客车车架轻量化的研究与设计【三维图-无CAD图】.zip
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三维图-无CAD图
设计与轻量化研究
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客车车架轻量化的研究与设计【三维图-无CAD图】.zip,三维图-无CAD图,设计与轻量化研究
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设计(论文)题目： 客车车架轻量化的研究与设计 目 录摘 要IIIAbstractIV1 绪 论11.1课题研究的背景11.2课题研究目的和意义11.3车架轻量化的发展与现状21.4本文主要研究内容22车架模型的建立42.1客车车架概述42.2车架三维实体模型建立42.2.1车架宽度确定42.2.3车架横梁形式确定52.2.4车架纵梁与横梁衔接型式的确定62.2.2车架纵梁形式确定72.3车架有限元模型的建立103客车车架静力学分析123.1车架静态性能分析123.1.1车架弯曲工况123.1.2车架紧急制动工况143.2客车车架强度分析153.3本章小结154客车车架模态分析164.1模态分析理论164.2车架模态性能分析164.3车架整体模态评价185客车车架轻量化设计205.1优化概述205.2优化设计206总结和展望256.1全文总结256.2研究展望25参考文献27致谢28II客车车架轻量化的研究与设计摘 要 本课题以某客车车架作为研究对象，首先对客车车架轻量化的发展与现状进行讲述，然后选用CATIA软件对客车的车架进行三维建模，在这个基础上建立客车车架的有限元模型并且应用有限元分析软件ANSYS对客车车架施加载荷和约束，对客车车架的强度进行分析与计算，在静态有限元模型的基础上选用车架前五阶固有频率和振型进行模态分析。最后在车架使用方钢的材料强度足够的情况下，针对静态分析结果和模态分析结果对车架进行轻量化并对轻量化后的车架再次进行仿真验证。关键词：客车车架；车架建模；有限元分析；轻量化设计IVResearch and design of lightweight of bus frameAbstract This topic takes a bus frame as the research object.The development and present situation of the lightweight of passenger car frame are described. The CATIA software is used to carry out the 3D modeling of the bus frame. on this basis,the finite element model of the bus frame was established and the finite element analysis software ANSYS was applied to the load and constraint of the frame and calculation of the strength of the bus frame. In the static finite element model based on selection of the fifth order natural frequency and vibration mode of the front frame modal analysis. Finally the frame use steel enough material strength .According to the results of static analysis , modal analysis results of the frame of lightweight and lightweight frame again verified by simulation.Key words: Bus frame;Frame modeling ;Finite element analysis; Lightweight design 1 绪 论1.1课题研究的背景随着我国经济水平越来越高，能源的使用程度给环境所带来的影响也越来越显著，生活水平的不断改善导致汽车数量趋势越来越大更使上述问题日益严重。根据工信部发布的资料统计，2015年中国汽车总销量达2559.11万辆，同比前年增长7.3%，销量连续6年保持在世界第一，由此可看出我们中国汽车的需求量越来越高，汽车行业的前景也很广阔。随着我国汽车行业和消费市场的不断壮大和日益成熟，尤其是进入21世纪以来汽车工业的迅猛发展，汽车行业对促进社会进步和提高经济发展起着中流砥柱的作用。因此，国内外汽车制造厂家都以发展节能环保和轻型可实用的车辆成为了自己的目标，尤其是节能和环保这两个代名词更加关系到人类可持续发展，所以减少资源利用和降低排量已经成为了国内外汽车供应厂商共同奋斗的目标。本文研究的客车车架是客车车身结构的重要组成部件，又是一些结构部件的承载基体，因为客车在行驶过程中车架受到的外力作用比较多，所以车架应该满足一定的强度和刚度，轻量化的设计也须在这此条件下进行；目前在现有的轻量化实施方法中主要采取两大途径：第一是采用轻量化的材料，例如采用铝合金、高强度钢板和新型材料等强度更高、重量更轻的新材料；第二是应用以CAE为基础的现代结构优化技术设计出汽车的结构，使结构部件薄壁化、轻型化并且通过对车身零部件的工艺改进最大限度地来降低汽车结构部件的重量，综上所述的两种方法都为达到轻量化为目的在不同程度上对其进行改善。轻量化设计不仅使汽车降低了燃油消耗，减少了排放，改善了环境，而且还减少了对其建造过程中资金的投入。因而对客车车架进行轻量化是必要的。1.2课题研究目的和意义目前，客车车架轻量化设计已经成为了汽车设计中非常重要的内容，主要的研究方法为有限元法，通过对客车车架在静态和模态的两种情况下进行研究，为之后的优化设计提供了基础。本论文通过对客车车架轻量化的研究对此选用某一中型客车车架为例，在此基础上用有限元分析方法对客车车架在几个满载工况下进行分析，然后选取了车架的前五阶固有频率和振型进行模态分析。最后根据上述的分析结果对客车车架进行优化设计。针对轻量化的问题，有很多的学者会通过改变车身上结构件的质量和厚度来进行优化，或者通过有限元分析法对客车车架实行静态和模态的分析进而进行轻量化，一旦研究之后不符合车架的使用要求就要重新设计，所以大多数的学者采用车架优化设计。足够的强度和刚度是设计车架的前提条件，我们都应以这两方面为研究方向然后再应用有限元软件对车架进行仿真分析，这样不仅加快了车架设计的步伐而且促使我们要提高忧患意识和科学技术的革新。因此，在车架轻量化的研究方面我们还需进一步的提高和改善。1.3车架轻量化的发展与现状目前，我国的客车车架轻量化的研究发展速度十分迅猛，现今普遍应用有限元法来研究汽车局部结构的静动态分析，而工程领域则致力于对客车局部结构参数的轻量化设计，但是与其他先进国家相比还是有一定的差距。2015年12月，马讯等人对某车架进行立体建模，利用板壳单元和梁单元进行网格划分和有限元分析，在有限元计算结果的基础上，采用尺寸参数优化并且以梁的截面尺寸为设计变量，约束变量定义为车架的变形位移和一阶频率，分析工况设定为弯曲工况和扭转工况，目标函数为质量最小，最后优化结果显示质量减轻了13.31%。2016年3月，武汉理工大学车辆工程学院的范世斌等人对专用车构件高强度钢板强度等代设计的板厚计算问题进行了研究，根据弹性力学和板壳理论推导出利用高强度钢板进行强度等代设计的板厚计算公式，并用有限元法和所推导的公式对典型的货车车架进行了强度等代设计，从而为高强度钢的应用和强度的等代设计提供了参考借鉴。从上述的调查可以看出我国对于轻量化的研究体现在以下三个方面：第一，国内轻量化的研究大多数都体现在客车的车身结构件上；第二，我国由于利用有限元法分析和设计车架的年代较晚，而且对有限元软件分析不到位和缺乏研究经验，导致结构的受力分析不精确。随着技术的进步，有限元方法已经被我国绝大多数的汽车企业采纳，分析结果也令人满意，但是还未达到外国广泛在汽车整体布局和主要的零部件参数优化设计的地步；第三，我国的车架结构轻量化的研究中还处于尚未完全成熟的阶段，在部分的研究和设计上还过于单一，相对于国外的技术我们还有更广阔的空间来进行提高和改善，所以我国应大力发展客车车架轻量化的技术，争取走在世界的最前端。1.4本文主要研究内容本课题以客车车架轻量化为出发点，叙述了车架轻量化的主要内容和方法，并且选择以某种中型客车车架为参考进行如下的研究：（1）应用CATIA软件建立客车车架的实体模型，然后运用 ANSYS 软件建立车架的有限元模型，并对此施加载荷和约束，根据设计完成的有限元模型对客车在行驶过程中的满载弯曲工况和紧急制动工况进行车架的应力和变形量分析，并且对性能进行评估，最后采用了有限元中的方法对车架模态性能中的前五阶固有频率和振型做出了分析并进行了比较；（2）运用上述的结果对在车架使用方钢的材料强度足够的情况下进行优化设计，将原车架的材料厚度变小，改变车架横梁尺寸并且对模型变化后的车架进行强度分析，降低车架的质量和体积，进而达到车架轻量化和提高经济性的目的。32车架模型的建立2.1客车车架概述客车车架作为整个客车车身的一部分，其功能比较全面，它不仅是起着支承、连接发动机、悬架系等零部件的作用，而且还把他们组合在一起构成了整个车身。在此基础上，客车车架还要承受外部施加的各种载荷和各部件的质量，车架总体的布置决定了整个底盘的构造。如今，车架结构可分为纵梁式车架和三段式车架，纵梁式车架在实际运用中十分广泛，本文也建立了这一类型的车架模型。本课题研究的客车车架是纵梁式车架。车架中的纵梁是主要承载件，车架中的横梁与左右纵梁构成了一个整体框架，这样能保证车架有足够的刚度。但是由于汽车在不同工况下行驶中车架会受到各种载荷的作用。为了能提高车架在实际生活中的使用寿命，所以选用车架的材料应具备一定的屈服强度和疲劳强度。2.2车架三维实体模型建立课题运用三维软件CATIA对客车车架进行实体建模,通过建立的车架模型导入ANSYS中简化后进行参数化建模.课题建立的客车车架模型是由两根弯纵梁和六根横梁组成，车架总质量为250kg。2.2.1车架宽度确定车架的宽度是左、右纵梁腹板外旁边面之间的宽度。发动机的外轮廓宽度、前轮的最大转角、车架的外侧轮胎宽度、钢板弹簧的宽度等都会对车架的宽度造成影响。为了提高汽车的横向稳定性可以通过加大车架宽度来实现。通常，车架的宽度依据汽车整体安置的参数来断定。本次选用的整车参数参考某车型，具体参数如下：发动机型号：YC4FA130-40外形尺寸：702020402790mm前轮距：1665mm后轮距：1650mm轴距：3950mm整备质量：4500KG本次设计依据某车型的整车参数，参考此车型现有车架，对其现有的设计进行相关改进，设计出更加符合该车型参数及该车型工作状态的车架，本规划方案取车架的宽度为1300mm，车架前后等宽。因为考虑到车架的纵梁是不规则曲面，所以，车架中间位置处的四根横梁宽度相比较车架前后横梁宽度而言更短一些，取为800mm。2.2.3车架横梁形式确定车架横梁将左、右纵梁衔接在一起，构成一个框架，使车架有足够的抗弯刚度，汽车首要总成经过横梁来支承。本次方案中横梁整体设计为上、下表面平直的方型钢结构。绘制出的横梁截面、横梁拉伸和横梁整体如下图2.1和2.2和2.3所示。图2.1横梁截面图图2.2横梁拉伸图图2.3横梁整体图2.2.4车架纵梁与横梁衔接型式的确定横梁和纵梁的固定办法可分为铆接、焊接和螺栓衔接等方法。本规划方案中，横梁与纵梁的衔接方法大体都运用铆接和焊接衔接。第一、二、六根横梁焊接在纵梁上，第三、四、五根横梁根横梁与纵梁采用铆接的方式。车架正面向上铆接弹簧支架、发动机支撑等。车架反面铆接后桥零件，一般用低碳合金钢冲压而成。连接板用于连接横梁和纵梁，增强纵梁的强度。以压弯件为主，材料主要为高强度钢板。对材料的成形性能要求不高，但要求材料的压弯回弹小。绘制出的连接板截面、拉伸和连接板整体如下图2.4、2.5和2.6所示。 图2.4连接板截面图图2.5连接板拉伸图 图2.6连接板整体图2.2.2车架纵梁形式确定车架的纵梁构造，一方面要保证车架的功用，另一方面要满意整车整体安置的请求。纵梁的长度通常接近汽车长度，其值约为1.41.7倍汽车轴距。依据本规划的请求，再思考纵梁截面的特色，本方案规划的纵梁选用上、下翼面是弯曲等高的方形钢。车架模型中的左右两根弯纵梁总长为6000mm。优点：有较好的抗弯强度，有杰出的经济性，纵梁部分会较低，对应的地板高度也会降低，汽车的稳定性得到优化，上、下车方便，应用于各种客车上。绘制出的纵梁截面、纵梁线架和使用扫描命令之后的纵梁实体如下图2.7、2.8和2.9所示。 图2.7纵梁截面图 图2.8纵梁线架图图2.9纵梁实体图画出的第一根横梁实体与纵梁实体装配并且把连接板装配在车架上进行着色后如下图2.10所示。根据横梁的长度采用镜像命令画出左右纵梁如下图2.11所示。画出第二根横梁实体利用平移和旋转命令进行装配如下图2.12所示。图2.10第一根横梁实体装配图2.11左右纵梁实体装配图2.12第二根横梁实体装配画出第三横梁实体利用平移和旋转命令进行装配如下图2.13所示。图2.13第三根横梁实体装配画出第四根横梁实体利用平移和旋转命令进行装配如下图2.14所示。图2.14第四根横梁实体装配画出第五根横梁实体利用平移和旋转命令进行装配如下图2.15所示。图2.15第五根横梁实体装配在上述基础上采用CATIA软件建立的三维几何模型进行完全装配后如下图2.16所示。 图2.16三维几何模型图客车车架材料选用的是方钢材料，它的主要成分是铁元素，含碳量达0.5%，材料的许用应力为300Mpa，材料的许用最大位移量为5mm，材料厚度为3mm为了能够更好的保护乘车人员的安全，因此选用了方钢材料。方钢有很多的优点：在制造的时候不需要太多的工艺，加工的时候性能也是极好，具有很强的硬度，价格也比较实惠，在生活中方钢并不只是在汽车方面有涉及到，在其他很多领域都是也应用广泛。2.3车架有限元模型的建立在有限元模型建立前首先要进行单元类型的选择，由于是将在CATIA建好的模型直接导入ANSYS软件，则需要先对CATIA文件进行一些处理，需将CATIA中的文件另存为model格式，然后在ANSYS软件中以FileImportCatia的顺序操作，找到相应文件打开即可。将导入模型改为实体结构：PlotCtrlsStyleSolid Model Facets，选Normal Faceing。客车车架的横梁和纵梁选取实体单元Solid92。如下图2.17所示。图2.17单元类型选择图定义材料密度为6.68106kg/m3,如下图2.18所示。 图2.18材料密度定义图定义弹性模量为2.13105MPa和泊松比为0.3，如下图2.19所示。 图2.19弹性模量定义图对于有限元来说，划分网格是其中最关键的一个步骤，网格质量的好坏直接影响解算的精度和速度。ANSYS 的网格划比较智能，具有自由网格、扫掠网格、映射网格等多重控制方法。点击DM 界面分析树Mesh，在出现的Details of “Mesh”框中将相关性Relevance设置为最高100，网格划分的元素大小Element Size设为8mm,属性设置完成右击Mesh点击Generate Mesh对车架进行网格划分。网格划分越小，分析结构就越接近于实际存在的情况。最后划分出来的网格模型如下图2.20所示。 图2.20车架有限元模型网格划分图303客车车架静力学分析3.1车架静态性能分析汽车在行驶的过程中，作为主要承载部件的车架承受着很复杂的载荷，以载荷形式不同大致可以分为四类：弯曲载荷、扭转载荷、侧向载荷和纵向载荷。与这四种载荷相对应的是四种主要的典型工况：弯曲工况、扭转工况、急转弯工况和紧急制动工况，而弯曲工况和紧急制动工况是汽车最基本的，也是对车架结构影响较大的两种工况。因而本文仅针对弯曲工况和紧急制动工况进行研究分析，为车架的轻量化设计提供参考依据。 3.1.1车架弯曲工况 满载弯曲工况是模拟汽车在满载状态下，在良好的路面上匀速行驶时的应力和应变分布情况。当客车车架受到对称垂直载荷的作用时，车架处于弯曲工况，在此种工况下车架会产生弯曲变形。( )考虑到现有的计算机的计算能力和工作量，不可能将车架上的每个零部件的受力加载到车架上。本次设计采用集中载荷的方法进行对模型的简化，此车架所承受的力主要包括：车架前段驾驶人员、操作系统及前悬总成的质量；车架中段乘客及行李的质量；车架后段发动机、变速箱等各部件的质量。上述载荷对车架的作用简化为车架作用点上的集中载荷，主要有车架前端加力3000N (操作系统和前悬总成质量)，车架中段加8500N（乘员及行李），车架后端4500N（发动机、变速箱和附件的总质量）。将前端加力3000N (操作系统和前悬总成重力等)按照实际车架的工作情况施加于车辆前段横梁和纵梁上。在车架中段横梁和纵梁上施加8500N的力用于模拟车架中部所受乘员及行李重量。将4500N的力施加于车架后端模拟车架后端所受发动机、变速箱和附件的总重量。此处模拟车架静态工况，不需考虑车辆的运动中状态和悬架的刚度。依据本次车架的车型，前后悬架都是通过螺栓连接连接到车架上。本次仿真分析不考虑悬架质量和刚度影响，将悬架和车架装配位置进行固定。在和悬架连接的地方均采用固定约束，将车架前后悬架连接的装配位置进行X、Y和Z方向的自由度进行约束。车架具体集中载荷和约束施加如图3.1所示图3.1弯曲工况下约束图将现有工况设置包括位移和应力结果，提交计算。打开应力和位移云图根据计算结果得到的弯曲工况下变形和应力情况如图3.2和3.3所示。图3.2弯曲工况下位移云图 图3.3弯曲工况下应力云图从上图3.2中可以看出车架在弯曲工况下的位移情况，最大变形位于第三根横梁的中间位置处和两个纵梁的中间位置，最大位移0.117mm，最小位移为0mm。最大位移远远高于设计标准。从上图3.3中可以看出车架在弯曲工况下的应力分布情况，最大应力主要存在于车架的突出部分和悬架连接的构件上，最大应力存在于车架表面剧烈变化的地方，此处的最大应力值14.36MPa，满足要求。仅考虑弯曲工况分析结果，本次车架应力和位移远远高于标准，为下一步的轻量化设计提供理论基础。同时轻量化设计应该考虑此处的最大位移和最大应力处，最大位移处不应进行减小厚度处理，最大应力处应进行倒角处理，尽量让截面变形变得平滑，减小应力集中。3.1.2车架紧急制动工况客车在紧急制动的情况下不但考虑到客车自身的重力而且还要考虑刹车时汽车所持有的惯性力的影响。在这种情况下载荷处理也和弯曲工况相同，此时车架还受到惯性力载荷（沿着行驶方向）。当施加载荷时除了弯曲工况的载荷，还要加载制动力。根据国家规定汽车的制动数据制动力，动载系数取为 1.5。紧急制动工况集中载荷的具体设置和弯曲工况相同，根据整车的运动状态，将车架赋予X方向的国家标准制动力加速度。约束的施加和弯曲工况一样。车架施加约束载荷后的分布如下图3.4所示。根据计算结果得到的紧急制动工况下变形和应力情况如图3.5和3.6所示。图3.4紧急制动工况下约束图 图3.5紧急制动工况下变形图 图3.6紧急制动工况下应力图从上图3.5中可以看出车架在弯曲工况下的位移情况，最大变形位于第三根横梁的中间位置处和两根纵梁中间位置，最大位移0.318mm，最小位移为0mm。从上图3.6中可以看出车架在紧急制动工况下的应力分布情况，最大应力位于车架的中部乘员和行李集中的位置，此处的最大应力值20.18MPa，满足标准。紧急制动工况下的应力和位移分布和弯曲工况大致相同，应力集中的原因也大致类似，在进行轻量化的时候应极力避开应力集中和位移大的部分。3.2客车车架强度分析通过对该车架的有限元静态分析，我们可以准确的看出在弯曲工况下最大变形位于第三根横梁的中间位置处和两个纵梁的中间位置，最大位移0.117mm，最小位移为0mm，最大应力主要存在于车架的突出部分和悬架连接的构件上，最大应力存在于车架界面剧烈变化的地方，应力最大值为14.36MPa。在紧急制动工况下车架的最大变形位于第三根横梁的中间位置处和两根纵梁中间位置，最大位移0.318mm，最小位移为0mm。最大应力在车架的中端部位应力最大值为20.18MPa，根据仿真结果可知在两种工况下应力最大值都小于方钢的材料许用应力300MPa，而且本次设计的车架强度远远高于材料的极限强度，所以适合进行轻量化的研究。3.3本章小结本章节先简要的介绍了客车车车架在行驶中的承受的载荷，对此选择了在客车行驶过程中四种工况中的满载弯曲工况和紧急制动工况做为分析工况，然后在有限元中对上述工况进行分析得出车架的结构变形位移分布情况与应力分布情况，从而得出了客车车架在两种工况下受到应力最大的部位，可以更好的进行研究分析。计算结果表明，该客车车架的强度和刚度都能满足使用要求，同时这也为之后车架的轻量化设计提供了依据。4客车车架模态分析4.1模态分析理论模态分析就是运用分析或者做实验的方法来获取系统的某些数值。通过上述的分析方法而得出的模态参数包括了特定频率、特定阵型、模态质量以及模态阻尼等。在机构的运动学中，模态分析被振动系统中所特有的性能用来作描述，上述的模态参数就是表征模态的各阶段参数。所以模态分析中振动系统的运动方程应该首先建立在使用模态参数的基础上进行推导，其次通过计算得出的运动方程来获取模态参数，最后对上述基础上得到的模态参数为系统的动态设计和改进提供有效的依据。模态分析根据不同的获取模态参数的方法可分为两种：数值模态分析和试验模态分析。数值模态分析的含义就是使用跟有限元分析相关的软件，通过零构件的几何属性和材料特性等将其不同种类的分布分别用相对应的不同种类的矩阵来表达，并且根据上述不同种类的矩阵来确定不同结构的模态参数。试验模态分析的含义是根据线性振动理论运用的测试及信号处理技术来获取结构模态参数的过程，具体是通过对线性振动发出信号的时间变化来进行数据采集设备使用，通过对求得的频响函数来进行处理时间历程信号，最后通过曲线拟合法而得到的非参数模型来识别获取结构的模态参数。上述所提到的数值分析法和试验分析法两者彼此相辅相成。数值分析法能为试验做基础，试验分析出的结果也能用来修正数值的计算结果。4.2车架模态性能分析在对客车车架进行模态分析时,由于所要求解的结果是车架结构的固有频率和固有振型,与所受外力无关,所以可忽略外部载荷的作用。考虑到车架实际收到的约束的复杂和现有的研究条件，所以此处不进行约束模态分析而采用自由模态分析。基于以上几个方面,本课题在对客车车架模态性能进行分析时，是建立在车架无约束,无载荷的情况下的有限元自由模态分析。车架模态的分析步骤主要包括：模型的建立、加载求解和结果观察四个阶段。具体如下：(1)建立模型：自由模态分析时所采用的有限元模型应与静态分析时采用的模型一致；(2)加载求解：定义分析类型、指定分析设置、指定加载过程设置；(3)观察结果：利用有限元软件观察各阶模态下车架的频率以及相对应的阵型。在上述模态分析的基础上计算后而得到车架的前5阶固有频率如下表4.1所示。得到的振型如下图4.2-4.6所示。前二阶是在车架横梁与边梁中部连接处的弯曲与扭转变形，第三、四、五阶是前后横梁与边梁连接处的弯曲与扭转变形。表4.1前五阶车架固有频率阶数固有频率（HZ）113.34 240.09 374.188 482.213599.332 4.2一阶弯曲模态振型图 4.3二阶扭转模态振型图 4.4三阶弯曲模态振型图 4.5第四阶扭转模态振型图4.6第五阶扭转模态振型图4.3车架整体模态评价一般情况下客车车架能否满足动态性能的要求都取决于该车架的模态低阶频率，模态低阶频率通常表现为模态一阶扭转与弯曲频率来进行判断与评价，主要原则如下：(1)除了车架在一阶扭转频率可以稍低之外，后面阶级的车架的扭转频率应比第一阶车架尽可能高些，并且还要将道路的激励频率与其它结构的固有频率错开，防止客车的车架在与其它结构接触时发生共振；(2)客车车架的模态频率应避开发动机经常工作的频率范围。(3)车架的振动变形应尽量合理，避免在有突发情况下车辆行驶中所受到的激励过多，主要包括有路面激励、发动机激励、车轮不平衡激励及传动轴激励等。对于车架来说我们应控制好在进行弯曲和扭转的情况下所受到的振荡频率，以防止车辆产生共振。汽车在行驶过程中,主要的激励来源是路面激励和发动机激振。通常路面激励在以下。发动机怠速激励频率为，在额定工作状态时，发动机频率为。 该车架第一阶模态很有可能处于路面激励频率内，极有可能产生共振。因而需针对车架的动态特性对该车架进行改进。拟对第五和第六横梁增加刚度、更换材料或者改变外形尺寸，改变其固有频率，使其远离路面激励和发动机激励频率。5客车车架轻量化设计5.1优化概述 在机械设计中有许多优化的类型，以下是结合实际在机械设计中运用的优化方案：（1）刚度和强度的优化：许多机械设备在没有保证车架刚度和强度的前提下进行加工引起了很多不必要的事故，所以保证其刚度和强度是首要条件。因此，在客车车架的刚度和强度都满足的情况下才能使整车得以正常运行，这对于客车来说非常重要；（2）轻量化：经济发展如此迅猛的今天，谁能利用和掌控好有限的资源谁就能获得最高的技术，就能走在世界的最前沿。轻量化设计不但可以降低材料使用的成本和节约很多的有限资源而且它还对整个国家而言是科学技术前进的标杆，轻量化技术还给我们解决了有限资源越来越贫乏的问题。如今国内外的工程师争对轻量化大多采取了如下三种途径：运用新材料，例如高强度钢、碳合金、碳素纤维增强塑料等；新型制造加工技术，如专用傳接技术、专用机械紧固元件等；优化结构设计，尽可能地降低车架上结构件的质量，通过建立的有限元模型使车架上横梁和纵梁厚度进行优化。（3）疲劳优化：机械工程师们经常会发现很多零构件在满足了刚度和强度的使用前提下，工作了一段时间后，还会出现一定量的疲劳磨损，这种现象就是机构疲劳破坏所带来的问题，对此我们应该要提出针对这种现象相对应的措施和改善方法。如今的计算机技术在全世界突飞猛进，先进的计算机技术不但能帮助机械工程师们研究出零构件受应力分布情况，然后争对这一情况分析出受应力影响最严重的部位，而且还能经过许多次的迭代计算出疲劳损坏点的时间，并且对此提出疲劳优化设计方案来进行改善。5.2优化设计通过车架的有限元模型对其进行静态和模态的分析后，根据上述的分析结果可以看出车架使用方钢的材料强度足够，因此对车架进行优化设计，将原车架横梁和纵梁部分方钢型材料厚度由3.0mm改为2.5mm，将车架横梁除第三根横梁外截面尺寸缩小为90mm和80mm的方钢，横梁的宽度和厚度不变。第五第六横梁的改变用于改变其第一阶固有频率，目的在于避开25Hz以下的路面激励而可能产生共振。其模型变化如下图5.1和5.2所示。图5.1 轻量化前的整体车架图图5.2 轻量化后的整体车架图整体车架在轻量化后，它的强度发生了变化，所以针对此情况再对模型变化后的车架作弯曲工况和紧急制动工况下的静态分析。(1)车架轻量化后弯曲工况 将前端加力3000N (操作系统和前悬总成重力等)按照实际车架的工作情况施加于车辆前段横梁和纵梁上。在车架中段横梁和纵梁上施加8500N的力用于模拟车架中部所受乘员及行李重量。将4500N的力施加于车架后端模拟车架后端所受发动机、变速箱和附件的总重量。此处模拟车架静态工况，不需考虑车辆的运动中状态和悬架的刚度。依据本次车架的车型，前后悬架都是通螺栓连接连接到车架上。本次仿真分析不考虑悬架质量和刚度影响，将悬架和车架装配位置进行固定。在和悬架连接的地方均采用固定约束，将车架前后悬架连接的装配位置进行X、Y和Z方向的自由度进行约束。车架施加约束和载荷后的分布如下图5.3所示。根据计算结果得到模型变化后的弯曲工况下变形和应力情况如图5.4和5.5所示。图5.3 轻量化后车弯曲工况约束和载荷图5.4轻量化后弯曲工况位移云图图5.5 轻量化后弯曲工况应力云图从上图5.4中可以看出车架在弯曲工况下的位移情况，最大变形位于第三根横梁的后面位置处，最大位移0.145mm，最小位移为0mm。最大位移较优化前有所改变，位移最大处主要集中于两根纵梁中间位置。但位移量远远高于设计标准。从上图5.5中可以看出车架在弯曲工况下的应力分布情况，最大应力位于车架的横梁和纵梁接触部分，最大应力值16.97MPa，在以后的设计中可进行倒圆角处理，尽量使界面变化变得平滑，减小应力集中。(2)车架模型变化后紧急制动工况客车在紧急制动的情况下不但考虑到客车自身的重力而且还要思考刹车时车子所持有的惯性力的影响。在这种情况下载荷处理也和弯曲工况相同，此时车架还受到惯性力载荷（沿着行驶方向）。当施加载荷时除了弯曲工况的载荷，还要加载制动力。根据国家规定汽车的制动数据制动力，动载系数取为 1.5。紧急制动工况集中载荷的具体设置和弯曲工况相同，根据整车的运动状态，将车架赋予X方向的国家标准制动力加速度。约束的施加和弯曲工况一样。车架施加约束载荷后的分布如下图5.6所示。根据计算结果得到的紧急制动工况下变形和应力情况如图5.7和5.8所示。图5.6 轻量化后的车架制动工况约束图图5.7 轻量化后的车架制动工况变形图图5.8 轻量化后的车架制动工况应力图从上图5.7中可以看出车架在弯曲工况下的位移情况，最大变形位于第三根横梁的后面位置处，最大位移0.338mm，最小位移为0mm。从上图5.8中可以看出车架在紧急制动工况下的应力分布情况，最大应力位于车架的中部乘员和行李集中的位置，此处的最大应力值25.16MPa。 通过对模型变化前后整体车架的强度分析可以由图5.4可知，在弯曲工况下优化后的车架最大变形量为0.145mm,位于第三根横梁后面位置处而优化前的最大变形量为0.117mm位于第三根横梁的中间位置处和两个纵梁的中间位置与优化前相比较变形量虽然增大，但未超过车架许用材料的最大变形量5mm，因此是合理的。由图5.7可知在制动工况下优化后的车架最大变形量为0.338mm,位于第三根横梁后面位置处而优化前的最大变形量为0.318mm位于第三根横梁的中间位置处和两根纵梁中间位置与优化前相比较变形量虽然增大，但未超过车架许用材料的最大变形量5mm，因此是也是合理的。由图5.5可以看出，在弯曲工况下优化后的车架最大应力位于车架的横梁和纵梁接触部分，此处的最大应力值16.97MPa，优化前的车架最大应力主要存在于车架的突出部分和悬架连接的构件上，最大应力值为14.36MPa与优化前相比较应力值虽然增大，但并未超过材料的许用应力300MPa，在制动工况下优化后的车架最大应力位于车架的中部乘员和行李集中的位置此处最大应力值为25.16MPa，优化前的车架最大应力也位于车架的中部最大应力值为20.18MPa与优化前相比较应力值虽然增大，但也未超过材料的许用应力300MPa，所以此次的客车车架是合理的。综上结果表明模型变化后的车架仍满足强度要求，车身质量虽减轻了但有一定的优化效果说明轻量化设计可行。6总结和展望6.1全文总结本课题首先介绍客车车架轻量化的研究背景及国内车架轻量化的发展与现状，并且说明了此次研究的主要内容和研究意义。然后通过三维软件建立了车架实体模型并运用有限元分析软件对于车架的单元类型、材料密度、弹性模量进行定义，然后通过车架对网格的划分建立了有限元模型，为了对车架静态性能进行比较，我们在满载弯曲和紧急制动两种工况下对车架有限元模型进行了变形量和应力值的分析，通过对车架的前五阶的固有频率，横梁与边梁连接处的弯曲和扭转进行分析，掌握了车架模态性能。最后运用上述的分析结果对在车架使用方钢的材料强度足够的情况下进行优化设计，将原车架的材料厚度变小，改变车架横梁尺寸并且对模型变化后的车架进行强度分析，降低了车架的质量和体积，进而达到车架轻量化和提高经济性的目的。对于本论文的研究，主要总结出了如下的成果和结论：在车架的三维模型中，对于连接件与边梁的连接需要满足整个车架的稳定性和牢固性，不能够随意选取。在有限元分析中，正确的建立有限元模型至关重要，它不仅关系着后面对于车架静态性能的研究有联系，而且对于车架的动态性能也起着关键性作用。本课题在车辆行驶过程遇到的四种工况中选取了满载弯曲工况和紧急制动工况这两种典型工况进行分析，通过研究分析得出了客车车架在上述两种典型工况下的应力分布和变形量情况，并对该车架进行了强度校核。通过采用有限元中的方法对车架模态性能中的前五阶固有频率和振型做出了分析并进行了比较。结果表明车架在上述的基础上有充足的轻量化空间并且在保证车架的静态、模态性能的前提下，依照分析结果，可以改变其局部结构件的厚度对客车车架进行优化。6.2研究展望客车车架在世界上的研究领域十分广阔，所涉及到的知识也许许多多，但由于自己个人在知识面、研究水平、个人能力以及客观条件等诸多因素的限制，到目前为止本论文还存在着许多不足并且还需要从以下几个方面做进一步的研究：（1）在本课题建立有限元车架模型时，对车架的结构进行了简化处理，致使在得到车架的许多数据时有少许的出入，可能会对后面的结果有一定的影响，以后一定要确
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