轻型载货汽车车架有限元静力学分析论文

摘 要汽车车架作为汽车总成重要的一部分，车辆受到来自道路和装载的各种复杂载荷最终都会传递给车架，并且汽车上许多重要总成都是以车架为载体，因而车架的强度和刚度在汽车总体设计中起了非常重要的作用。因此，车架结构性能的好坏关乎这整车设计的成败。若用传统经典力学方法计算，结果失真太大；而用试验法进行测试，成本高，周期长。为此本文采用了有限元分析技术，来实现车架结构设计合理化和轻量化的目的从而大大减少设计费用，缩短设计周期，同时提高设计工作的效率。因为，ANSYS 在对实体模型分析上具有强大的功能，在结构静力学分析以及优化设计方面相比很多其他软件拥有十分明显的优越性。本文利用三维建模软件 Pro/E 和有限元分析软件 ANSYS 对某轻型载货汽车车架进行了 Pro/E 建模和 ANSYS 分析。通过对 Pro/E 和 ANSYS 软件的的了解和学习，采用 Pro/E 实体建模，导入ANSYS 进行网格划分，应力加载，求解得出经动态分析结果，得出结论，之后可根据需要对已设计的实体单元为基础的车架结构进行拓扑优化模型和简单的尺寸优化模型，以车架的纵梁截面尺寸为设计变量，以车架结构的总体积最下为优化目标，对车架纵梁截面尺寸进行优化并分析优化结果。通过对初步设计出的轻型车架结构的实体建模及有限元分析，得到一些对车架设计有所帮助的结论，为今后车架的设计工作提供一定的指导作用。关键词：轻型货车车架；三维建模；载荷；有限元静力学分析；模态分析ABSTRACTAutomobile frame, as an important part of the vehicle, the vehicle being loaded from the road and the complex will eventually be passed to the load frame, and the car is the frame number of important general in Chengdu as the carrier, and thus the strength and the framestiffness of the overall design of the car plays a very important role.Therefore, the performance is good or bad frame structure about the success of this vehicle design.If the traditional method of classical mechanics, the result is too large distortion; and tested using test method, high cost and long period.To this end this paper, the finite element analysis, design of the frame structure to achieve the purpose of rationalization and lightweight thus reducing design costs and shorten design cycles, while improving the efficiency of design work.Because, ANSYS solid model in the analysis of powerful features in the structure of static analysis and design optimization software, compared with many other obvious advantages.In this paper, three-dimensional modeling software Pro / E and the finite element analysis software ANSYS, a light truck chassis is a Pro / E modeling and ANSYS.On Pro / E and ANSYS software, understanding and learning, the use of Pro / E solid modeling, meshing into ANSYS, the stress load, obtained by solving the dynamic analysis of the results, draw conclusions, and then as needed for. The solid element has been designed based on the topology optimization of frame structure model and the size of a simple optimization model to frame the longitudinal cross-section dimensions of design variables, the total volume of the frame structure to optimize the next goal, on the framelongitudinal section size optimization and analysis of optimization results.The preliminary design by a light frame structure of solid modeling and finite element analysis, get some help on the conclusions of the frame design, frame design for the future to provide some guidance.Key words：Frame of track; Three-dimensional modeling; loads; Finite element static analysis; Modal analysis 目 录摘要 IAbstractII第 1 章 绪论 11.1 研究目的和意义 11.2 车架国内外研究现状 21.3 主要设计内容 41.4 拟解决的主要问题 5第 2 章 轻型货车的车架设计 62.1 车架的概述 62.1.1 车架的设计要求 62.1.2 车架的结构型式 62.1.3 纵梁、横梁及其联接 102.1.4 车架的制造工艺及材料 112.2 车架的结构设计 122.2.1 车架设计参考 122.2.2 车架参数的确定 132.2.3 车架的弯矩及弯曲应力计算 142.2.4 车架的挠度计算 162.3 本章小结 18第 3 章 车架三维模型的建立 193.1 Pro/E 软件介绍 193.2 三维模型的建立 203.3 本章小结 24第 4 章 车架有限元分析 254.1 ANSYS 的特点 254.2 ANSYS 的基本组成和功能 264.3 Pro/E 与 ANSYS 接口的创建 284.4 车架有限元的静力分析 304.4.1 三维实体模型的网格划分 304.4.2 施加约束条件 314.4.3 车架 4 种工况分析 32 4.5 车架有限元的模态分析 424.6 本章小结 48结论 49参考文献 50致谢 51附录 52附录 A 外文文献 52附录 B 外文文献翻译 58附录 C ANSYS 分析程序命令流 63附 C1 车架 4 工况分析前准备程序 63附 C2 车架弯曲工况 ANSYS 分析程序 70附 C3 车架扭转工况 ANSYS 分析程序 75附 C4 车架急刹车工况 ANSYS 分析程序 79附 C5 车架转弯工况 ANSYS 分析程序 85附 C6 车架模态分析程序 90第 1 章 绪论1.1 研究目的和意义在汽车制造市场竞争日益激烈的今天，汽车制造技术越来越先进，作为载货车主要承载结构的车架，它们的质量和结构形式直接影响车身的寿命和整车性能，如动力性、经济性、操纵稳定性。汽车的轻量化，就是在保证汽车的强度和安全性能的前提下，尽可能地降低汽车的整备质量，从而提高汽车的动力性，减少燃料消耗，降低排气污染。实验证明，汽车质量降低一半，燃料消耗也会降低将近一半。当前，由于环保和节能的需要，汽车的轻量化已经成为世界汽车发展的潮流。轻量化是 21 世纪整车发展趋势之一，减轻汽车质量意味着节约了能源和材料。车辆设计中，在满足载货车运营中对车架的刚度、强度及工艺改造等因素要求的同时，应当尽可能减轻它们的质量和降低制造成本。车架结构设计的主要目的在于确保车架强度、刚度和动态性能的前提下，减轻车架的质量，由此不仅可以减少钢材和燃油的消耗，减少污染排放，提高车速，改善汽车起动和制动性能，而且可有效减少振动和噪声，增加汽车和公路使用寿命。但我国的汽车工业存在自己的特殊性：一是引进国外设计，国产化生产：二是仿制或改装设计，自己独立开发设计的新产品很少。国内许多厂家在载货车的设计、制造和改进过程中仍主要依靠和沿用传统的手工设计方法和设计理念，从而造成产品存在缺陷或结构设计的不合理，目前国产载货车普遍存在的闯题是整车协调性较差；局部材料强度余量较大，无法预先判断，造成材料的浪费；在车辆实际使用过程中出现局部强度不足。所以，产品国产化或改装后，在使用过程中往往会出现强度、寿命、振动、噪声等方面的问题。这些问题影响了我国载货车产品质量，造成了使用中的安全隐患。由于缺乏必要的理论分析，我国载货车制造厂家对有问题的区域往往采取局部加强的方法，这不但需要进行多次全面的实车试验才能确定其有效性，而且会导致整车整备质量的不断增加；另外，对一些结构上的改进和优化，由于缺少一定的理论依据，往往得不到很好的实施，因此开展载货车车架结构强度的计算工作，在满足结构强度和刚度的前提下，合理地进行结构设计，以达到轻量化的目的、对车架结构设计具有重要意义。此外，为了加速企业的新产品开发，进一步提高产品的性能和科技含量，必须对现有的车型进行结构强度、刚度分析计算和动态特性分析研究工作，为新车型的研制开发提供借鉴和校核方法。随着经济全球化进程的加快，汽车工业的竞争日益加剧，汽车巨头们都在加紧新车型的设计开发，由于发动机、底盘设计制造技术基本成熟，新车型便主要体现在电子设备和车架造型的更新上。同时，为减少新车型的开发成本、缩短新车型的开发周期、提高新产品的市场竞争力，全球各大汽车公司普遍实施了“平台战略，车架的开发便是该战略的主要组成部分。载货车车架是载货车的基体，一般由两根纵梁和几根横梁组成，经由悬挂装置、前桥、后桥支承在车轮上，具有足够的强度和剐度以承受汽车的载荷和从车轮传来的冲击。要评价车架设计和结构的好坏，首先应该清楚了解的是车辆在行驶时车架所要承受的各种不同的力。然而对车架进行静、动态性能的研究，用经典力学方法很难得到精确的优化解，为了能够计算出车架的刚度和强度，往往对车架结构进行较多的假设和简化，计算模型只能构造的比较简单，与实际的结构形状相差很大。在计算机和计算机技术飞速发展并广泛应用的今天，采用近似的数值解己成为较为现实又非常有效的选择。实践和实验证明，在众多近似分析方法中，有限单元法是运用最为成功、最为有效的数值计算方法。在汽车结构设计中采用有限元法进行分析，是近几十年来发展起来的计算方法和技术。有限元法的独特优点是能够解决结构形状和边界条件都非常任意的力学问题。早期由于有限元法所要求解的问题计算规模都比较大，而计算机的速度和容量有限，所以造成有限元法在使用上的局限性。现在这些闯题已经解决，只要注意所建有限元模型中各种支承、连接关系尽量与实际结构相符，载荷和动态分析中的激励能反映实际情况，特别是动态载荷的变化曲线的精确获得以及在计算中如何加载，行驶、制动、转弯工况的载荷和约束如何正确选择等问题，就可以得到满足精度要求的有限元分析结果。汽车车架结构的静、动态分析的主要目的是查明车架内部各点的应力、形变和相对位移，找出其固有频率及振型，从静、动两个方面检验车架结构的合理性。随着有限元技术的成熟和高速计算机的出现，各种通用程序、专用程序的求解功能都很齐全，前后处理也很方便，汽车结构中绝大部分部件甚至整车的有限元静、动态分析和固有特性分析等都可应用这些通用程序或专用程序来分析计算，利用有限元法进行汽车结构的静、动态特性分析已经成为一种趋势。在西方发达国家的汽车企业中，有限元分柝已经成为其产品设计链中必须的常规。基于我国载货车工业的总体水平仍然落后的现实，在载货车的设计、制造和改进过程中，引入有限元分析是必要而有意义的。1.2 车架国内外研究现状（1）从车架的设计方法来讲，早期车架设计采用设计和试验交叉进行。在车架结构定型之前往往经过多轮设计，设计面对的对象是实物，需要经过样品制造一试验一修改一再设计的往复，这种方式不可避免地导致整个设计过程周期长，以及人力、物力和财力资源的严重浪费。随着设计验的积累，人们将计算技术应用于汽车车架结构性能的分析及设计中。初期的车架结构性能计算是通过将车架简化成单根纵梁，进行弯曲强度校核。这种计算方法至今还在沿用，但它显然满足不了汽车车架结构性能的设计要求。后来提出的车架结构扭转强度计算方法，只能计算纯扭转工况，不能考虑车架的实际工况，并且，计算比较复杂，工作量大，在实际运用中存在着很大的困难。再后来，人们将比较设计的思想应用于车架设计中。这种设计方法是以同一类型的成熟样车为参考来进行车架的设计，目前依然是车架结构初步设计的主要方法。但是，这种方法可能造成车架各处强度不均匀，某些局部强度富裕较大，产生材料浪费等现象。20世纪60年代以来，由于电子计算机的迅速发展，有限元法在工程上获得了广泛应用。有限元法不需要对所分析的结构进行严格的简化，既可以考虑各种计算要求和条件，也可以计算各种工况，而且计算精度高。有限元法将具有无限个自由度的连续体离散为有限个自由度的单元集合体，使问题简化为适合于数值解法的问题。只要确定了单元的力学特性，就可以按照结构分析的方法求解，使分析过程大为简化，配以计算机就可以解决许多解析法无法解决的复杂工程问题。目前，有限元法已经成为求解数学、物理、力学以及工程问题的一种有效的数值方法。（2）在国外，从 60 年代起就开始运用有限元法进行汽车车架结构强度和刚度的计算。1970 年美国宇航员将 NASTRAN 有限元分析程序引入汽车结构分析中，对车架结构进行了静强度有限元分析，减轻了车架的自重，是最早进行车架轻量化的分析。当前，国外各大汽车公司利用有限元软件进行车架结构静态分析、模态分析的技术已非常成熟，其工作重心已转向瞬态响应分析、噪声分析、碰撞分析等领域。特别是随机激励响应分析备受亲睐，主要是因为它可用来进行车辆的强度、刚度、振动舒适性和噪声等方面的分析。国外将有限元法引入到车架强度计算比较早，而我国大约是在七十年代末才把有限元法应用于车架的结构强度设计分析中。在有限元法对汽车车架结构的分析中，早期多采用梁单元进行结构离散化。分析的初步结果是令人满意的，但由于梁单元本身的缺陷，例如梁单元不能很好的描述结构较为复杂的车架结构，不能很好的反映车架衡量与纵梁接头区域的应力分布，而且它还忽略了扭转时截面的翘曲变形，因此梁单元分析的结果是比较粗糙的。而板壳单元克服了梁单元在车架建模和应力分析时的局限，基本上可以作为一种完全的强度预测手段。近十年来，由于计算机软件和硬件的飞速发展，板壳单元逐渐被应用到汽车车架结构分析中，使分析精度大为提高，有过去的定性或半定量的分析过度到定量阶段。随着计算机软、硬件技术的发展，特别是微机性能的大幅度提高及普及，在微机上进行有限元分析已不再是很苦难的事情，同时有限元分析的应用得以向广度和深度发展。（3）目前，国内在进行汽车车架设计时，设计人员主要采用的还是传统的办法对车架进行简化的计算，或者由其它部门进行有限元分析计算。车架的这种设计模式导致的问题包括两个方面：一是车架简化计算精度不够，为保证强度及刚度要求而使车架的设计过于安全，造成设计出的车架结构过重，增加了设计成本；二是造成车架的设计与计算分离，不利于提高车架设计人员的设计水平。为了促进车架设计水平的提高，保证整车在市场上的竞争能力，必须将车架有限元分析技术提高到战略的高度上来。综合分析这些文献可知，当前国内对于有限元法应用于车架结构分析的研究只是限于对车架和车架结构在静态扭转、弯曲载荷以及几种极限工况载荷作用下的分析，得出车架结构的静态应力分布，并对其进行了局部的修改，由于软硬件对计算模型规模的限制，模型的细化程度不够，因而结构的刚度、强度分析的结构还比较粗略，计算结构多用来进行结构的方案比较，离虚拟实验的要求还有相当大的差距。1.3 主要设计内容本课题通过参考国内外轻型载货车车架的结构及工作原理的基础上，对车架进行设计计算和校核，利用 Pro/E 建模并应用 ANSYS 软件对的车架进行有限元分析，具体工作如下。结合某汽车公司生产实际要求，在参考以往的研究成果以及国内外发展的现状，确定主要研究内容。（1）研究应用弹性力学、有限元、静态分析、模态分析理论以及所有软件基础。（2）车架设计方法以及设计步骤的研究。（3）以某轻型货车车架为参考设计车架并对其进行 PROE 建模，将建成的PROE 车架模型导入到 ANSYS 中准备进行有限元分析。（4）分析研究建立有限元模型要考虑的问题，比如结构的简化，单元的选取，单元数量的控制，单元质量的检查，网格的布局以及连接方式的模拟。（5）研究影响有限元分析结果的因素，比如单元厚度，单元大小，加强筋以及部件连接的模拟方法。（6）对车架有限元模型进行刚度强度分析、模态分析；找出车架结构中需要改进的部位，并依据分析结果提车改进方案。 （7）对研究的车架进行惊呆性能评价。建立优化分析模型进行优化设计提出科学的改进方案。1.4 拟解决的主要问题（1）如何设计车架基本结构（2）车架载荷及其约束的处理（3）静态工况下弯曲工况的分析处理（4）计算结果的处理（5）有限元模型的创建方法（6）对模型进行加载及求解的方法（7）对分析出的图形、数据的处理以及如何对车架进行优化第 2 章 轻型载货汽车的车架设计2.1 车架的概述2.1.1 车架的设计要求车架作为汽车的承载基体，为货车、中型及以下的客车、中高级和高级轿车所采用，支承着发动机、离合器、变速器、转向器、非承载式车身和货箱等所用簧上质量的有关机件，承受着传给它的各种力和力矩。为此，车架应有足够的弯曲刚度，以使装在其上的有关机构之间的相对位置在汽车行驶过程中保持不变并使车身的变形最小；车架也应有足够的强度，以保证其有足够的可靠性与寿命，纵梁等主要零件在使用期内不应有严重的变形和开裂。车架刚度不足会引起振动和噪声，也使汽车的乘坐舒适性、操纵稳定性及某些机件的可靠性下降。货车车架的最大弯曲挠度通常应小于10mm。但车架扭转刚度又不宜过大，否则将使车架和悬架系统的载荷增大并使汽车轮胎的接地性变差，使通过性变坏。通常在使用中其轴间扭角约为 1/m。在保证强度、刚度的前提下车架的自身质量应该尽可能减小，以减小车身质量。货车车架质量一般约为整车整备质量的 1/10。此外，车架设计时还应考虑车型系列化及改装车等方面的要求。2.1.2 车架的结构型式根据纵梁的结构特点，车架可分为以下几种结构型式：1、周边式车架周边式车架用于中级以上的轿车。如图 2.1（a）所示，在俯视图上车架的中部宽、两端窄。中部宽度取决于车身门槛梁的内壁宽；前端宽度取决于前轮距及前轮最大转角；后端宽度则有后轮距确定。左右相关纵梁由横梁连接。其最大特点是前后两段纵梁系经所谓的缓冲臂或抗扭盒与中部纵梁焊接相连。前缓冲臂位于车厢前围板下部倾斜踏板前方；后缓冲臂位于后座下方。其结构形状容许缓冲臂有一定的弹性变形，可吸收来自不平路面的冲击和降低车内噪声。此外，车架中部加宽既有利于提高汽车的横向稳定性，又减短了车架纵梁外侧装置件的悬伸长度。在侧视图上，与其他型式的轿车车架类似，在前方车轮处纵梁向上弯曲以让出前后独立悬架或非断开式后桥的运动空间。采用这种车架时车身地板上的传动轴通道所形成的鼓包不大，但门槛较宽，见图 2.2（a） 。2、X 形车架如图 2.1（b）所示，这种车架为一些轿车所采用。车架的中部为位于汽车纵向对称平面上的一根矩形断面的空心脊梁，其前后端焊以叉形梁，形成俯视图上的 X 形状。（a ）周边式车架；（ b）X 形车架；（c）梯形车架图 2.1 轿车车架前端的叉形梁用于支承动力-传动总成，而后端则用于安装后桥。传动轴经中部管梁通向后方。中部管梁的扭转刚度大。前后叉形边梁由一些横梁相连，后者还用于加强前、后悬架的支承。管梁部分位于后座乘客的脚下位置且在车宽的中间，因此不妨碍在其两侧的车身地板的降低，但地板中间会有较大的纵向鼓包。门槛的宽度不大，见图2.2（b） ，虽然从被动安全性考虑，要求门槛有足够的强度和刚度。3、梯形车架梯形车架又称边梁式车架，是由两根相互平行的纵梁和若干根横梁组成。其弯曲刚度较大，而当承受扭矩时，各部分同时产生弯曲和扭转。其优点是便于安装车身、车厢和布置其他总成，易于汽车的改装和变型，因此被广泛的采用在载货汽车、越野汽车、特种车辆和用货车底盘改装的大客车上。在中、轻型客车上也有所采用，轿车则较少采用。用于轿车的梯形车架，见图 2.1（c） ，为了降低地板高度，可局部减小纵梁及横梁的断面高度并相应地加大其宽度，但这使纵梁的制造工艺复杂化且其车身地板仍比采用其他车架时为高，当然地板上的传动轴通道鼓包也就不大了，见图2.2（c） 。如果也包括固定车身的支架，则上述三种轿车车架的自身质量差别不大。无论哪一种轿车车架，在前、后桥处均要求有较大的扭转刚度，为此，相关的纵、横梁可采用封闭式断面，这种封闭式断面可由相配的一对且以垂向面为开口的冲压成型的槽型梁相互插入并用电弧焊焊接而成。对于不承受扭矩的车架元件、用于固定动力总成的横梁以及车架两端位于基本横梁以外的纵梁，均采用冲压成型且具有开口的槽型断面。载货汽车的梯形车架如图 2.3 所示，由两根相互平行且开口朝内、冲压制成的槽型纵梁及一些冲压制成的开口槽型横梁组合而成。通常，纵梁的上表面沿全长不变或局部降低，而两端的下表面则可根据应力情况，适当地向上收缩。既纵梁中部相当长的范围内具有最大高度和宽度，而两端可根据应力情况相应的缩小。车架宽度多为全长等宽。车架宽度的标准化有利于产品的三化，例如可使车架横梁、前后桥及驾驶室、货箱等进行互换。车架等宽也简化了纵梁的冲压工艺且在纵梁上不会产生附加扭矩。有时根据设计要求需将车架前、后端的宽度做得窄些或宽些，但其尺寸与限定的汽车轮廓宽 2.5m 相适应。车架的长度大致接近整车长度，约为轴距的 1.4-1.7 倍。4、脊梁式车架如图 2.4 所示脊梁式车技由一根位于汽车左右对称中心的大断面管形梁和某些悬伸托架构成，犹如一根脊梁。管梁将动力-传动系连成一体，传动轴从其中间通过，故采用这种结构时驱动桥必须是断开式的并与独立悬架相匹配。与其他类型的车架比较，其扭转刚度最大。容许车轮有较大的跳动空间，使汽车有较好的平顺性和通过性。但车架的制造工艺复杂，维修不便，仅用于某些平顺性、通过性要求较高的汽车上。5、综合式车架系综合上述脊梁式和边梁式两种型式而成，如图 2.5 所示。这时，主减速器与脊梁相固定，该驱动桥应为断开式的且独立悬架相匹配。其实，图 2.1（b）所示的 X形车架也应归于这一类型，但该车架可与非断开式驱动桥及非独立悬架相匹配。（a）采用周边式车架时；（b）采用 X 形车架时；（ c）采用梯形车架时1.传动轴通道；2.地板；3.门槛；4.车架图 2.2 采用不同车架时的车身底板图 2.3 载货汽车的梯形车架图 2.4 具有脊梁式车架的汽车底盘图 2.5 综合式车架2.1.3 纵梁、横梁及其联接纵梁是车架的主要承载元件，也是车架中最大的加工件，其形状应力求简单。载货汽车的车架纵梁沿全长多取平直且断面也不变或少变，以简化工艺；为使纵梁各断面的应力接近，可通过改变其断面高度即使其中部断面高、两端较低来达到。载货汽车纵梁的断面形状多为开口朝内的槽形，也有 Z 形、工字形的；脊梁式车架的纵梁则多为管状的；轿车车架的纵梁则为箱形断面。槽型断面梁的扭转刚度及强度均好。纵梁多为冲压件，超重型汽车的纵梁则常采用焊接结构或轧制的成型材。横梁将左右纵梁联接在一起，构成一完整的车架，并保证车架有足够的扭转刚度，限制其变形和降低某些部位的应力。横梁还起着支承某些总成的作用。汽车车架常有46 根横梁，其分布于有关总成、驾驶室、货箱或车身的支承位置有关。当发动机的前支点位于左右纵梁上时，前横梁则可减小宽度并采用槽型或 Z 形断面。中横梁常做成拱形以留出传动轴的跳动空间。货车在后钢板弹簧前、后支承附近也分别设置一根横梁。横梁的断面形状与纵梁的联接形式如图 2.6 和图 2.7 所示。选择横梁的断面形状时既要考虑其受载情况又要考虑受其支承总成的支承方便。腹板直立的槽形断面横梁和由两槽形组成的工字形断面横梁的弯曲刚度及强度均好，常用于后钢板弹簧的支架处；帽形断面梁因其断面高度较小，较易做成大弯度梁，宜于用于需向下凹的前横梁和拱形的中横梁；封闭形断面梁和管梁的扭转刚度大，宜用于需加强扭转刚度处，但货车多采用扭转刚度不大的非封闭形断面的钢板冲压横梁。轿车车架的纵、横梁采用焊接方式联接，而货车则多以铆钉联接（见图 2.7） 。铆钉联接具有一定弹性，有利于消除峰值应力，改善应力状况，这对于要求有一定扭转弹性的货车车架具有重要意义。当纵、横梁以它们的上、下翼缘均分别联接时，由于联接跨度大，刚度亦较大，这时其扭转刚度及扭转应力均较大。当横梁与纵梁的腹板相连接时则情况会相反，这时应注意不使其联接跨度和联接刚度太小，以免影响对纵梁的局部扭转的必要约束。横梁在与纵梁的连接处往往应力较高，故常将其端部翼缘加宽或采用较厚及尺寸较大的联接板；也可使其中部的断面尺寸适当缩小，或在其腹板上加设一些较大的孔，以降低横梁连接处的应力。图 2.6 横梁的断面形状及其与纵梁的联接1.横梁；2.纵梁图 2.7 纵、横梁的铆钉联接方式2.1.4 车架的制造工艺及材料车架纵梁和其他零件的制造，多采用钢板的冷冲压工艺在大型压力机上冲孔及成形；也有采用槽型钢、工字钢、管料等型材制造的。轿车车架的组装多采用二氧化碳保护焊、塞焊和点焊，设计时应注意对焊接规范、焊缝布置及焊接顺序的选择；货车车架的组装多采用冷铆工艺，必要时也可采用特制的放松螺栓联接。为保证车架的装配尺寸，组装时必须有可靠的定位和加紧，特别应保证有关总成在车架上的定位尺寸及支承点的相对位置精度。车架材料应具有足够高的屈服极限和疲劳极限，低的应力集中敏感性，良好的冷冲压性能和焊接性能。低碳和中碳合金钢能满足这些要求。车架材料与所选定的制造工艺密切相关。拉伸尺寸较大或形状复杂的冲压件需采用冲压性能好的低碳钢或低碳合金钢 08、09MnL、09MnREL 等钢板制造；拉伸尺寸不大、形状又不复杂的冲压件常采用强度稍高的 20、25、16Mn、09SiVL、10TiL 等钢板制造。强度更高的钢板在冷冲时易开裂且冲压回弹较大，故不宜采用。有的重型货车、自卸车、越野车为了提高车架强度，减小质量而采用中碳合金钢板热压成形，再经热处理，例如采用 30Ti钢板的纵梁经正火后抗拉强度即由 450MPa（HB156）提高到 480620MPa（HB170） 。用 30Ti 钢板制造纵横梁也可采用冷冲压工艺。钢板经冷冲成形后，其疲劳强度要降低，静强度提高、延伸率小的材料的降低幅度更大。常用车架材料在冲压成形后的疲劳强度约为 140160MPa 。轿车车架纵梁、横梁的钢板厚度约为 3.04.0mm，货车根据其装载质量的不同，轻、中型货车冲压纵梁的钢板厚度为 5.07.0mm，重型货车冲压纵梁的钢板厚度为7.09.0mm。且槽形断面纵梁上、下翼缘的宽度尺寸约为其腹板高度尺寸的35% 40%1。2.2 车架的结构设计2.2.1 车架设计参考以下数据均为参照解放 CA1040 的参数进行设计 10-11，主要参数如表所示。1、车辆主要参数表 2.1车辆参数表车总长 /mm 5100 轴距 /mm 2500载重量 /kg 1850 空车质量 /kg 1960满载质量 /kg 4010 驾驶室长 /mm 1765货箱长 /mm 3335 乘员 满油油箱 /kg 2202、安装在车架上的主要部件的选择（1）发动机参数型号：CA488 型汽油机；形式：四冲程、水冷、化油器； 最大功率：65kw；最大扭矩：157Nm；外形尺寸（长 宽 高）： 659 602 671.5（mm） ；质量：135kg。（2）变速器参数型号：CAS5-20A 机械变速器；中心距：85mm；最大输出转矩：196Nm；壳体长度：285mm；静质量：铸铁壳体 56kg。（3）货箱车头参数货箱：钢板冲压货箱 800kg；车头：车头以及内部部件 450kg。（4）钢板弹簧参数车架上加装钢板弹簧，参数如表 2.2 所示。表 2.2钢板弹簧前钢板弹簧 后钢板弹簧作用长度 /mm 1200 1300片厚 12-6 12-8片宽 /mm 70 70片数 3 62.2.2 车架参数的确定1、选取梯形车架，由两个纵梁与 5 根横梁铆接而成。其弯曲刚度较大，而当受扭矩时，各部分同时产生弯曲和扭转。其优点是便于安装车身、车箱和布置其他总成，易于汽车的改装和变形因此被广泛地用在载货汽车。车架全长等宽，取 750mm。车架长度大致接近整车长度，约为轴距的 1.41.7 倍，取车架长度为 4500mm，在纵梁的全长范围内具有相等的高度和宽度。纵、横梁均由 5mm 厚的 16Mn 钢板冲压而成（轻、中型货车冲压纵梁的钢板厚度为 57mm。槽型断面纵梁上、下翼缘的宽度尺寸约为其腹板高度尺寸的 35%40%，纵梁槽形断面如图 2.8 所示。图 2.8 纵梁断面2、铆钉的选择 12-13根据 GB/T 867-1986 选择半圆头铆钉，如图 2.9 所示。其中 d=6mm； =11.35mm； k=3.84mm； R 6mm； L =860mm。kd图 2.9 铆钉2.2.3 车架的弯矩及弯曲应力计算当车架纵梁承受的是均匀分布的载荷（见图 2.8）时，车架的简化计算可按下述进行，但需要一定的假设。即认为纵梁为支承在前、后轴上的简支梁；空车是簧上负荷 ( 货车可取 ， 为汽车整备质量 )均布在左、右纵梁的全长上，sG243/20gmGs0满载时有效载荷 则均布在车厢长度范围内的纵梁上；忽略不计局部扭矩的影响 8。e图 2.10 货车车架上均布载荷的分布情况在图 2.10 中， 为一根纵梁的前支承反力，由该图可求得：fR（2.1）)2()(41cGebLlsf 在驾驶室的长度范围内这一段纵梁的弯矩为 （2.2）2)(4axLGRMsfx驾驶室后端至后周这一段纵梁的弯矩为：（2.3）212/ )()(xlcesfx 显然，最大弯矩就发生在这一段纵梁内，可用对上式中 求导数并令其(/fMx为零的方法求出最大弯矩发生的位置 ，即： 0)(2)(1/ clxGaxLRdxMesf由此求得：（2.4）)/()21cLclesesf将上式代入公式（2.3） ，即可求出纵梁承受的最大弯矩 。maxM已知 4500mm， 2660mm， =875mm， 1025mm， =3335 Llabmm， =1857mm， =1478mm。1c2c= N3/0gmGs 3.12805.962N)18(eN39.54)7(524.125604 fR351804. 18267039.x=1094.44mmx 22/ )4.10926(18574)7.09(53.1284.093.5 xM=1289949.07/xMmN如果考虑到动载荷系数 及疲劳安全系数 ，并将它们代0.452dk 40.15n入式（2.5） ，则可求出纵梁的最大弯矩为：（2.5）maxaxnkdd取 n=1.40， =4.0dk求得