变形。

4.2.3动态特性研究

用模态综合法来研究整车振动特性和动载荷时，车身结构的模态频率是最重要的参数之一。用它能够预测车身与其它部件如悬挂系统、路面、发动机及传动系等系统之间的动态干扰的可能性，通过合理的设计可以避开共振频率，一般希望车身结构整体一阶模态频率越高越好。

4.3.1强度计算结果及分析

1、弯曲工况

弯曲工况下，车身的弯曲应力如图4.3所示。弯曲应力集中的区域有:底架主纵梁与前后钢板弹簧支撑梁位置处(50-90Mpa);车顶中部与侧窗上沿的过渡连接区(30-40Mpa);中门立柱上半部的附近区域(10-30MPa);前门立柱上半部的附近区域(10-40MPa)。其中应力最大的地方是底架主纵梁与后钢板弹簧支承梁位置处，应力值为90MPao

2、右前轮悬空工况

右前轮悬空工况下，车身X方向的应力分布如图4.4所示。应力集中的区域有:底架主纵梁与前后钢板弹簧支撑梁位置处(60-123Mpa);车顶中部与侧窗上沿的过渡连接区(40-60Mpa):中门立柱上半部的附近区域(60-70MPa)。其中应力最大的地方是底架主纵梁与后钢板弹簧支承梁位置处，应力值为123Mpao

3、左后轮悬空工况

左后轮悬空工况下，车身X方向的应力分布如图4.5所示。应力集中的区域有:底架主纵梁与前后钢板弹簧支撑梁位置处(80一125Mpa);车顶中部与侧窗上沿的过渡连接区(60一90Mpa);中门立柱上半部的附近区域(90-177MPa)。其中应力最大的地方是中门上门梁位置处，应力值为177MPa

通过上述三种工况的计算，我们知道弯曲工况下车身骨架的应力水平较小，应力值大于50Mpa的单元数目为30个，仅占单元总数的0.9%;右前轮悬空工况下，车身骨架的应力水平要比弯曲工况下的应力水平高很多。由于发动机后置，左后轮悬空工况(弯扭联合工况)是客车行驶过程中最恶劣的工况。考虑到客车行驶过程中的动载荷、疲劳及材料缺陷引起的应力集中等问题，取安全系数为1.5，则骨架材料Q215A3钢的许用屈服应力[cr]-153MPa，底架材料09SiV低合金结构钢的许用屈服应力

叶卜220MPa。可以看出，在弯扭工况下，中门上门梁位置处的应力超过了许用应力，需要对门梁的截面尺寸进行优化。另外，从整个结构来看，应力分布是不均匀的，且大小相差几个数量级。这无疑将造成材料的浪费，增大整个车身的重量。因此，从应力角度分析，可以通过优化方钢厚度来合理经济的使用材料。多梁相交处的应力值特别大，去掉一些可取掉的单元后，交点处的应力值将大大降低。

4.3.2刚度计算结果及分析

1、右前轮悬空工况

车身右前角区域从车顶至车架各部分均有较大的位移，而且越靠近角

部位移越大，垂直方向向下的最大位移为11.868mm。车身变形如图4.6

4.3.3模态计算结果及分析

模态分析主要是计算车身固有频率和振型。整体车身空间框架模型的6阶固有频率如表4.9所示，前六阶振型车身的变形如图4.10-4.15所

图4.15车身骨架第六阶振型图

车身骨架的动态优化设计要求车骨架的模态频率错开载荷激振频率。同时为防止第一阶弯曲模态和第一阶扭转模态的祸合效应，要求这两种固有频率错开3Hz以上。虽然由于客车模型略去了蒙皮的影响，略去了非承载构件，所计算的车身固有频率比实际的要低，但是该车前六阶固有频率集中在5-13Hz，而路面激励频率又往往低于20Hz，且第一阶弯曲模态和第一阶扭转模态的固有频率仅错开了2Hz左右，因而在客车行驶过程中产生局部振动的构件受此激励将在客车内部形成噪声源，影响到乘客的乘座舒适性。

4.4结论

从原模型计算结果可以看出，该车车身骨架的高应力区共有3个部位:中门立柱附近区域;车顶中部与侧窗上沿的过渡连接区和底架主纵梁与前后钢板弹簧支撑梁位置处。2、由计算结果可知，该车在弯曲工况下，骨架的变形和应力均较小，表明该车在静载下满足强度和刚度要求;在左后轮悬空工况下，除了车身中门门上梁中间部位应力超过了许用应力，车身骨架的其他单元应力都未超过许用应力。而左后轮悬空工况是车身变形最严重的工况，实际上由于该车是城市公交车，不可能出现如此严重的扭转工况，因此该车车身结构是能够满足强度使用要求。

3、由计算结果可知，总体上车身骨架的变形量相对较小，对于车身刚度而言，从整体结构考虑，门窗对角线变形大小尤为重要。从整理的弯扭工况下车身骨架各节点变形数据中可看出，弯扭工况下各门窗对角线位移均较小，因此该车车身结构是能够满足刚度使用要求的。

4、由车身模态分析可知，车身骨架前六阶的固有频率都低于20Hz，而路面激励频率又往往低于20Hz，这会造成车身骨架发生共振，造成车内噪声过大，因此进行车身结构的动态优化设计，提高车身的固有频率很有必要。

5车身结构的优化设计

5.1优化设计的基本概念一般的工程问题都有许多可行的设计方案，如何根据设计任务和要求从众多的可行性方案中，寻求一个最好的方案，是设计工作者的首要任务。实践证明，结构的优化设计是保证产品具有优良的性能，减轻结构自重或体积，降低工程造价的一种有效方法。优化方法的出现可追溯到Newton,Lagrange和Cauchy时代，由Newton,Leibnitz和Weirstrass等奠定了变分学的基础;Lagrange创立了包含特定乘子的约束问题优化方法，并将其命名为Lagrange乘子法;Cauchy最早应用最速下降法来求解无约束极小化问题。尽管如此在20世纪中以前，优化法的进展甚小。直到后来，高速计算机的出现，才使优化程序成为可能，促使了各种新方法的进一步发展。五十年代以前，用于解决最优化问题的数学方法，仅限于古典微分法和变分法。无约束优化数值方法领域中的主要进展只是在60年代才在英国形成，数学规划方法被首次用于结构最优化，并成为优化设计中求优方法的理论基础，线性规划和非线性规划是其主要内容。1947年，Dantzig提出求解线性规划问题的单纯形法;1957年，Bellman对动态规划问题提出了最优化理论。60年代初，Zoutendijk和Rosen对非线性规划右很大贡献。Canon,Fiacco和Mclomick的研究使很多非线性规划问题能用无约束优化方法予以解决。几何规划是60年代由Duffin,Zener和Peterson发展起来的。概括来讲，优化设计工作包括以下两部分内容:1、将设计问题的物理模型转变为数学模型，建立数学模型时要选取设计变量，列出目标函数，给出约束条件。2、用适当的优化方法，求解数学模型，可归结为在给定的条件下求目

标函数的极值和最优化值的问题。机械最优化设计，就是在给定的载荷或环境条件下，在对机械产品的性能、几何尺寸关系或其他因素的限制范围内，选取设计变量，建立目标函数并使其获得最优化值的一种设计方法。实际的工程优化设计按其原理不同区分为数学规划法和准则法两个分支，按其优化层次不同可分为总体方案优化和设计参数优化。

5.2ANS丫S软件中的设计优化

ANSYS程序提供了分析一评估一修正的循环过程对设计方案进行优化，对初始设计进行分析，根据设计要求对分析结果进行评估，然后对设计进行修正。重复执行这一循环过程直到所有设计都满足要求，得到最优设计方案。

5.2.1优化方法

ANSYS提供了零阶方法和一阶方法两种优化方法。绝大多数的优化问题都可以使用这两种方法。零阶方法(直接法)是一个很完善的处理方法，其中有两个重要的概

念:目标函数和状态变量的逼近方法，由约束的优化问题转换为无约束的优化问题。该方法使用所有因变量(状态变量和目标函数)的逼近，而不用他们的导数，用因变量的近似值工作，而不用实际函数;目标函数近似为最小值，而不是用实际的目标函数;状态变量近似为使用设计约束，而不用实际状态变量，可以很有效的处理大多数的工程问题。所有变量至少要适应所有的全部现有设计集，以形成近似式:

一阶方法(间接法)基于目标函数对设计变量的敏感程度，使用因变量的一阶导数来决定搜索方向并获得优化结果，因为没有近似，所以精度很高，尤其是在因变量变化大，设计空间也相对较大时，更加适合于精确的优化分析。每次迭代涉及多次分析(对分析文件的多次循环)，以确定适当的搜索方向，因此分析时间较长。当零阶方法不够精确，而精度又非常重要时，要用一阶方法进行优化。

5.2.2优化工具

ANSYS程序还提供了一系列的优化工具以提高优化过程的效率。优化工具是搜索和处理设计空间的技术。下面是常用的优化工具:单步运行:实现一次循环并求出一个FEA解。可以通过一系列的单次循环，每次求解前设定不同的设计变量来研究目标函数与设计变量的变化关系。随机搜索法:进行多次循环，每次循环设计变量随机变化。可以指定最大循环次数和期望和理解的数目。主要用来研究整个设计空间，并为以后的优化分析提供合理解。往往作为零阶方法的先期处理。等步长搜索法:以一个参考设计序列为起点，生成几个设计序列。按照单一步长在每次计算后将设计变量在变化范围内加以改变，用于设计空间内完成扫描分析。对于目标函数和状态变量的整体变化评估可以用本工具实现。

乘子计算法:是一个统计工具，用二阶技术生成设计空间上极值点上的设计序列数值。主要用来计算目标函数和状态变量的关系和相互影响。最优梯度法:对用户指定的参考设计序列，计算目标函数和状态变量对设计变量的梯度，可以确定局部的设计敏感性。

5.2.3优化变量

设计变量、状态变量和目标函数总称为优化变量。设计变量为自变量，优化结果的取得就是通过改变设计变量的数值来实现的。状态变量是约束设计的数值，是“因变量”，是设计变量的函数，状态变量可能会有上下限，也可能只有单方面的限制，即只有上限或下限。目标函数是设计最小化或最大化的数值，是设计变量的函数。目标函数值由最佳合理设计到当前设计的变化应小于目标函数允差。一个合理的设计是指满足所有给定的约束条件(设计变量的约束和状态变量的约束)的设计。如果其中任一约束条件不满足，设计就被认为是不合理的。而最优设计是既满足所有的约束条件又能得到最小目标函数值得设计。(如果所有的设计序列都是不合理的，那么最优设计是最接近合理的设计，而不考虑目标函数的数值)

5.3车身骨架的优化设计

5.3.1参数化优化模型

进行车身骨架的优化设计首先必须要建立车身骨架的参数化模型，我们用了车身骨架的早期静态有限元模型，作为其参数化模型的原型。由于该模型的建立没有参数化，所以必须重新划分单元，简化模型，使骨架单元数控制在4000个以下，模型的简化过程中保持计算偏差在8%以内，然后提取简化模型的节点、单元、形参、单元类型等模型信息，通过这些信息生成优化分析文件。车身骨架是一个高次超静定的复杂空间杆系结构，各杆件截面形状并不相同，承受的载荷也非常复杂，如果将所有杆件截面参数都选取为设计变量，这是很不现实的。根据前面车身的静力分析得出的计算结果，我们知道扭转工况是车身承受的应力和扭转最严重的工况，该车的刚度基本上达到要求，而强度不足，所以选择扭转工况下，车身骨架应力最高区，中「〕立柱附近区域、顶盖中部区域和车身骨架应力相对较小的地方，后围、

侧围搁梁区域的杆件的截面尺寸参数作为设计变量。选择车身骨架的应力作为状态变量，以车身应力最大的五个点作为应力控制点，保证车身骨架的最大应力值小于材料的许用应力。选取车身重量作为目标函数，通过改变设计变量，在满足车身应力强度的条件下，对车身进行轻量化。由于车身形状比较复杂，精确计算车身

重量比较困难，因此可以通过有限元分析计算单元的重量，然后逐个单元叠加来得到整体车身的重量。

5.3.2计算结果

用ANSYS软件提供的零阶方法进行了30次迭代优化计算，车身总质量由以前的2169kg减少到2131kg;根据市场型材的规格及厂方实际生产条件，对主要杆件优化后的截面尺寸进行了尺寸处理，具体参数见表

对弯扭工况下的车身，取优化后各杆件的截面尺寸，重新计算车身的弯曲应力，车身骨架在弯扭工况下的车身SX方向的应力分布如图5.3所

关于中国坦克的问题

我们都知道压缩弹簧就是承受压力的螺旋弹簧，它一般用料的截面基本都是圆形。压缩弹簧一直广泛用于我们的生活，不管是一些大型的设备或者小型的设备，都基本用上了压缩弹簧。那么知道一些关于压缩弹簧计算的知识，是不是对于我们的生活有着许多的便利了。因为圆形弹簧使用较多，所以就简单为大家介绍一下关于圆形压缩弹簧计算的知识。下面和小兔一起去学习一下吧。

圆柱螺旋弹簧根据工作时受力不同又可分为:压缩弹簧,拉伸弹簧和扭转弹簧。此次扫盲我们只介绍圆柱螺旋弹簧。

　　圆柱螺旋压缩弹簧各部分名称及尺寸关系

　　此图为圆柱螺旋压缩弹簧各部分尺寸,图中尺寸的意义如下

1.?簧丝直径d?弹簧的钢丝直径(俗称线径或线径)

2.?弹簧外径D?弹簧的最大直径(俗称大径,也有的公司用OD来表示外径,知道就好,不要学这种坏习惯)?3.?弹簧内径D1弹簧的最小直径(俗称小径,也有的公司用ID来表示内径,知道就好,不要学这种坏习惯)

4.?弹簧中径D2弹簧的平均直径(俗称中心径,也有的公司用Dcen来表示外径,知道就好,不要学这种坏习惯)?5.?节距t?除两端支撑圈外,弹簧上相邻两圈在相对应两之间的轴向距离?6.?弹簧圈数?弹簧圈数共有三种,即有效圈数n,支撑圈n2,和总圈数n1.?7.?自由高度H0?弹簧在不受外力时的高度(或长度)，H0=nt+(n2-0.5)d

当然弹簧的参数远远不只这些，像一些疲劳特性计算,有效寿命的计算,?载荷与变形屈服曲线,弹簧刚度有限元分析等,在扫盲班中就不做解释了,放在后面提高班中再介绍。

接下来简单介绍一下弹簧的加工艺:

我们常用碳素弹簧钢、合金弹簧钢、不锈弹簧钢以及铜合金、镍合金和橡胶等材料来制作弹簧。弹簧的制造方法有冷卷法和热卷法。弹簧丝直径小于8毫米的一般用冷卷法，大于8毫米的用热卷法。有些弹簧在制成后还要进行强压或喷丸处理，可提高弹簧的承载能力。

我们回到正题,讨论一下此次扫盲题的分析及计算:?首先我们要搞清楚弹簧的刚度计算公式~?弹簧刚度值我们用K来表示,单位是N/mm2

K=G*d^4/8*d2^3*n?其中G是指材料的切变模量(俗称弹性系数),此数据一般可通过查表获得,也可以要求供应厂商提供材料物性表获得.常见的像SUS631,SUS316,SUS304,SUS302等为70000N/mm2?弹簧刚,65Mn等等约为80000N/mm2~

求得K值后后，我们还需获得弹簧的作用长度L值，此长度由我们设计者来设计确定。

作用长度指弹簧的预压长度+作用行程长度之和?如一个弹簧由10压缩至6,那么它的作用长度则为4.如果还有预压高度，也要一并算入作用长度。?最后弹簧作用力P值为：P=K*L

具体的计算过程小兔就不多讲了，毕竟大家都不是小学生了，?而所有制造压缩弹簧中，只要没有严格的标准，只要是符舍设计要求的制造都是可行的。我们可以随意改变弹簧线径，有效圈数，自由高度，内径等参数来调整弹簧作用力。但是对于一些严格要求的设备就不行了。?好了，所有的介绍就到这里了，希望可以帮助大家，让大家收获一份知识。

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求刚度的计算公式？

总体布置　　主战坦克的底盘借鉴了前苏联T-72主战坦克底盘，战斗全重超过51吨，火炮向前时车全长约10米，

ZTZ主战坦克

车长7.6米，宽3.5米，高2.37米。与以往的国产坦克相比，主战坦克的几何尺寸增大许多，为容纳125毫米火炮、大功率发动机、先进火控系统等提供了条件。主战坦克的车重到达51吨，加上大量应用复合装甲，防护水平比起80系列坦克有了质的飞跃，达到西方第三代主战坦克的水平。

主战坦克用了传统的坦克布局，从前往后舱室依次是驾驶舱、炮塔和动力舱。主战坦克的驾驶员位于底盘前部正中，车长和炮长位于炮塔战斗舱室，炮长在左，车长在右。动力传动系统在底盘后部和底部。与我军传统坦克不同，在外观上，的炮塔没有用苏式传统的半球形铸造炮塔，而是用焊接结构的西方式炮塔。在新型穿甲弹和复合装甲的时代，焊接炮塔开始展现优势，因为比起二代坦克的铸造炮塔，焊接炮塔利于布置大厚度、大倾角的复合装甲模块。M1A2、豹2、挑战者系列等西方三代坦克正是因为用焊接炮塔，确立了对T-72系列、T-80系列，T-90系列坦克等的防护优势。

编辑本段动力系统　　坦克的动力系统用WR703/150HB系列柴油机，这种发动机借鉴了德国MTU公司MB870系列V型液冷柴油发动机，发动机输出功率为1200马力。对坦克超过50吨的战斗全重来说，该发动机可以提供较高的机动性能。坦克用了扭转弹簧悬挂系统，最大公路时速可以达到65-70千米/小时（CCTV数据为80公里时速），最大越野时速为46千米/小时（野战地形崎岖，时速有限制，否则过快导致的颠簸会影响行车安全稳定和瞄准捕捉目标的平稳），0~32公里加速时间仅为6秒，最大行程可达450公里。此前的80,85坦克发动机功率仅仅750马力左右，这是一个巨大的飞跃。

机动能力：西方国家工业基础雄厚，发动机水平高、动力传动系统的可靠性好，我们的坦克无论与M1A2、豹2A6或者90式相比，还有一定差距。不过随着中国新一代大功率1103千瓦（1500马力）发动机的研制成功，这种差距将进一步缩小。

由于安装了大功率引擎，51吨重的坦克的单位功率达到了23.54马力/吨，最大公路时速高达70公里/小时，0～32公里加速时间为12秒。在输出功率相同的情况下，150HB引擎的质量比英国“挑战者”坦克上安装的CV12TVC-1200型引擎轻15%。

在坦克上仍用传统的机械传动、液力控制装置。传动装置由传动箱、两个侧变速箱和同轴侧传动器组成。侧变速箱为行星式，带摩擦离合器，用液力操纵，有7个前进档和1个倒档，每个变速箱内有2个闭锁离合器和4个机械式制动器。

在行走部分上，坦克用两条双销挂胶履带（每条由85块履带板组成，总质量为2.1吨，使用寿命为10000公里）、6对直径为730毫米的双缘路轮、两对挂胶托带轮、两对挂胶托边轮以及主动轮和诱导轮组成，主动轮在后，诱导轮在前。在第一、第二和第六路轮上安装有液力套筒式避震器和“Z”形轴避震器。悬吊装置的扭杆沿底甲板横向布置，操纵装置的拉杆沿侧甲板布置。由于对扭杆进行了改进，路轮行程增至340毫米，从而使车辆平均行驶速度提高了12%，从停车状态加速到42公里/小时只需10秒。

编辑本段火控系统火统　　坦克上安装的是下反稳像式火控系统，该系统属指挥仪型数字式坦克火控系统，主要由昼夜观瞄、测距三合一的下反稳像式瞄准镜、火控计算机、控制盒、耳轴倾斜传感器、炮塔水平角速度传感器、横风传感器、炮控分系统组成。该系统与简易式火控系统的差别在于其光学瞄准线与火炮相互独立稳定，以炮长瞄准线作为稳定的基准，火炮随动于炮长瞄准线。下反稳像式火控系统是通过一个二自由度陀螺仪稳定瞄准镜中的下反射棱镜来实现炮长瞄准线的双向稳定。在瞄准状态时，炮长操作操控台驱动瞄准镜的瞄准线，使其瞄准跟踪目标，而火炮随动于瞄准线。当炮长在坦克行进间从瞄准镜向外观察目标时，瞄准镜中的目标和背景几乎是不动的，极大的方便了炮长在坦克行进间进行射击，而且射击时只需一次瞄准。使用时，炮长将瞄准镜标志瞄准目标中央并发射雷射测距后，目标不会出现扰动，炮长只需继续瞄准目标就可以射击。

坦克布局

另外，火控系统中还配有火炮重合射击装置，当火炮调到计算机计算出的瞄准角和方位前置角的位置时，该装置会自动输出允许射击讯号，如果此时炮长已经按下射击按钮，火炮会自动射击。由于该下反稳像式火控系统是炮长瞄准线在高低向和水平向都稳定的，因此坦克不仅能在静止时以较高的命中率射击固定和活动目标，而且还可以在行进间以较高的首发命中率射击固定和活动目标。为提高坦克的作战能力，火控系统中增加了车长对火控进行操作的功能。在坦克车长指挥塔前方，有一具可360度旋转观察的周视瞄准镜。该瞄准镜与炮长瞄准镜一样，均可在高低和水平方位上独立稳定，可独立稳定的搜索、选择和瞄准目标。车长可以进行目标指示，当炮长完成对一个目标射击后，车长可调转炮塔，使炮长捕捉车长选定的新目标射击。此后，车长可继续搜索新的目标。如果车长突然发现对己方威胁较大的目标时，可立即调转火炮和炮塔，当火炮瞄准线与车长瞄准线重合时，炮塔停止转动，这就实现了超越炮长调炮功能。如车长需了解炮长正在搜索的目标时，可按下连接炮长按钮，此时车长瞄准线与炮长瞄准线重合，车长镜停止转动，车长镜和炮长镜观察同一目标，从而实现炮长调炮车长配合功能。

主要装备有一门50倍口径的国产125毫米高膛压滑膛坦克炮，装备三种弹种，分别是尾翼稳定脱壳穿甲弹、破甲弹、榴弹，以及炮射导弹。基数估计超过40发，该炮装有性能可靠的自动装弹机，火炮射速可达10发/分。坦克的自动装弹机仿自俄式坦克并在后期进行了改进，该系统由旋转输弹机、弹匣提升机、推弹机、药筒底壳抛出机构、火炮电机闭锁器、记忆装置、自动装填机配电盒、装弹操纵台、自动装填机操纵台、弹量指示器和全套电气系统安装组成。自动装弹机的装填角固定在4度30分，每发弹的装填时间为8秒。在自动装填方式时，9910式坦克的主炮射速为8发/分，人工装填，射速降为1～2发/分。试验证明，该自动装填机的间隔故障率为千分之三。目前，更新型的性能优良、使用可靠、操作方便的装弹机系统已研发成功，将装备在99坦克上。发射尾翼稳定脱壳穿甲弹时初速为1760米/秒，直射距离?2300米，对均质装甲的穿甲厚度600毫米以上，发射破甲弹时初速1000米/秒。使用钨合金尾翼稳定脱壳穿甲弹时，可在2000米距离上击穿890毫米的均质装甲，而使用特种合金穿甲弹时，同距离穿甲能力达960毫米以上。该炮能发射中国仿制的俄125毫米口径炮射导弹，该导弹最大射程5.2公里，最大破甲深度700毫米。

在冷战期间，中国长期面对前苏联装甲洪流的强大压力，因此非常重视坦克炮和尾翼稳定脱壳穿甲弹的研究。加上改革开放后，对俄罗斯、西方火炮技术的引进吸收。主战坦克的125毫米火炮及配套穿甲弹，已经超越俄罗斯的125毫米坦克炮，与美国、德国同类产品处于同一水平。美国M1A2主战坦克在2000米距离上的穿甲能力为810毫米，德国的豹2a6主战坦克约为900毫米，日本的90式主战坦克为650毫米。

坦克的12.7毫米机枪

武器：炮塔上右方12.7mm高射机枪一挺，备弹500发；火炮右侧有7.62mm并列机枪一挺，备弹2500发；?炮弹基数40发；炮塔两侧各有5个82MM烟幕弹发射器。

与西方主战坦克相比，国产坦克一般都忽略对火力的精心配置。西方坦克的机枪一般装在环形枪架上，射界非常开阔，利于坦克对敌方迫近步兵的压制。而坦克的12.7毫米机枪是安装在固定枪座上，左右射界受到很大的限制。

由于人类社会城市化进程加剧，未来的地面战斗很可能在城市中打响，坦克的火力也变得日益重要。西方各国相应推出了无人武器站，方便坦克乘员在车内控制机枪、自动榴弹发射器等火力，而这类装备国内尚在起步阶段。遥控机枪技术目前在“倚天”防空系统中已经开始试行。

主战坦克装有车长与炮长独立观瞄装置与热像仪、激光测距系统，加上先进的计算机稳像式火控系统与导航系统，包括热成像仪、稳定式测距瞄准具、弹道计算机、车长控制面板、横风传感器、倾斜传感器、角速度传感器等。其炮塔左后方的组合式光电系统，包括有热成像仪和激光测距机，它的出现表明中国坦克的夜视夜瞄能力有了突破性的进展。探测距离号称可达7～9千米，恶劣气候条件下仍能达到3～4千米，行进间对2000米外目标的首发命中率达85%。火控系统的反应时间小于6秒。由于用了先进的计算机稳像式火控系统，使得坦克具备了在行进中对活动目标的射击能力，首发命中率在90%以上。车长具有超越射击能力。

主战坦克

这些数据已达到西方第三代主战坦克的水准。此外，还用了国际上先进而流行的猎－歼式火控系统（也称双指挥仪式），其最显著的特点是，车长可以对火控系统进行超越（炮长的）控制，包括射击、跟踪目标和指示目标等；在坦克炮塔后部装有激光目眩压制干扰装置。最大作用距离4000米，“激光压制观瞄系统”，就目前来看，相对于西方主要国家的主战坦克，我们的这套系统的确可以称得上是独具特色，4000米内可让敌军坦克瞬间变成瞎子。夜战能力方面装有中国第二代凝视焦平面热成像仪，夜间或复杂气象条件下，对坦克目标观察距离达7--9公里，平均无故障时间为4000小时。在能见度只有100米左右的恶劣环境中对目标的发现距离为4000米，识别距离为3100米，具备了在昼/夜间于运动状态下对运动目标射击能力。防护性能　　主战坦克的炮塔没有取铸造炮塔，而是取了全焊接

99G炮塔两侧的附加装甲

装甲结构，这样的三代坦克通行的设计更能强化炮塔防护并能因应任务不同更换不同的复合或反应装甲模块，使得其装甲防护性能较老式中国坦克有了较大的提高。坦克加装了前部的楔形模块化装甲后，正面的防护达700毫米，车体防护能力相当于500～600毫米厚的均质钢装甲，如果在炮塔和车体上加装新型反应装甲后，抗穿甲弹和破甲弹的能力将会大幅度提高。众所周知，坦克最大着弹部位是炮塔，主战坦克在炮塔装甲上下了大工夫，其防护性能十分出众。99在正面防护弧度范围内安装了复合装甲，拥有极佳的抗弹性。炮塔前的复合装甲厚度600毫米左右，炮塔的其它部位则被栅栏及各种附加物所包围（这些东西对破甲弹有一定的防护力）。由于复合装甲为组合件，故可随着装甲技术的进步而更新。两侧和底盘正面可挂装披挂式的反应装甲。车内装有高效自动灭火/抑爆装置，可在10毫秒内熄灭火灾。坦克还可以加装中国已经研制成功的三代附加反应装甲，使得其防护力更加强大。除了装甲防护，主战坦克在炮塔两侧拥有10具烟幕弹发射器，可以发射可以存在一定时段不同类型的烟幕干扰迷惑敌方反坦克武器的侦察，并趁机快速脱离敌追踪。另外，将燃油喷入排气管，坦克可以制造也可持续4分钟长达400米的烟幕。

坦克

美国的M1A2车体和炮塔的装甲厚度相当于600毫米和700毫米的均质装甲，德国的豹2A6车体和炮塔的装甲厚度相当于580毫米和700毫米的均质装甲，日本的90式车体和炮塔的装甲厚度相当于500毫米和560毫米的均质装甲，由此看来，我们的ZTZ99主战坦克与西方坦克的防护水平基本上在同一层次上。

编辑本段结构及配置　　ztz主战坦克，装有一门125毫米高膛压滑膛坦克炮，使用钨合金尾翼稳定脱壳穿甲弹时，可在2000米距离上击穿850毫米的均质装甲，而使用特种合金穿甲弹时，同距离穿甲能力达960毫米以上；

该炮还能发射中国仿制的俄125毫米口径炮射导弹，导弹最大射程5.2公里，最大破甲深度700毫米，?武器：QCJ88式12.7毫米高射机枪一挺，（备弹500发）；

7.62毫米并列机枪，一挺（备弹2500发）；?炮弹基数40发；

火控系统，用了国际上先进而流行的猎－歼式火控系统（也称双指挥仪式）。

的尾部

其最显著的特点是：车长可以对火控系统进行超越（炮长的）控制，包括射击、跟踪目标和指示目标等；在坦克炮塔后部装有激光目眩压制干扰装置。最大作用距离4000米，“激光压制观瞄系统”，就目前来看，相对于西方主要国家的主战坦克，我们的这套系统的确可以称得上是独具特色，夜战能力，装有热成像仪，夜间或复杂气象条件下，对坦克目标观察距离达2000米，具备了在昼/夜间于运动状态下对运动目标射击能力；坦克防护能力：炮塔可挂装多种复合反应装甲或反应装甲。车内装有高效自动灭火/抑爆装置，可在10毫秒内熄灭火灾；坦克目前用了1200马力的涡轮增压中冷式大功率柴油机，最大公路时速达70公里/小时，0～32公里加速时间为12秒。最大行程为600公里。

优点

125mm主炮在口径上较西方坦克有优势

主战坦克

独有激光观瞄压制系统（激光致盲）

新的反应装甲厚度比T-90主战坦克的接触反应装甲厚

车内空间比俄制战车大-自动装弹机（T-72的机械旋转弹盘）更安全，不易使乘员受伤.

缺点　　

火控系统在刚刚列装时属于较先进技术，但炮长观瞄镜头较小，另外火控设备精度仍要继续提高。

战斗全重较大，相对于中国的许多桥梁的承重能力，通过能力较差。不过随着桥梁和铁路建设的发展，这个缺陷长远将会逐步得到解决。

价格较贵，作为新型和第三代坦克，其单车价格自然较早期老式坦克昂贵。且因为是新坦克，以及军费引发的产能限制，他的产量目前不多，不过这符合解放军和中国军工一贯的“小步快跑”发展思路。

在火力上，与M1A2基本相当，可能超过俄罗斯的T-90。火控系统方面，得益国内电子工业的进步，也达到M1A2的水平，超过T-90。但是M1A2升级至M1A2SEP后，在信息化方面仍强于，当然车载信息共享系统涉及到整个陆军、乃至三军作战体系的联网，进行单车比较并不适宜。

在防护方面，的防护力仍不如装备了贫铀装甲的M1A2?；因为用全焊接炮塔，安装了大厚度、大倾角的复合装甲及附加装甲，的炮塔正面防护优于T-90。在机动性能上，的功率重量比已超越M1A2，也优于T-90。但由于实际机动性能还要考虑传动系统、悬挂系统的表现，这两个系统一向是国产坦克的弱项，所以对的机动性能不宜估计过高。

总体上看，主战坦已跻身于国际上最出色的主战坦克行列，这毋庸置疑。

振动系统三要素

刚度单位N/m应该指的是弹簧的刚度，即弹簧的弹性系数，F=KX ，F就是弹簧的工作拉(压)力，X，拉压伸长(或压缩)的长度；K，弹簧刚度。

而EI指的是杆件的抗弯刚度，单位就是E和I的单位相乘后的单位了，像你说的：E的单位是N/mm2，I的单位（如b*h^3/12)是mm4----抗弯刚度单位就是N.mm2,没有问题的，长度单位都为m抗弯刚度就是N.m2

扩展资料：

刚度是指材料或结构在受力时抵抗弹性变形的能力。是材料或结构弹性变形难易程度的表征。材料的刚度通常用弹性模量E来衡量。在宏观弹性范围内，刚度是零件荷载与位移成正比的比例系数，即引起单位位移所需的力。它的倒数称为柔度，即单位力引起的位移。刚度可分为静刚度和动刚度。

一般来说，刚度和弹性模量是不一样的。弹性模量是物质组分的性质；而刚度是结构的性质。也就是说，弹性模量是物质微观的性质，而刚度是物质宏观的性质。

材料力学中，弹性模量与相应截面几何性质的乘积表示为各类刚度，如GI为扭转刚度，EI为弯曲刚度，EA为拉压刚度。

刚度系数是用以描述材料在外力作用下弹性变形形态的基本物理量。更通俗的讲是使杆端产生单位位移时所需施加的杆端力。表达式为EA/L，其中E—杆件的弹性模量，A—杆件截面面积，L—杆件的长度。

一般用实测的方法来确定轧机的刚度系数，实测的方法有两种。?

①轧制法

②轧辊压靠法

由于轧机零部件间存在的间隙和接触不均匀是一个不稳定因素，弹性曲线的非线性部分是经常变化的，在实际生产中，为了消除非线性段的影响，往往用人工零位法。即在轧前，先将轧辊预压靠到一定压力P0 (或按压下电机电流作标准)，然后将此时的轧辊缝指示器读数设定为零，称为人工零位。

弹跳方程对轧机调整有重要意义。它可以用来设定轧辊原始辊缝，弹跳方程表示了轧出厚度与辊缝及轧制力的关系，他可作为间接测量轧件厚度的基本公式。

参考资料：

百度百科——刚度

振动泛指物体在某一位置附近的往复运动。这里的物体既可以是飞机、车辆、船舶和建筑等大型宏观物体，也可以是微粒、分子、原子和光子之类的微观物质。

振动产生原理

振动是一种常见的力学现象，任何物体只要有惯性和弹性，在激励作用下就会发生振动。引起机械或结构振动的原因是各种各样的，例如：

旋转机械转动质量的不平衡分布，传动装置中齿轮加工误差，轴承的缺陷和不良润滑等都会引起机器的振动;汽车在不平路面上行驶会导致车身振动，车辆通过桥梁时会使桥梁结构产生振动;飞机与空气作用、海浪与船舶作用都可以导致飞机与船舶结构的振动;大桥或高层建筑在地震波和风的作用下同样会产生振动。

振动的危害及利用

对于多数机器和结构来说，振动带来的是不良后果。振动会降低机器的使用性能，如机床振动会降低工件的加工精度，测量仪器在振动环境中无法正常使用，起重机振动使货物装卸或设备吊装发生困难。

由于振动，机器和结构会受到反复作用的动载荷，这将降低机器和结构的使用寿命，甚至导致灾难性的破坏故。如大桥因共振而毁坏，烟囱因风致振动而倒塌，汽轮机轴因振动而断裂，飞机因颤振而坠落等。

虽属罕见，但都有记录。1940年美国华盛顿州Tacoma海峡大桥通车仅四个月就因为8级大风引起颤振而坍塌。此外，机器和结构振动往往伴随着噪声，这是由于振动在机器或结构小传播时会辐射声音，从而形成噪声。

振动和噪声对环境造成影响，严重时可以损害人体健康。振动传递给人体，除了引起不适，还会影响操作人员对机器或设备的操控，降低工作效率。人如果较长时间暴露于振动噪声环境中，会感到身心疲惫;振动噪声严重超标时将损害人的听力和运动机能。

当然振动并非全无是处，也有可以利用的方面。例如，工厂里使用的振动输送机和振动筛、道路使用的振动压路机和铁路使用的碎石道床捣固车、建筑工地使用的风镐和混凝土浇捣工具、日常使用的钟表、电子装置和很多乐器都是利用振动原理工作的。

寻求控制和消除振动的方法，可以减少振动的不良后果和危害。寻求大体内容可以概括为以下几个方面：

①确定振动系统的固有频率和振型，预防共振的发生。

②计算系统的振动响应，确定机器或结构受到的动载荷以及振动能量水平。

③研究平衡、隔振和减振方法，减少振动的不良影响。

④进行振动测试，通过试验分析振动系统的特性和产生振动的原因，以便对振动进行有效控制。

⑤振动技术的利用。

振动系统的要素

系统之所以会产生振动是因为它本身具有质量和弹性，阻尼则使振动受到抑制。从能量观来看，质量可储存动能，弹性可储存势能，阻尼则消耗能量。当外界对系统做功时，系统的质量就吸收动能，使质量获得速度，弹簧获得变形能具有了使质量同到原来位置的能力。这种能量的不断转换就导致系统的振动，系统如果没有外界不断地输入能量，则由于阻尼的存在，振动现象将逐渐消失。因此，质量、弹性和阻尼是振动系统的三要素。此外，在重力场中，当质量离开平衡位置后就具有了势能，同样产生恢复力。如单摆，虽然没有弹簧，但可看成等效弹簧系统。

1、质量

在力学模型中，质量被抽象为不变形的刚体，质量元件对于外力作用的响应表现为一定的加速度。根据牛顿第二运动定律，若对质量作用力F，则此力和质量在与F相同方向获得的加速度x"成正比，表示为

F=mx"

式中，比例常数m为刚体质量，是惯性的一种量度。

对于扭振系统，广义力为扭矩M，广义加速度为角加速度ψ，则扭矩与角加速度成正比，表示为

M=Jψ

式中，比例常数J为刚体绕其旋转中心轴的转动惯量。质量m和转动惯量J是表示力(力矩)和加速度(角加速度)关系的变量。

通常认为质量元件是刚体(即不具有弹性特征)，不消耗能量(即不具有阻尼特性)，在对实际结构进行振动分析时，如果是突出某一部分的质量而忽略其弹性与阻尼，就得到没有弹性和阻尼的“质块”，同样可得到没有阻尼和质量的“弹簧”以及没有质量与弹簧的“阻尼器”等各种理想化的元件。

2、弹性

在力学模型中，弹簧被抽象为无质量而具有线性弹性的元件。弹性元件在振动系统中提供使系统恢复到平衡位置的弹性力，弹性力又称恢复力。恢复力与弹性元件两端的相对位移的大小成正比，即

F=-kx

式中，负号表示弹性恢复力F与相对位移的方向相反;k为比例常数，通常称为弹簧常数或弹簧刚度。扭转弹簧产生的是恢复力矩，扭转弹簧的位移是角度。