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毕业设计（论文）任务书学生姓名郑云鹏院系汽车与交通工程院专业、班级车辆工程071指导教师姓名孙远涛职称实验师从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称基于Pro/E及ANSYS的轻型载货汽车车架结构设计与静力学分析一、设计（论文）目的、意义对于载货汽车来说，增大车辆承载能力，实现结构轻量化，提高车辆的使用寿命，是载货车辆设计的首要任务。车架作为整个车辆的核心总成，其结构性能对车辆的整体性能有着很大的影响。车架是一种复杂的超静定结构。车架不仅要承担安装在其上面的部件和运载货物的载荷，而且还要承受行驶时路面不平带来的随机激励，以及动力传动系扭转振动的影响，这给车架的结构分析带来很大的困难。有限元法已经成为现代汽车设计的重要工具之一，在汽车产品更新速度快，设计成本低、轻量化和舒适性要求越来越高的今天，对于提高汽车产品的质量、降低产品开发与生产制造成本，提高汽车产品在市场上的竞争能力具有重要意义。二、设计（论文）内容、技术要求（研究方法）设计内容：在查阅国内外大量相关文献后，深入了解国内外轻型货车车架的发展现状。选择所设计汽车的各主要尺寸及质量参数，进行车架尺寸及结构的设计，并对主要零部件进行校核。针对车架所确定的尺寸参数应用Pro/E建模，并用ANSYS进行车架静态有限元分析。要求：在充分了解并掌握车架结构及所承受载荷的基础上，依据题目设计出结构合理、经济实用、安全稳定的汽车车架。设计说明书要结构合理，书写规范。三、设计（论文）完成后应提交的成果1. 汽车车架的结构总成图（A0一张）；2. 车架部件图（折合A0图1张）；3. 撰写设计说明书一份（1.5万字以上）。包含车架的Pro/E模型图和有限元仿真曲线等。四、设计（论文）进度安排1. 调研，收集资料，撰写开题报告 第12周(2月28日-3月13日)2. 根据轻型货车车架的特点，进行方案设计及相关计算 第35 周(3月14日-4月3日)3. 绘制轻型货车车架总成图并完善 第68 周(4月4日-4月24日)4. 绘制轻型货车车架Pro/E模型图并运用ANSYS进行力学分析，撰写设计说明书第912周(4月25日-5月22日)5. 完善设计，提交指导老师审核并修改 第1314周(5月23日-6月5日)6. 提交系里评阅并修改，准备答辩 第1516周(6月6日-6月19日)7. 毕业设计答辩 第17周(6月20日-6月26日)五、主要参考资料1 叶勤. 轻型载货汽车车架有限元分析与优化D.武汉理工大学硕士学位论文，2007.11.2 曲昌荣，郝玉莲，戚洪涛.汽车车架的有限元分析J.轻型汽车技术，2008.9.3 刘新田，黄虎，刘长虹，郭辉，范平清.基于有限元的汽车车架静态分析J.上海工程技术大学学报，2007.6.4 刘惟信.汽车设计M.北京.清华大学出版社.2001.5 唐金松.简明机械设计手册M.上海科学技术出版社，2000.6 王望予.汽车设计M.机械工业出版社，2004.8.7 黄贵东，沈光烈，黄昶春，韦志林.汽车车架有限元分析模型的改进与应用J.装备制造技术，2007.（2）.8 冯宝林，赵韩，董晓慧. 基于参数化有限元分析的某客货两用汽车车架的改型研究J. 农业工程学报,2008.1.六、备注指导教师签字：年 月 日教研室主任签字： 年 月 日毕业设计（论文）指导记录日期2011-3-4地点土木楼指导方式面谈指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）指导老师了解资料收集情况，同时强调对设计题目的理解与深入。此次指导，老师发现我对所收集资料的筛选不够准确，对与设计相关的资料没有做充分地分析对比，导致对设计题目的理解还不到位。最后，老师督促我及时完成资料的浏览学习，加深对题目的理解，着手书写开题报告。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-3-11地点土木楼指导方式面谈指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）指导老师阅读开题报告，对报告的内容、结构、语法等方面提出改善意见。我的报告中被发现有结构上的紊乱，有部分语句过于冗长、啰嗦。同时，关键的技术路线图仍然不够成熟。老师针对开题报告中的错误进行了细心指正与指导，对技术路线中的车架设计和有限元分析部分提出细分，以达到清晰、准确的表述的宝贵意见。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-3-18地点土木楼指导方式面谈指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）指导老师考查我对车架的相关知识的了解，询问我在方案设计中的想法以及初步设计参数。确定了车架的结构型式为梯形车架，横、纵梁以铆钉联接，横、纵梁是16Mn钢板经过冷冲获得。老师在我论述如何运用参数进行下一步计算的过程中，逐步完善我的思路和计算内容。学生（记录人）签名： 指导教师签名：毕业设计（论文）指导记录日期2011-3-25地点土木楼指导方式面谈指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）指导老师了解相关计算的进度，检查计算过程，为接下来的计算提出要求。老师对车架弯矩及弯曲应力计算中载荷施加位置提出质疑，对货车满载时的有效载荷的施加提出改正意见。最后，老师对后面的车架挠度计算提出要求：将车架的受载情况分为两部分，即假设货车空载时和假设货车满载时。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-4-1地点土木楼指导方式面谈指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）将所有计算数据上交指导老师审阅，老师对计算结果进行检验。由于以前没有接触过有限元分析，老师督促我加强对有限元分析软件ANSYS的学习，做好提前量以应对将来可能出现的时间不充足等不良状况。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-4-8地点土木楼指导方式面谈指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）指导老师检查轻型货车车架总成图绘制进程，指出图纸中的表达错误和不规范的地方。老师说明图纸的标注方法、字号等规范，要求我及时改正，希望同样的错误不要再次出现。然后，老师询问我对ANSYS软件的学习情况和掌握程度，提醒我时间的重要性。学生（记录人）签名： 指导教师签名：毕业设计（论文）指导记录日期2011-4-22地点土木楼指导方式面谈指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）指导老师检查车架总成图和零件图，对图中的尺寸标注的错误加以指正。老师要求我补充图纸中的尺寸标注，确保能够准确、完整表达车架装配和零件尺寸。同时，提醒我们准备中期答辩的所有资料和计算数据。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-4-29地点土木楼指导方式面谈指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）指导老师检查货车车架Pro/E模型图，了解模型简化情况，确认简化过程对车架的承载要求没有太大影响。然后对我要进行的有限元分析中车架的约束和加载提出意见，对各种工况提出设想。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-5-6地点土木楼指导方式面谈指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）指导老师检查弯曲工况下车架的静力分析结果，了解载荷的施加情况，提出增加局部静力分析的要求，希望我通过多种角度检验车架的结构性能。老师发现有些约束并不符合车架的工作实际，对此提出去掉多余约束的改正意见。学生（记录人）签名： 指导教师签名：毕业设计（论文）指导记录日期2011-5-13地点土木楼指导方式面谈指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）指导老师审查对车架静力学分析的所有数据，通过有限元模型的约束、加载以及分析后处理结果的应力云图和应变云图对整个静力分析加以评价。老师要求我整理设计资料，在明了相关规范后抓紧时间撰写设计说明书。并且，对说明书中的内容列出参考提纲。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-5-20地点土木楼指导方式面谈指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）指导老师检查设计说明书，对说明书内容结构和语法错误提出改正意见。其中，特别是对于说明书中图表的引用出现很多排版错误。同时也包含很多细节方面的错误，如：文中引用的插图占用空间过大等。老师明确说明，说明书和图纸需要自己多加关注，错误很难一次全部暴露在眼前。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011.5.272011.6.14地点土木楼指导方式面谈指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）这段时间指导老师仍然耐心指导并力求完善我的毕业设计，在预答辩中也得到了对于整个设计其他角度的意见。老师参照预答辩的反馈表中的意见，帮助我逐条分析总结经验、耐心引导。在老师的指导下，我认清了设计中的错误，为能够更好地改正错误提供了有力保障。学生（记录人）签名： 指导教师签名：毕业设计（论文）开题报告学生姓名郑云鹏院系汽车与交通工程院专业、班级车辆工程071指导教师姓名孙远涛职称实验师从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称基于Pro/E及ANSYS的轻型载货汽车车架结构设计与静力学分析一、课题研究现状、选题目的和意义1、车架有限元法国内外研究现状现代汽车绝大多数都具有作为整车骨架的车架，车架是整个汽车的基体。汽车绝大多数部件和总成都是通过车架固定其位置的，如：发动机、传动系统、悬架、转向系统、驾驶室、货厢和有关操纵机构。车架的功用是支撑连接汽车的各零部件，并承受来自车内外的各种载荷。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地描述结构较为复杂的车架结构，不能很好地反映车架横梁与纵梁头区域的应力分布，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，由于计算机软件与硬件的飞速发展，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，由过去的定性分析或半定量的分析过渡到定量阶段。随着计算机软件、硬件技术的发展，特别是微机性能的大幅提高和普及，在微机上进行有限元分析已不再是很难的事，同时有限元分析的应用得以向广度和深度发展。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。而我国大约是在70年代末才把有限元法应用于车架结构强度设计分析中。 国外大型汽车公司经过近百年的汽车设计制造，在车架设计方面积累了丰富的试验数据和理论分析经验，形成了实用的结构设计数据库、设计改正记录和设计规范。目前应用于车架开发上比较成熟的方面主要有：刚度、强度分析(应用于整车、大小总成与零部件分析以实现轻量化设计)，NVH分析(各种振动、噪声，包括摩擦噪声、风噪声等)、机构运动分析等；建立在分析和实验基础上的各种优化方法为车架设计提供了多种实用的选择方案，使车架设计从经验设计到优化设计跨出了一大步。在关于优化算法方面的研究，国外将遗传算法引入到结构形状优化算法中并获得良好的效果。总的看来，国外轻量化研究主要有以下几个方面：（）提出先进的设计理念，发展先进的制造工艺并通过尺寸参数优化而得到新的轻量化结构；（）将拓扑优化和形状优化引入到结构轻量化过程中；（）提出新的现代优化方法，并进入到结构轻量化中；（）利用硬件优势，大量考虑动态过程中的各种约束，对尺寸参数进行优化而得到轻量化结构。在国内，高等院校对基于结构优化的车辆轻量化研究发展也很多，但由于没有完备的结构设计数据库和设计规范，有时只能按解剖进口车结构来进行参照性设计。具体在车架结构分析方面，车架的刚度分析对结构分析的重要性近些年已受到广泛的重视。从分析类型上看，仍以车架结构静态分析为主。虚拟试验场整车分析正在着手研究，此外还有焊装模拟分析、喷涂模拟分析等。其中，车架刚度、强度分析，碰撞模拟分析，空气动力特性分析。金属板件拉延成形特性分析等已步入实用化阶段，为车架的全面优化设计奠定了基础。国内目前的轻量化研究主要集中在汽车一般零部件、底盘车架结构等的改形设计方面，在产品设计阶段引入有限元法对车架轻量化设计的研究很少。与国外相比，国内关于在轻量化设计过程中引入新的现代优化算法的研究比较匮乏，轻量化设计过程中的分析规模较小，CAD/CAE一体化在产品设计开发阶段的应用还不成熟以至于汽车生产厂家很少采用。概括起来与国外轻量化研究的主要差距有：（）汽车结构开发工作主要还是依赖经验和解剖进口结构进行参照性设计的，多用来解决样车试验以后出现的设计问题，设计与分析未能真正做到并行。（）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、强度分析的结果还比较粗略。计算结果多用来进行结构的方案比较，离虚拟试验的要求还有相当大的差距。（）有限元分析主要应用在结构的强度和刚度分析方面，在碰撞、振动、噪声、外流方面的模拟计算才刚刚起步，对车架结构或部件的各项性能指标进行系统分析研究的实例还未广泛进行。同时，国内外不少公司、科研机构及高等院校陆续开发了一些通用性很强的大型有限元结构分析软件程序，这些程序可用来分析任意规模的结构，如整架飞机或整个汽车的结构。这些有限元软件已发展到成熟的阶段，比较成熟并且普及较广的有美国加利福尼亚大学伯克利分校研制的SAP、美国麻省理工学院研制的ADINA、美国国家航空与航天局研制的NASTRAN、德国斯图加特大学宇航结构静力学研究所研制的ASKA、世界上最大的有限元分析软件公司之一的美国ANSYS开发的ANSYS软件等等。这些通用程序的研制成功，大大简化了结构分析工作，只要求使用任意掌握有限元法的基本理论，熟悉建立有限元分析模型的方法和通用程序的使用方法即可。这些大型商业通用有限元分析软件也像CAD设计软件一样在汽车研发过程中得到普及，有实力的汽车厂商甚至为自己的产品开发独立地从事这些有限元分析软件的二次开发。2、课题研究的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，作为载货汽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，在满足载货汽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汽车的设计、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，目前国产载货汽车普遍存在的问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汽车产品质量，造成了使用中的安全隐患。由于缺乏必要的理论分析，我国载货汽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，因此开展载货汽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1。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。载货汽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，具有足够的强度和刚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。现在这些问题已经解决，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。随着现代汽车设计要求的日益提高，将有限元法运用于车架设计已经成为必然的趋势，主要体现在：（）运用有限元法对初步设计的车架进行辅助分析将大大提高车架开发、设计、分析和制造的效能和车架的性能。（）车架在各种载荷作用下，将发生弯曲、偏心扭转和整体扭转等变形。传统的车架设计方法很难综合考虑汽车的复杂受力及变形情况，有限元法能够很好的解决这一问题。（）利用有限元法进行结构模态分析，可以得到车架结构的动态特性。从设计上避免车架出现共振的现象。（）通过对车架结构的优化设计，可以进一步降低车架的重量，在保证车架性能的前提下充分的节省材料，对降低车架的成本具有重要的意义。综上所述，有限元法已经成为现代汽车设计的重要工具之一，在汽车产品更新速度快，设计成本低、轻量化和舒适性要求越来越高的今天，对于提高汽车产品的质量、降低产品开发与生产制造成本，提高汽车产品在市场上的竞争能力具有重要意义。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题1、设计的基本内容（）选择车架结构型式、材料和加工工艺，确定车架参数，对车架结构进行设计，并对车架进行校核。（）建立Pro/E零件模型，并完成正确的装配。（）将建立好的Pro/E模型导入有限元软件ANSYS中，完成车架在各种工况下的静力分析。2、拟解决的主要问题（）如何最大程度消减车架在各种载荷作用下产生的弯曲、偏心扭转和整体变形；（）如何运用有限元法对车架结构进行优化，从而达到轻量化。三、技术路线（研究方法）对轻型货车车架各种结构方案的分析比较对轻型货车车架结构方案的选择车架所承载的各总成位置的确定发动机传动系统悬架驾驶室货厢其他车架结构设计应用Pro/E对车架进行建模应用ANSYS对车架进行静力分析不合理弯曲扭转应变与应力结果四、进度安排1、调研，收集资料，撰写开题报告 第12周(2月28日-3月13日)2、根据轻型货车车架的特点，进行方案设计及相关计算 第35 周(3月14日-4月3日)3、绘制轻型货车车架总成图并完善 第68 周(4月4日-4月24日)4、绘制轻型货车车架Pro/E模型图并运用ANSYS进行力学分析，撰写设计说明书第912周(4月25日-5月22日)5、完善设计，提交指导老师审核并修改 第1314周(5月23日-6月5日)6、提交系里评阅并修改，准备答辩 第1516周(6月6日-6月19日)7、毕业设计答辩 第17周(6月20日-6月26日)五、参考文献1叶勤. 轻型载货汽车车架有限元分析与优化D.武汉理工大学硕士学位论文，2007.11.2曲昌荣，郝玉莲，戚洪涛.汽车车架的有限元分析J.轻型汽车技术，2008.9.3刘新田，黄虎，刘长虹，郭辉，范平清.基于有限元的汽车车架静态分析J.上海工程技术大学学报，2007.6.4刘惟信.汽车设计M.北京.清华大学出版社.2001.5唐金松.简明机械设计手册M.上海科学技术出版社，2000.6王望予.汽车设计M.机械工业出版社，2004.8.7黄贵东，沈光烈，黄昶春，韦志林.汽车车架有限元分析模型的改进与应用J.装备制造技术，2007.（2）.8冯宝林，赵韩，董晓慧. 基于参数化有限元分析的某客货两用汽车车架的改型研究J. 农业工程学报,2008.1.9李波.某载货车车架结构分析与优化设计D.合肥工业大学硕士学位论文，2009.4.10成大先.机械设计手册M.化工工业出版社，2001.1.11于志伟，李明.Pro/ENGINEER完全手册M.人民邮电出版社,2007.12浦广益.ANSYS Workbench 12.0基础教程和实例详解M.中国水利水电出版社,2010.10.13钟佩思，孙雪颜，赵丹，魏群，苏超.基于ANSYS的货车车架的有限元静态分析J.拖拉机与农用运输车，2008.4.14杨中明.EQ1040型汽车架结构性能研究D.华中科技大学硕士学位论文，2005.10.15Eilabu, Zahavi. The Finite Element Method in machine designJ. New jersey PrenticeHall, 1992.16Cheng z Q et al. Experience in Reverse-engineering of a Finite Element Automobile Crash ModelJ. Finite Elements in Analysis and Design, 2001(37). 六、备注指导教师意见：签字： 年 月 日毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目:基于Pro/E及ANSYS的轻型货车车架结构设计和静力学分析 院 系 名 称: 汽车与交通工程学院 专 业 班 级: 车辆工程B07-1 学 生 姓 名: 郑云鹏 导 师 姓 名: 孙远涛 开 题 时 间: 2011年3月16日 指导委员会审查意见： 签字： 年 月 日黑龙江工程学院本科生毕业设计摘 要车架工作状态比较复杂，无法用简单的数学方法对其进行准确的分析计算，而采用有限元方法可以对车架的静动态特性进行较为准确的分析，从而使车架设计从经验设计进入到科学设计阶段。首先确定轻型货车的总体布置形式，在此基础上选择各总成的相关参数。然后初选车架横、纵梁的尺寸参数，运用材料力学对车架进行强度与刚度校核。经过优化完成对车架的结构设计。其次，运用Pro/E软件建立车架三维模型。在满足结构力学特征的前提下，对车架结构进行了保留主要承载横梁的简化。最后，使用有限元分析软件ANSYS 12.0从弯曲和扭转两大方向对车架进行强度、刚度分析。结合车架工作实际，对其进行了满载、前侧偏载、单侧偏载和单侧扭转、双侧扭转等工况的分析及对比，保证了车架结构满足实际使用要求。关键词：车架；Pro/E；ANSYS；强度；刚度ABSTRACTIn addition, the work condition of carrier car is extremely bad, and stress condition is also complex, it is unable to use simple mathematical method for accurate analysis of the calculation, and the finite element method can be used to analyze the static and dynamic performance of the frame more accurately, so that the design of frame will go from the experience design into the scientific design stage.Firstly, the overall layout of LGV is determined, on this basis, selected parameters of every assembly. Then beams and stringers dimensions of the frame are selected, the strength and stiffness on the frame are checked by Mechanics of Materials. After all, the frame is designed after feedback.Secondly, the 3D model is created used Pro/E. In faithful of the structures mechanical characteristics, it is necessary to simplify the geometry.Finally, on two directions of the bending and the reverse to analyze the strength and stiffness on the frame used ANSYS 12.0. With the frames actual work characteristics, the frame is analyzed under the full, the front side of the partial load, the unilateral partial load and the unilateral reverse, the reverse sides conditions, guarantee the frame structure meet the mechanical requirements. Key words：Frame; Pro/E; ANASYS ; Strength; StiffneII目 录摘要IAbstractII第 1 章 绪论11.1 研究的目的和意义11.2 研究背景31.3 车架有限元法国内外研究现状41.4 主要设计内容6第 2 章 车架结构方案的选择72.1 车架的设计要求72.2 车架的结构型式72.3 横梁、纵梁及其联接型式112.4 车架的制造工艺122.5 本章小结13第 3 章 车架的结构设计143.1 车架横、纵梁设计143.2 车架的弯矩及弯曲应力计算153.3 车架的挠度计算183.4 纵梁钢板弹簧跨度计算193.5 本章小结20第 4 章 车架三维模型的建立214.1 Pro/E软件介绍214.2 三维模型的建立224.3 本章小结25第 5 章 车架静态有限元分析265.1 有限元概述265.2 ANSYS Workbench 12.0概述305.3 车架有限元模型的建立325.4 车架弯曲工况分析345.4.1 满载工况分析345.4.2 前侧偏载工况分析355.4.3 单侧偏载工况分析365.5 局部分析375.6 车架扭转工况分析385.6.1 单侧扭转工况分析385.6.2 双侧扭转工况分析405.7 各工况分析结果总结415.8 本章小结41结论42参考文献43致谢44附录45附录A45附录B51第 1 章 绪 论1.1 研究的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，作为载货汽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，在满足载货汽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汽车的设计、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，目前国产载货汽车普遍存在的问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汽车产品质量，造成了使用中的安全隐患。由于缺乏必要的理论分析，我国载货汽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，因此开展载货汽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1。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。载货汽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，具有足够的强度和刚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。现在这些问题已经解决，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。随着现代汽车设计要求的日益提高，将有限元法运用于车架设计已经成为必然的趋势，主要体现在：（）运用有限元法对初步设计的车架进行辅助分析将大大提高车架开发、设计、分析和制造的效能和车架的性能。（）车架在各种载荷作用下，将发生弯曲、偏心扭转和整体扭转等变形。传统的车架设计方法很难综合考虑汽车的复杂受力及变形情况，有限元法能够很好的解决这一问题。（）利用有限元法进行结构模态分析，可以得到车架结构的动态特性。从设计上避免车架出现共振的现象。（）通过对车架结构的优化设计，可以进一步降低车架的重量，在保证车架性能的前提下充分的节省材料，对降低车架的成本具有重要的意义。综上所述，有限元法已经成为现代汽车设计的重要工具之一，在汽车产品更新速度快，设计成本低、轻量化和舒适性要求越来越高的今天，对于提高汽车产品的质量、降低产品开发与生产制造成本，提高汽车产品在市场上的竞争能力具有重要意义2-3。1.2 研究背景汽车问世百余年来，特别是从汽车产品的大批量生产及汽车工业的大发展以来，汽车为世界经济的大发展、为人类进入现代生活产生了无法估量的巨大影响。今天，在发达国家，汽车的普及已经达到很高的程度，在美国平均每个家庭拥有各种汽车23辆；虽然中国的汽车人均拥有量远低于发达国家水平，但是由于中国巨大的市场和国际汽车工业对中国汽车工业的影响，中国汽车工业经过50年的风雨历程，已形成一个比较完整的工业体系。任何问题都有两面性，汽车工业的发展为人们带入现代生活的同时也带来了许多问题4-5。例如，一、能源问题，每年汽车的石油消耗量保持在100亿桶，并每年以一定的速度增加，而世界石油资源只能开采几十年，煤炭资源也只够开采一百来年，人类面临着严重的能源危机，节能环保成为工业领域不可避免的课题，汽车工业同样不可避免。二、环境问题，汽车每年向大气排放大约几亿吨的有害气体，占大气污染物的60以上，被认为大气污染的“头号杀手”。汽车尾气中C02、CO、HC是大气污染的主要有害气体，特别是C02温室效应近年来倾向日趋明显。汽车作为现代化社会大工业的产物，在推动人类文明向前跃进并给人类生活带来了便捷舒适的同时，对大自然生态环境的恶化也有着难以推卸的责任。随着人们对环境保护的日益重视，以缓解石油资源紧缺所带来的能源危机，节能环保技术越来越多为广大汽车公司所采用。汽车轻量化是汽车节能环保关键技术之一，各国和相关的汽车公司投入大量资金和人力进行相关研究，研究涉及汽车材料、汽车设计思想和汽车相关的材料成型技术，从而促进了相关汽车设计理念、制造工艺、汽车零部件成型技术迅速发展。汽车自身质量的大小是影响燃油消耗的重要因素之一，所以汽车设计轻量化成为发展趋势。近年来，世界石油资源紧张，油价不断上涨，对汽车工业和汽车运输业来说，降低燃油消耗量成为关键。随着中华人民共和国道路交通安全法、新版汽车产业发展政策以及在全国开展车辆超载、超限治理工作的实施方案的出台，这些都为加快汽车轻量化给予了政策支持和动力。实现汽车轻量化、降低燃油消耗、增加载质量、提高运输效率对约占我国汽车产量30的载货汽车是至关重要的，也是各有关汽车制造厂商关注的焦点。因此开展汽车结构的强度计算与分析工作，在满足结构强度和刚度的前提下，合理地进行结构设计，以达到轻量化的目标，对汽车设计具有重要的意义。随着计算机技术的发展，CAD/CAE/CAM一体化进程的加快，有限元分析在车架结构分析中得到了广泛的应用。分析内容已从静态向动态、由部件到整车、由粗略到精确、由通用向专用发展，其应用已经进入实用化阶段。无论是在产品的概念设计阶段的方案分析、在工程设计阶段的校验分析，还是对既有产品实施精确分析以实现再设计，有限元分析都有其重要的作用。它使得在设计阶段就可以对载货汽车的设计和制造过程中的各种问题进行预测仿真，从而缩短设计周期，提高产品的性能质量，节省大量资金。本课题就是在上述背景下提出的，目的在于研究载货汽车车架结构使之受力合理，等强度及等寿命设计。最终达到保证载货汽车在性能和功能不受影响或有所提高的情况下，实现载货汽车车架结构的优化设计，减轻载货汽车车架质量。为相关企业提供一套汽车有限元分析及强度试验方案，提高企业自主研发能力，增强企业竞争力。1.3 车架有限元法国内外研究现状现代汽车绝大多数都具有作为整车骨架的车架，车架是整个汽车的基体。汽车绝大多数部件和总成都是通过车架固定其位置的，如：发动机、传动系统、悬架、转向系统、驾驶室、货厢和有关操纵机构。车架的功用是支撑连接汽车的各零部件，并承受来自车内外的各种载荷。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地描述结构较为复杂的车架结构，不能很好地反映车架横梁与纵梁头区域的应力分布，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，由于计算机软件与硬件的飞速发展，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，由过去的定性分析或半定量的分析过渡到定量阶段。随着计算机软件、硬件技术的发展，特别是微机性能的大幅提高和普及，在微机上进行有限元分析已不再是很难的事，同时有限元分析的应用得以向广度和深度发展。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。而我国大约是在70年代末才把有限元法应用于车架结构强度设计分析中。 国外大型汽车公司经过近百年的汽车设计制造，在车架设计方面积累了丰富的试验数据和理论分析经验，形成了实用的结构设计数据库、设计改正记录和设计规范。目前应用于车架开发上比较成熟的方面主要有：刚度、强度分析(应用于整车、大小总成与零部件分析以实现轻量化设计)，NVH分析(各种振动、噪声，包括摩擦噪声、风噪声等)、机构运动分析等；建立在分析和实验基础上的各种优化方法为车架设计提供了多种实用的选择方案，使车架设计从经验设计到优化设计跨出了一大步。在关于优化算法方面的研究，国外将遗传算法引入到结构形状优化算法中并获得良好的效果。总的看来，国外轻量化研究主要有以下几个方面：（）提出先进的设计理念，发展先进的制造工艺并通过尺寸参数优化而得到新的轻量化结构；（）将拓扑优化和形状优化引入到结构轻量化过程中；（）提出新的现代优化方法，并进入到结构轻量化中；（）利用硬件优势，大量考虑动态过程中的各种约束，对尺寸参数进行优化而得到轻量化结构。在国内，高等院校对基于结构优化的车辆轻量化研究发展也很多，但由于没有完备的结构设计数据库和设计规范，有时只能按解剖进口车结构来进行参照性设计。具体在车架结构分析方面，车架的刚度分析对结构分析的重要性近些年已受到广泛的重视。从分析类型上看，仍以车架结构静态分析为主。虚拟试验场整车分析正在着手研究，此外还有焊装模拟分析、喷涂模拟分析等。其中，车架刚度、强度分析，碰撞模拟分析，空气动力特性分析。金属板件拉延成形特性分析等已步入实用化阶段，为车架的全面优化设计奠定了基础。国内目前的轻量化研究主要集中在汽车一般零部件、底盘车架结构等的改形设计方面，在产品设计阶段引入有限元法对车架轻量化设计的研究很少。与国外相比，国内关于在轻量化设计过程中引入新的现代优化算法的研究比较匮乏，轻量化设计过程中的分析规模较小，CAD/CAE一体化在产品设计开发阶段的应用还不成熟以至于汽车生产厂家很少采用。概括起来与国外轻量化研究的主要差距有：（）汽车结构开发工作主要还是依赖经验和解剖进口结构进行参照性设计的，多用来解决样车试验以后出现的设计问题，设计与分析未能真正做到并行。（）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、强度分析的结果还比较粗略。计算结果多用来进行结构的方案比较，离虚拟试验的要求还有相当大的差距。（）有限元分析主要应用在结构的强度和刚度分析方面，在碰撞、振动、噪声、外流方面的模拟计算才刚刚起步，对车架结构或部件的各项性能指标进行系统分析研究的实例还未广泛进行。同时，国内外不少公司、科研机构及高等院校陆续开发了一些通用性很强的大型有限元结构分析软件程序，这些程序可用来分析任意规模的结构，如整架飞机或整个汽车的结构。这些有限元软件已发展到成熟的阶段，比较成熟并且普及较广的有美国加利福尼亚大学伯克利分校研制的SAP、美国麻省理工学院研制的ADINA、美国国家航空与航天局研制的NASTRAN、德国斯图加特大学宇航结构静力学研究所研制的ASKA、世界上最大的有限元分析软件公司之一的美国ANSYS开发的ANSYS软件等等。这些通用程序的研制成功，大大简化了结构分析工作，只要求使用任意掌握有限元法的基本理论，熟悉建立有限元分析模型的方法和通用程序的使用方法即可。这些大型商业通用有限元分析软件也像CAD设计软件一样在汽车研发过程中得到普及，有实力的汽车厂商甚至为自己的产品开发独立地从事这些有限元分析软件的二次开发。1.4 主要设计内容本设计通过参考国内外轻型载货汽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软件对车架进行有限元分析，主要设计内容如下：1、选择车架结构型式、材料和加工工艺，确定车架参数，对车架结构进行设计，并对车架进行校核。2、建立Pro/E零件模型，并完成正确的装配。3、将建立好的Pro/E模型导入有限元软件ANSYS中，完成车架在各种工况下的静力分析。第 2 章 车架结构方案的选择2.1 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。2.2 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）。（a）周边式车架（b）X形车架（c）梯形车架图2.1 轿车车架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。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1.41.7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2.3 横梁、纵梁及其联接型式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2.4 车架的制造工艺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%6。2.5 本章小结本章通过一系列的图例对车架的结构型式、纵横梁及其联接、车架的制造工艺及材料做了详尽的介绍。综上所述，因为梯形车架便于安装车身、车厢和布置其他总成，易于汽车的改装和变型，所以设计对象选为梯形车架。纵、横梁采用16Mn钢板冲压制造，铆钉联接。第 3 章 车架的结构设计3.1 车架横、纵梁设计1、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5542mm，在纵梁的全长范围内具有相等的高度和宽度。纵、横梁均由6mm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3.1所示。图3.1 车架横截面2、铆钉的选择7根据GB/T 867-1986 选择半圆头铆钉，如图3.2。（1） d=10mm，=17.35mm，k=6.24mm，R9mm。（2） d=16mm，=29.42mm，k=10.29mm，R15.5mm。图3.2 铆钉3、为保证机动性，左右转向轮处于最大转角时，前外轮的转弯半径值在汽车轴距的22.5倍范围内（小值适于大轴距汽车，而大值适于小轴距汽车）。图3.3 汽车转弯示意图已知前轮距为：1600mm。 根据GB 516-89，轮胎7.00-16的外直径为806mm。 依据图3.3和相关数据可以确定车架横梁宽度为1184mm，并确定腹板高度：176mm，翼缘宽度：75mm。3.2 车架的弯矩及弯曲应力计算以下数据为参考车型解放赛虎的相关参数：表3.1 解放赛虎相关参数基本信息驱动形式42轴距/mm3260车身长度/mm5998车身宽度/mm2095车身高度/mm2405轮距/mm前轮距：1600后轮距：1540整车质量/kg2760额定载质量/kg3895后桥质量/kg1525准乘人数3货厢参数长度/mm4200宽度/mm2000高度/mm400型式/mm栏板式发动机型号玉柴YC4F115-30质量/kg320变速器型号WLY535质量/kg100当车架纵梁承受的是均匀分布的载荷（见图3.4）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，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6。图3.4 货车车架上均布载荷的分布情况在图3.4中，为一根纵梁的前支承反力，由该图可求得： （3.1）在驾驶室的长度范围内这一段纵梁的弯矩为： （3.2）驾驶室后端至后周这一段纵梁的弯矩为： （3.3）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为零的方法求出最大弯矩发生的位置，即，由此求得： （3.4）将式（3.4）代入式（3.3），即可求出纵梁承受的最大弯矩。已知5542mm，3260mm，=1077mm，1205mm，=4200mm，=2693mm，=1507mm。=NNN=1398.01mm=4356408.36如果考虑到动载荷系数及疲劳安全系数，并将它们代入式（3.5），则可求出纵梁的最大弯矩为： （3.5）取n=1.4，=4.0，得： 则弯曲应力可按下式求得： （3.6）式中：纵梁在计算断面处的弯曲截面系数，对于槽型断面系数，对于槽型断面纵梁： （3.7）式中：槽型断面的腹板高，mm； 翼缘宽，mm； 梁断面的厚度，mm。式(3.7)中：h=200mm，b=75mm，t=6mm。mm3因此最大弯应力为：=187.66Mpa16Mn钢板的疲劳极限=220260MPa，=187.66Mpa。所以，车架强度满足要求。3.3 车架的挠度计算为了保证整车及有关机件的正常工作，对纵梁的最大挠度应予以限制。这就要求对纵梁的弯曲刚度进行校核。弯曲工况：约束后桥在车架纵梁腹板上的竖直投影点的垂直位移，约束车架前悬与车架纵梁联接处纵梁腹板中点的垂直位移，让车架形成一简支梁结构，并在前后支承中点处加一垂直向下的力，让车架产生弯曲变形，如图3.5。车架弯曲刚度由下式计算得到：=EJ= （3.8）式中：弯曲刚度，N； F 集中载荷，N； a 轴距，m； x 从支点到测点的距离，m； f 挠度，m。图3.5 车架弯曲刚度计算示意图若以前、后轮轴中点处（即）的刚度作为车架的弯曲刚度，则计算公式简化为8：= （3.9）根据车架的受载情况，将车架的挠度分为两部分计算：1、假设车空载时，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，由于算一根纵梁的挠度，取所加载荷的一半9。由材料力学知： （3.10）根据矩形截面的惯性矩的计算公式、惯性矩的组合公式和平行移轴公式，得：对低碳钢和16Mn钢，弹性模量：。2、假设汽车满载时，所载货物的重量都集中在跨度为的简支梁中间，此时所求出的挠度值加的载荷比实际的载荷要大。同理，算一根纵梁的挠度取所加载荷的一半。 货车车架最大弯曲挠度通常小于10mm根据可知，根据德国对各种汽车车架的实验结果表明，当轴距单位为m，J的单位为时，为使纵梁在汽车满载时挠度在容许值以内，则应使或使。大多数汽车的值在2030间，日本的一些4t平头载货汽车甚至达到58.3。3.4 纵梁钢板弹簧跨度计算表3.2 板弹簧的伸直长度7应用场合前弹簧后弹簧载货汽车25% 35%轴距30% 40%轴距有效长度：，式中：sU形螺栓中心距，s=108mm。所以前钢板弹簧有效长度，后钢板弹簧有效长度。3.5 本章小结本章应用传统的方法对车架的各零部件进行了设计和相应尺寸的选择。本章的重点是对车架强度及刚度的校核，并将校核结果反馈到某些参数的选择，保证车架满足实际工作要求。 第 4 章 车架三维模型的建立4.1 Pro/E软件介绍1985年，PTC公司成立于美国波士顿，开始参数化建模软件的研究。1988年，V1.0的Pro/ENGINEER诞生了。经过10余年的发展，Pro/ENGINEER已经成为三维建模软件的领头羊。目前已经发布了Pro/ENGINEER2000i2。PTC的系列软件包括了在工业设计和机械设计等方面的多项功能，还包括对大型装配体的管理、功能仿真、制造、产品数据管理等等。Pro/ENGINEER还提供了目前所能达到的最全面、集成最紧密的产品开发环境。下面就Pro/ENGINEER的特点及主要模块进行简单的介绍。全相关性：Pro/ENGINEER的所有模块都是全相关的。这就意味着在产品开发过程中某一处进行的修改，能够扩展到整个设计中，同时自动更新所有的工程文档，包括装配体、设计图纸，以及制造数据。全相关性鼓励在开发周期的任一点进行修改，却没有任何损失，并使并行工程成为可能，所以能够使开发后期的一些功能提前发挥其作用。基于特征的参数化造型：Pro/ENGINEER使用用户熟悉的特征作为产品几何模型的构造要素。这些特征是一些普通的机械对象，并且可以按预先设置很容易的进行修改。例如：设计特征有弧、圆角、倒角等等，它们对工程人员来说是很熟悉的，因而易于使用。 装配、加工、制造以及其它学科都使用这些领域独特的特征。通过给这些特征设置参数（不但包括几何尺寸，还包括非几何属性），然后修改参数很容易的进行多次设计叠代，实现产品开发。数据管理：加速投放市场，需要在较短的时间内开发更多的产品。为了实现这种效率，必须允许多个学科的工程师同时对同一产品进行开发。数据管理模块的开发研制，正是专门用于管理并行工程中同时进行的各项工作，由于使用了Pro/ENGINEER独特的全相关性功能，因而使之成为可能。装配管理：Pro/ENGINEER的基本结构能够使您利用一些直观的命令，例如“啮合”、“插入”、“对齐”等很容易的把零件装配起来，同时保持设计意图。高级的功能支持大型复杂装配体的构造和管理，这些装配体中零件的数量不受限制。易于使用：菜单以直观的方式联级出现，提供了逻辑选项和预先选取的最普通选项，同时提供了简短的菜单描述和完整的在线帮助，这种形式使得容易学习和使用10。4.2 三维模型的建立1、纵梁的建模纵梁是由6mm厚的钢板冲压成的，全长5542mm，翼缘宽度75mm，腹板高200mm，在翼缘上打数个圆孔，用于横梁与纵梁连接时的放置铆钉的孔，R=10mm。同时在腹板处也打有相应的孔，R=16，用于钢板弹簧与车架的连接时的螺栓孔。为减少应力集中，在纵梁的相应部位倒圆角。在对纵梁建模时用到的命令主要是拉伸，如图4.1。图4.1 纵梁2、前、后横梁的建模梁全长1184mm，翼缘宽度75mm，腹板高188mm，如图4.2。图4.2 前梁3、中梁总成的建模中梁长度：1172mm，翼缘宽度：75mm，腹板高度：176mm，如图4.3。图4.3 中梁4、前、后钢板弹簧处横梁为了降低成本，提高互换性，前后钢板弹簧处横梁采用与中梁相同的形状和尺寸。5、发动机后悬置横梁横梁设计为下凹结构，这样可以适当降低发动机高度。后悬置横梁的长度与前、后横梁的相同，采用铆钉铆接在纵梁上，如图4.4。图4.4 发动机后悬置横梁6、横纵梁联接件的创建横纵梁是以联接件为中间零件，通过铆钉联接的。连接件上打有两种孔，一种是与横纵梁的连接孔，另一种用于铆接钢板弹簧两端的铆接孔。结构如图4.5。图4.5 后横纵梁联接件7、铆钉的建模根据GB/T 867-1986，对铆钉建模，如图4.6。图4.6 铆钉8、模型装配运用匹配与对齐操作对车架横、纵梁及其他零件进行装配，如图4.7。图4.7 模型装配图9、车架的爆炸图为了更清晰地表达各零部件的装配关系，对装配图进行分解，如图4.8。图4.8 爆炸图4.3 本章小结本章根据设计数据，应用Pro/E软件对横、纵梁和其他零件创建三维模型。在建模的过程中主要应用拉伸、扫描、旋转等操作，最后通过装配功能将各零部件实施装配。因为车架靠铆钉联接的，装配过程中对铆钉的操作十分频繁，所以在此过程中也加入阵列的操作。本章最终获得车架的装配图，为下一步进行有限元分析提供基础。第 5 章 车架静态有限元分析5.1 有限元概述以有限元法为代表的CAE技术是分析各种结构问题的强有力的工具，它是伴随着电子计算机技术的进步而发展起来的一种新兴数值分析方法。对于复杂的结构，进行动力学性能的研究及优化设计，有限元方法被证明是一种最为成功，应用最广泛的近似分析方法。有限元法的发展历程可追溯到20世纪40年代。1941年，Hremkoff提出了所谓网格法，它将平面弹性体看成是杆件和梁的组合。1943年，R，Courant第一次在论文中定义了在三角形域上的分片连续函数并利用最小势能原理研究了StVenant的扭转问题11。有限单元法的基本思想“离散化”概念就在这时期提出，由于当时计算条件的限制，没有引起重视。十年后，英国航空工程教授阿吉里斯(Argyris)和他的同事运用网格思想成功地进行了结构分析。1956年Turner、Clough、Martin和Topp等人在他们的经典论文中首次应用三角形单元求得的平面应力问题的真正解答。1960年，Clough进一步解决了平面弹性问题，并首次提出了“有限单元法这个名称，有限元方法受到工程技术人员的关注。60年代中后期，数学家们开始介入对有限元法的研究，使有限元的发展有了坚实的数学基础。1965年，津基威茨(0CZienkiewicz)和同事YKCeung宣布，有限元法适用于所有能按变分形式进行计算的场问题，有限元法的应用被推广到了更广阔的范围。有限元法最先应用到航空工程领域，后来迅速推广到机械与汽车、造船、建筑等各种工程技术领域，并从固体力学领域拓展到流体、电磁场、振动等各学科。从70年代开始，随着大容量计算机的出现和美国宇航局结构分析程序NASTRAN的开发成功，美国几家大的汽车公司开始了一场汽车结构设计的革命。进入80年代以来，随着计算机软硬件技术的飞速发展及计算方法的创新，有限元模型建立的技术和方法日趋丰富和完善，模型的规模也从最初的几十、几百个简单单元发展到如今的几万甚至几十万个混合单元，分析对象已由静态应力到动态响应、噪声、碰撞和优化设计。应用大型有限元软件，建立汽车的有限元模型，进行汽车的动静态分析，完成汽车的优化设计，已是各大汽车公司普遍采用的一种手段。在汽车CAD/CAE技术中，有限元分析方法和软件技术占据了一个极其重要的位置。对汽车的零部件和整体结构进行动力学仿真和分析，是研究其可靠性、寻求最佳设计方案的主要手段。从数学角度来看，有限元法是将一个偏微分方程化成一个代数方程组，利用计算机求解。我们知道，电算和手算不同，它不适合用于零鼓碎打的算法，而要求系统化的计算程序，由于电子计算机的运算速度极快，它特别适合多次重复迭代的算法。为了应用电算的这个特点来求解线性方程组，有限元法广泛采用矩阵算法，它在大量运算中显示出巨大优点。因此可以说，有限元法的发展借助于两个重要的工具：在理论推导中采用了矩阵方法，在实际计算中使用了电子计算机。有限单元法分析问题的思路是从结构矩阵分析推广而来的。起源于50年代的杆系结构矩阵分析，是把每一杆件作为一个单元，整个结构就看作是由有限单元(杆件)连接而成的集合体。分析每单元的力学特性后，再组集起来就能建立整体结构的力学方程式，然后利用计算机求解。在工程技术领域研究弹性连续体在载荷和其他因素作用下产生的应力、应变和位移时，由于应力、应变和位移都是位置的函数，也就是说物体中各个点的应力、应变和位移一般是不相同的。因此，可以把弹性连续体看作由无限多个微元体所组成。这是一个具有无限多自由度的问题。为了能够进行数值分析，有限单元法在处理这类问题时，首先应用离散的思想，把问题简化为具有有限个自由度的问题，然后借用结构矩阵分析的方法处理。有限元离散化是假想把弹性连续体分割成数目有限的单元，并认为相邻单元之间仅在节点处相连。根据物体的几何形状特征、载荷特征、边界约束特征等，单元有各种类型。节点一般都在单元边界上。节点的位移分别是作为结构的基本未知量。这样组成的有限单元集合体，并引进等效节点力及节点约束条件，由于节点数目有限，就成为具有有限自由度的有限元计算模型，它替代了原来具有无限多自由度的连续体。在此基础上，对每一单元根据分块近似的思想，假设一个简单的函数来近似模拟其位移分量的分布规律，即选择位移模式，再通过虚功原理(或变分原理或基他方法)求得每个单元的平衡方程，就是建立单元节点力与节点位移之间的关系。最后，把所有单元的这种特性关系，按照保持节点位移连续和节点力平衡的方式集合起来，就可以得到整个物体的平衡方程组。引入边界约束条件后解此方程就求得节点位移，并计算出各单元应力。从以上论述可以看到，有限单元法的实质是把具有无限多个自由度的弹性连续体，理想化为只有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结构型问题。因此，只要研究并确定有限大小的单元力学特性，就可根据结构分析的方法求解，使问题得到简化。应用有限单元法求解各种问题总是遵循一定的步骤。有限单元法分析过程可大概归纳为以下几点：（）弹性连续体的离散化这是有限单元法的基础。所谓离散化，就是假想把被分析的弹性连续体分割成由有限个单元组成的集合体。这些单元仅仅在节点处连接，单元之间荷也仅由节点传递。连续体的离散化又称为网格划分。离散而成的有限单元集合体将替代原来的弹性连续体，所有的计算分析都搭在这个计算模型上进行。因此，网格划分将关系到有限元分析的速度和精度，以至计算的成败。有限元离散过程中有一重要环节是单元类型的选择。这应根据被分析结构的几何形状特点，综合载荷、约束等全面考虑。（）选择单元位移模式这是单元特性分折助第一步。假设一个简单的函数来模拟单元内位移的分布规律，这个简单的函数，通常是选择多项式，称为位移模式或位移函数。多项式的项数及阶数将取决于单元的自由度数和有关解的收敛性要求。单元位移模式又要转换成用节点位移来表示，所以它也决定了相应的位移插值函数。从这里也可看到，选择合适助位移函数是有限元分析的关键，它将决定有限元解答的性质与近似程度，所以它的选样应遵循一定的准则。（）分析单元的力学性质 在选择了单元类型和相应的位移模式后，即可按几何方程、物理方程导出单元应变与应力的表达式。然后应用虚功原理或变分法或其他方法建立各单元助刚度短阵，即单元节点力与节点位移之间的关系。单元分析的另一内容是将作用在单元上的非节点载荷移置到节点上，形成等效节点载荷矩阵。因为有限单元法假设载荷是作用在节点上，并由节点传递的。（）整体分析，组集结构总刚度方程整体分折的基础是依据所有相邻单元在公共节点上的位移相同和每个节点上的节点力与节点载荷保持平衡这两个原则。它包括两方面内容：一是由各单元助刚度短阵集合成整体结构的总刚度矩阵K；二是将作用于各单元的等效节点力集合成结构总的载阵矩阵R.这两项就组成了整体结构的总刚度方程： = （5.1）（）约束处理并求解总刚度方程引进边界约束条件，修正总刚度方程后，就可求得节点位移。求解大型联立代数方程组的方法有很多，求解的时间占据了整个有限元计算时间的大部分。（）计算单元应力根据求得的位移可以求出结构上所有感兴趣部件上的应力。并能够绘出结构变形图及各种应力分量、应力组合的等值图。结构静力分析用于计算由那些不包括惯性和阻尼效应的载荷作用于结构或部件上引起的位移、应力、应变和力。固定不变的载荷和响应是一种假定，即假定载荷和结构的响应随时问的变化非常缓慢。静力分析所施加的载荷包括外部施加的作用力和压力、稳态的惯性力(如重力和离心力)、位移载荷等。通过结构强度和刚度的有限元静力分析，可以找到车架在各种工况下各零部件变形和应力的最大值以及分布情况。以此为依据，通过改变结构的形状尺寸或者改变材料的特性来调整质量和刚度分布，使车架各部位的变形和受力情况尽量均衡。同时可以在保证结构强度和刚度满足使用要求的前提下，最大限度地降低材料用量，使车架的自重减轻，从而节省材料和降低油耗，提高整车性能。在有限元分析程序中，静力分析的控制方程表示为： （5.2）式中：结构刚度矩阵； 位移向量； 载荷向量。在用CAE方法进行车架结构的静态分析时，其基本原理是一样的，即求解用矩阵形式表示的整个结构的平衡方程，得出 （5.3）式中：整体刚度矩阵，由单元刚度矩阵组集而成； 整个物体的节点位移列阵，由单元节点位移列阵组集而成； 载荷列阵，由作用于单元上的节点力列阵组集而成。利用上式求解出节点位移，然后利用公式5.9和已求出的节点位移来计算各单元的力，并加以整理得出所要求的结果。 （5.4）式中：与单元材料有关的弹性矩阵； 单元应变矩阵； 单元的节点位移矩阵。经过计算得到车架应力和变形的结果，变形可通过后处理中模型的变形图直观地反映出来，应力的分布则以应力云图或在应力图中以等高线的形式表示。节点处的应力是与之相连的单元的应力在节点位置的算术平均。根据强度要求和材料的特性可以选择最大拉应力、最大剪应力或综合应力作为强度校核基准，材料的失效以材料发生塑性变形为标志，因此对车架的静态强度校核可以根据第四强度理论，选择Von miss等效应力来判断车架结构的强度。Von miss等效应力可以表示为： （5.5）强度条件表示为： （5.6）式中：材料的许用应力。5.2 ANSYS Workbench 12.0概述作为一个大型的CAE分析软件，ANSYS自20世纪70年代诞生以来，随着计算机和有限元理论的发展，在各个领域得到了高度的评价和广泛的应用。自ANSYS 7.0开始，ANSYS公司推出了ANSYS经典版和ANSYS Workbench版。最新的ANSYS Workbench 12在工程页中首次引入了工程图解的概念，这跟以前的Workbench不同。通过该项工程将一个复杂的包含多场分析的物理问题，通过系统间的连接就能实现其相关性。此外，ANSYS Workbench 12平台还可以作为一个应用开发框架，提供项目全脚本、报告、用户界面（UI）工具包和标准的数据接口，该功能随后将发布。目前，在ANSYS 12中，工程数据和DesignXplorer将不再是独立的应用程序，这可通过UI工具箱将它们重新设计整合在ANSYS Workbench工程页下。尽管工程页做了较大调整，但Workbench的核心应用程序和操作界面并无大的改变。在这个创新的框架下，工程师可以完成一个完整的仿真分析，包括CAD集成、几何修改和网格划分。工程页的概念图解能够帮助和指导用户完成复杂的分析、说明和明确数据关系及捕捉自动化的过程。ANSYS 12融合了丰富的几何和网格划分技术，整合后的几何和网格划分解决方案使不同的分析类型的仿真能够共享。ANSYS 12增强了ANSYS Workbench 12环境下创建几何的功能，还提供了更多的自动化功能和更强的适应性，并增加了合并、连接和映射等用于曲面建模的功能。新增工具还可以自动探测处理常见问题，如小边、碎面、孔洞、裂痕以及尖角面等，且新版本对几何模型的修改和处理速度更快。同时ANSYS Workbench 12提供的自动网格划分解决方案在流体动力学中也取得了很好的结果。应用GAMBIT和TGRID的网格附加功能，ANSYS Workbench 12可以在用户最少的输入下自动生成CFD合适的四面体网格。另外，它融合了高级尺寸函数（与GAMBIT相似）、棱柱及四面体网格（来自TGRID）及其他网格划分技术，改进了网格平滑度、网格质量、划分速度、曲率近似功能捕捉、边界分层捕捉等功能。尽管许多功能是出于流体动力学的应用而改进的，但是它们仍然可以用于其他类型的仿真分析。如结构分析的用户可以应用这些功能，得到自动化和高质量的网格。新增的多区域网格划分方法能使用户在不进行分割的情况下，可以直接对复杂的几何模型划分纯六面体网格。 ANSYS Workbench 12下的多物理场仿真速度比以前更快、更方便。它一些新增及增强功能可以处理直接耦合的多物理场问题，而且它将各种求解器技术整合在一个统一的仿真环境中，显然这为多场求解提供了更有效的工作流程。ANSYS Workbench 12框架还能支持耦合场分析，其相关的耦合场单元能直接支持热电耦合。同时许多新增功能及工具都被整合到了Workbench平台中，从而缩短了整体求解时间。另外，在单元、材料、接触、求解性能、线型动力学、刚体动力学及柔体动力学上也都进行了很大的改进。ANSYS 12将流体产品完全整合进Workbench环境中，在该环境下就能进行仿真流程管理。如用户可以先采用ANSYS CFX或ANSYS FLUENT软件来创建、连接及重复使用等来完成自动化的仿真参数分析，然后再进行多物理场无缝对接仿真。在新版本中，ANSYS CFX和ANSYS FLUENT求解器速度较之以前已经提高了10%20%，甚至更多。ANSYS FLUENT通过显式松弛增加了密度即隐式求解器的稳健性，还采用递推映射方法选项来提高稳定性（耦合压力基求解器），这极大地增强了求解器性能。另外，程序的易用性在很多方面也得到了提高。目前，ANSYS FLURNT采用单视框用户图形界面，这和Workbench中的其他分析应用保持一致，同时还改进了TUI日志的鲁棒性、扩展了Case Check的推荐功能。而ANSYS CFX软件界面在风格上的主要改进在于其增加了图形用户界面（GUI）。在今天全球化环境中，仿真和设计不断整合，这促使合作和交流成为产品开发必不可少的一部分。ANSYS工程知识管理（EKM）解决方案旨在解决仿真和CAE界的仿真过程和数据管理（SPDM）难题。ANSYS EKM内容包括如何更好地管理、共享、重复使用仿真数据及如何更好地捕捉和重复使用仿真结果等工程专业技术。ANSYS EKM共有三个版本：ANSYS EKM Desktop、ANSYS EKM Workgroup和ANSYS EKM Enterprise，分别面向个人用户、工作组及企业级用户。ANSYS EKM Desktop是ANSYS EKM产品中单用户、局部环境版本，作为ANSYS 12的一部分，已经集成于ANSYS Workbench环境中，通过提供数据搜索、修补和报告特性，解决已有仿真任务的重复使用，满足单个用户的数据管理需求，提高生产率和效率。ANSYS 12在显式动力学领域倾注了大量的精力，包括附加的新产品，这使该技术对于无使用经验者也易于使用。另外，增加了ANSYS LS-DYNA和ANSYS AUTODYN产品功能，为用户提供更大的便利。新增了ANSYS Explicit STR软件，它基于ANSYS AUTODYN产品的拉式算子部分，这是ANSYS Workbench界面的第一个本地显示软件。该技术可用于满足固体、流体、气体及它们之间相互作用的非线性动力学仿真，对于经验用户，该软件有更好的适用性12。5.3 车架有限元模型的建立启动ANSYS Workbench 12.0，首先确定单位，具体操作：菜单栏UnitsMetric(kg, m, s, , A, N, V)Display Values as Defined。然后在左侧的Toolbox工具栏的预定义模板Analysis System中双击静态分析模板Static Structural如图5.1，弹出静态分析流程图如图5.,2所示。 图5.1 模板选择 图5.2 流程图编辑流程图中的Engineering Data项，进入材料属性定义截面，在过滤材料列表Outline of Schematic: Engineering Data中添加车架横纵梁及连接件材料16Mn和铆钉材料BL2，如图5.3。图5.3 材料定义返回静态分析流程图，通过Geometry导入车架的IGS格式模型。然后，编辑流程图中的Model项，进入Mechanical Application界面。将车架横纵梁及连接件按体的形式选择，并赋予16Mn材料；将车架上的铆钉也按体选择，赋予BL2材料。如图5.4。图5.4 材料赋予使用自动网格划分Automatic Method，对车架装配体进行网格划分。划分结果如图5.5。图5.5 模型的网格划分5.4 车架弯曲工况分析表5.1 车架各部分质量部件名称质量（kg）部件名称质量（kg）驾驶室350变速器100驾乘人员195车厢及载荷3895发动机320油箱70整个车架上共安装了8个用于连接钢板弹簧的固定支座和吊耳,因此在每个纵梁上建立了4个关键点。下面是针对车架上这8个点进行边界条件的处理。表5.2 弯曲工况边界条件弯曲工况左纵梁前端左纵梁末端右纵梁前端其他约束自由度X,Y,ZY,ZX,ZZ5.4.1 满载工况分析首先，对整个车架施加惯性载荷，即标准重力加速度。然后将货车的额定载荷3895kg作为均布载荷施加在两根纵梁的上表面，大小为0.045917MPa。驾驶室和驾乘人员的载荷施加位置为01342mm（X坐标，下同），载荷值为0.0265MPa；发动机和变速器动力总成的载荷均匀施加在发动机前悬置横梁和后悬置横梁表面及纵梁13451570mm位置，载荷值为0.021147MPa；油箱载荷均布在纵梁25942819mm，载荷值为0.04065MPa。载荷施加结果如图5.6。图5.6 载荷施加示意图求解并通过后处理对计算结果的分析得到弯曲工况一下车架的应变云图（如图5.7）和应力云图（如图5.8）。图5.7 弯曲工况一应变云图图5.8 弯曲工况一应力云图5.4.2 前侧偏载工况分析货车在实际工作中,货物所在位置可能位于车厢前侧,车厢的后侧处于空载状态。此时，将满载时的货物载荷施加在车厢的前半段。这样就将工况一中，关于货物载荷均布在两根纵梁的上表面改成施加在03442mm，载荷值为0.0739MPa。求解并通过后处理对计算结果的分析得到弯曲工况二下车架的应变云图（如图5.9）和应力云图（如图5.10）。图5.9 弯曲工况二应变云图图5.10 弯曲工况二应力云图5.4.3 单侧偏载工况分析货车在实际工作中,货物所在位置可能位于车厢单侧,车厢另一侧部分处于空载状态。本工况的将工况一中货物载荷均布在两根纵梁上改为只施加在左侧纵梁上，载荷值为0.0918MPa。求解并通过后处理对计算结果的分析得到弯曲工况三下车架的应变云图（如图5.11）和应力云图（如图5.12）。图5.11 弯曲工况三应变云图图5.12 弯曲工况三应力云图5.5 局部分析发动机前悬置横梁和后悬置横梁承受动力总成的大部分载荷，为了保证两根横梁的有足够的强度和刚度，就要对其进行静力分析。加载时，将两根纵梁固定，对发动机前悬置横梁中部支撑点和后悬置横梁上两个支撑点分别施加作用力，力的大小为1372N。求解并通过后处理对计算结果的分析得到车架局部的应变云图（如图5.13）和应力云图（如图5.14）。图5.13 局部应变云图图5.14 局部应力云图5.6 车架扭转工况分析5.6.1 单侧扭转工况分析此工况是将车架右后部位两个后钢板弹簧连接点的自由度全部释放，这种工况可以在货车右后轮位于于凹坑时出现。载荷分布按弯曲工况一设置，边界条件见表5.3。表5.3 扭转工况一边界条件扭转工况一左纵梁前端左纵梁末端右纵梁前端右纵梁后端两点其他约束自由度X,Y,ZY,ZX,ZX,YZ求解并通过后处理对计算结果的分析得到此工况下车架的应变云图（如图5.15）和应力云图（如图5.16）。图5.15 扭转工况一应变云图图5.16 扭转工况一应力云图5.6.2 双侧扭转工况分析此工况可以在货车行驶时左前轮和右后轮瞬间同时位于凹陷处时出现。载荷分布按弯曲工况一设置，边界条件见表5.4。表5.4 扭转工况二边界条件扭转工况二左前和右后车轮右纵梁前端左纵梁末端其他约束自由度X,YX,Y,ZX,ZZ求解并通过后处理对计算结果的分析得到此工况下车架的应变云图（如图5.17）和应力云图（如图5.18）。图5.17 扭转工况二应变云图图5.18 扭转工况二应力云图5.7 各工况分析结果总结分析车架变形云图可以看出，在5种情况下车架最前端部分变形均较小，中部变形较大。这是由于中部承载货箱和动力总成部分载荷，载荷较大；前部承载发动机、驾驶室等，载荷较小的缘故。因此分析结果与实际情况相符。车架前部与前桥以及转向梯形等转向机构连接，较小的变形可以有效地减小车架变形对汽车转向几何特性的影响；车架中部较大的变形则有利于改善车架整体的应力状况，并起到一定的缓冲作用。各工况求解结果如表5.5所示。表5.5 各工况求解结果工况弯曲工况一弯曲工况二弯曲工况三局部分析扭转工况一扭转工况二最大应变/mm0.514920.623790.665160.214582.94518.9706最大应力/MPa60.59673.48180.27629.27242.445336.74由表5.5可知，车架在5种工况下应力最大值为336.74MPa。小于车架所用材料16Mn的屈服极限340360MPa，则车架结构的强度安全系数为，当n1时，说明在该工况下，车架结构强度是符合要求的；否则，则说明车架结构强度不符合要求，将会发生强度破坏。本文设计的车架的安全系数n=1.07，车架的结构强度满足要求15-18。5.8 本章小结本章通过5种工况对货车车架进行了静力学分析。在分析过程中，重点是对边界条件的设定和载荷的施加。对边界条件的处理要力求符合车架实际工作条件，载荷的施加要尽可能的准确。本章的5种工况是比较典型的，也是比较全面的。根据分析的处理结果，可以肯定设计的车架的强度及刚度是满足使用要求的。结 论作为载货汽车重要组成部分的车架，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；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。本设计就是在此要求下进行的，具体结论如下：1、通过对车架的多种结构型式、横纵梁联接型式和车架的制造工艺分析对比，完成轻型货车车架的设计，并对其进行了校核。经过强度与刚度校核，车架能够满足设计要求；2、根据设计数据运用Pro/E软件创建车架三维模型时，为了下一步的网格划分对其结构进行了简化。尽管这样会使分析结果与实际情况存在一定的偏差，但并不影响总体目标的实现；3、通过弯曲工况的满载工况、前侧偏载工况、单侧偏载工况和扭转工况的单侧扭转工况、双侧扭转工况五种工况对车架有限元模型进行静力分析。根据应变和应力两个指标对设计车架的力学性能进行评判，进一步保证了车架满足实际使用要求。综上所述，设计完成的车架能够达到预期的承载要求。但是，轻量化是车架设计中必须要考虑的问题，本设计缺少对车架结构轻量化的研究。下一步可以考虑在静态分析的基础上，适当改变横梁及横纵梁联接件结构，经过反复修改、分析，最终达到车架轻量化德目的。 参考文献1杨忠敏.探现代汽车的材料及其轻量化技术 J.汽车研究与开发，2003,6:51-55.2李波.某载货车车架结构分析与优化设计D.合肥工业大学硕士学位论文，2009.3叶勤.轻型载货汽车车架有限元分析与优化D.武汉理工大学硕士学位论文，2007.4靳福来汽车轻量化技术现状J汽车技术，1995，7：5658.5华润兰论汽车轻量化J汽车工程，1994，209(6)：375383.6刘惟信.汽车设计M.北京.清华大学出版社，2001.7成大先.机械设计手册M.化工工业出版社，2001.8杨中明.EQ1040型汽车架结构性能研究D.华中科技大学硕士学位论文，2005.9西南交通大学应用力学与工程系.工程力学教程M.高等教育出版社，2004.10于志伟，李明.Pro/ENGINEER完全手册M.人民邮电出版社，2007.11大久保信行.机械模态分析M.尹传家译.上海交通大学出版社，2001.12浦广益.ANSYS Workbench 12.0基础教程和实例详解M.中国水利水电出版社，2010.13宋允祁，王中亭.解放CA1040系列轻型货车构造与维修M.吉林科学技术出版社，1995.14黄贵东，沈光烈.汽车车架有限元分析模型的改进与应用J.装备制造技术，2007.15曲昌荣，郝玉莲，戚洪涛.汽车车架的有限元分析J.轻型汽车技术，2008.16刘新田，黄虎，刘长虹，郭辉，范平清.基于有限元的汽车车架静态分析J.上海工程技术大学学报，2007.17冯宝林，赵韩，董晓慧.基于参数化有限元分析的某客货两用汽车车架的改型研究J.农业工程学报，2008.18钟佩思,孙雪颜,赵丹,魏群,苏超.基于ANSYS的货车车架的有限元静态分析J.拖拉机与农用运输车，2008.19Burnett, David S. Finite element analysis. Addison-Wesley PubJ.1987.20Eilabu, Zahavi. The Finite Element Method in machine designJ. New jersey PrenticeHall, 1992.21Cheng z Q et a1. Experience in Reverse-engineering of a Finite Element Automobile Crash ModelJ. Finite Elements in Analysis and Design，2001(37).致 谢毕业设计为我们对以往知识的总结和提高起关键作用，也是大学时代的结束标志。保质保量地完成毕业设计不仅关系到是否能够为自己的大学生涯画上一个圆满的句号，同时也是为将来步入工作岗位后，能够更好地适应专业性工作打下基础。在此，我衷心感谢孙远涛老师对我的细心指导，是孙老师的不断督促和谆谆善诱的答疑解惑使我的毕业设计能够保质保量地完成。在整个设计过程中，孙远涛老师给我提出的许多改进意见，很大程度上帮助了我更好地完成任务。同时，孙老师周密、严谨的思路和一丝不苟的科研精神深深地感染了我，使我端正了态度，愿意将更多的时间与精力投入到毕业设计中。通过这次毕业设计，我复习了曾经学过的知识，特别是对机械设计、工程制图、Pro/E建模、汽车设计等基础知识的有了进一步的巩固和理解。在起初，我对ANSYS有限元分析软件十分的陌生，或者说是畏惧。但是，经过了本次毕业设计，我能够较为熟练地操作ANSYS软件对模型进行静力学分析，这是我从来没有想到的结果。为期四个月的毕业设计让我温故而知新，同时它带给我的有苦有甜，还有对未来的美好憧憬。最后，再次感谢孙远涛老师为了我们能够更好地完成各期间的任务所作出的努力，感谢对我有帮助的同学，是你们使我顺利的完成这次毕业设计任务，完成了毕业设计。由于本人的能力有限，搜集的资料不够全面，本设计中可能存在着不够完善的地方或瑕疵，诚挚希望各位老师多多批评指正。附 录附录AAn Analysis of Idling Vibration for a Frame Structured VehicleABSTRACTA finite element model for an entire frame-structured sports utility vehicle was made to evaluate the characteristics of the idling vibrations for the vehicle. The engine exciting forces were determined by Soumas method to simulate the idling vibrations. The modeling of the power plant and the entire vehicle was verified by the reasonable agreement of the experiment and calculation results. Attention was focused on the frequency of the first-order vertical bending mode for the frame. It has become clear that the idling vibration level of the vehicle is lowered by decreasing the frequency of the first-order frame bending mode.INTRODUCTION One of the defects of a diesel vehicle, which has fuel and economical efficiency, is idling vibration for a vehicle body. In a diesel engine, sharp pressure rise caused by the generation of the thermal energy affects the pistons. In the crank system, which converts the linear motion into the rotary motion, two types of reaction forces excite the engine block: the reaction caused by the alternation of the velocity vector in each moving parts, and by the non-uniform rotary motion generated by the finite number of cylinders. The forces transmit to an engine block, an engine foot, a rubber engine mount, a frame, a rubber cab-mount, and then a vehicle body, which make occupants uncomfortable. The idling vibration for large-sized commercial vehicles was estimated at the early development stage, and the measures against the vibration were taken by simulating the engine exciting forces with Soumas method,and entering them to a vehicle model. In this paper, the idling vibration was determined by entering the engine exciting forces to the vehicle model, which was made of the finite element of the frame and the body for a small-sized recreational vehicle (RV). Also in this paper, how the natural modes for the frame changes in the vehicle condition is analyzed, and it was indicated that the natural frequency of the first-order vertical bending for the frame had a significant effect.ANALYSIS OF THE VEHICLE BODY VIBRATIONFigure 1 shows the results of analyzing the frequencies of the acceleration in vertical vibration generated on the seat rail while idling in small-sized RV powered by 4-cylinder diesel engine. The main part of the idling vibration is the second-order engine rotation. The 0.5th, 1st, and 1.5th -orders are also critical. However, these orders are caused by the varied combustion between cylinders. A measure against the varied combustion can be expected by improving the injection system. In this research, only 24Hz of the second-order at the idling rotation speed of 720rpm is focused on as a measure in the vehicle structure. Besides, a measure for lowering the vibration is studied because the vertical vibration on seats has a great damaging effect on human sense.IDENTIFICATION OF THE ENGINE EXCITING FORCEThere are three paths for the engine to excite vibration to a vehicle body: through an engine mount, a driving system, and a tail pipe. In this paper, the path through an engine mount, which has a greatest effect, is studied. The various types of methods to identify the exciting force through an engine mount are known. In this paper, Soumas method is used.OUTLINE OF SOUMAS METHODThe cause of the exciting force to an engine block in the controversial frequency domain of the idling vibration is considered. First, the combustion pressure that acts on the pistons is considered to cause the vibration. However, assuming that a piston crankshaft does not move with a flywheel and an engine block fixed in some way, the engine components are supposed to be completely rigid in this frequency domain. In this situation, the engine block will not vibrate if the piston crankshaft does not move in spite of the rapid pressure rise in a combustion chamber due to the diesel combustion.Accordingly, the direct cause of the engine block vibration is not the combustion pressure but the reaction against the piston crankshaft movement. To determine the exciting force to the engine block, the reaction forces against the movement of the mass (mainly in crank system and piston system), which works inside and outside of the engine block, may be calculated.In Soumas method, the non-uniform rotary motion in the crank system is found by measuring the pulse generated in a ring gear of the flywheel. Then, the vertical motion in the connected piston system is calculated to determine the exciting force to the engine block using each mass specification value.VERIFICATION OF THE ACCURACY IN THE EXCITING FORCEThe exciting forces are added at the point corresponding to the crankshaft on the entire vehicle model (described later). The vibration on the head cover and the right engine foot, which the exciting forces mostly affect, is estimated. The results of comparing the calculation with the experiment are shown in Figure 2 and 3. In Figure 2 and 3, 5 types of calculated results are shown considering the idling rotation speed changes.In Figure 2 and 3, the calculation and the experiment are identified around 24 Hz, 48 Hz, and 72 Hz of 2nd, 4th, and 6th-orders at the speed of 720 rpm. The data of the left engine foot, which is not shown in this paper, is also almost identified. In this frequency domain, as for the vibration, the engine and the vehicle body are insulated by the engine mount. The body hardly affects the engine vibration. As the data of the experiment and the calculation is identified in this domain, the power plant modeling and the exciting force can be considered reasonable.However, around 12 Hz of 1st-orders, data is not much identified. In this frequency domain, the vibration of the engine and the vehicle body are mutually coupled through the engine mount. Therefore, the accuracy of the vehicle body model has a damaging effect.IMPROVEMENT OF THE MEASURING ACCURACY IN LOW-FREQUENCY VIBRATIONThe engine exciting force was determined using Soumas method, and the vibration in each part of the engine was calculated by adding the exciting force. So far, however, the calculated data has not been much identified with the actual measurement. Therefore, the accuracy of the actual measurement is improved. In the surface vibration of the engine, the low-frequency vibration, which causes the idling vibration, and the high-frequency vibration, which causes noise, are mixed. When the mixed vibration is measured with a piezo element acceleration pickup, the high-frequency order is emphasized and the target low-frequency order becomes relatively small. For example, the measured acceleration to time waveform for the vertical vibration in the right engine foot is shown in Figure 4. In this paper, a strain gage acceleration pickup, which measures force acting on the inner weight by strain, is used. This device, which is larger than a piezo element acceleration pickup, is more sensitive to the acceleration. Besides, silicon oil is filled inside to protect the detecting parts in this device, which mechanically blocks off the high-frequency order. The measured acceleration to time waveform for the vertical vibration with the device is shown in Figure 5. Compared with Figure 4, Figure 5 shows only the low-frequency order although the same area was measured. In this way, the high-frequency order is blocked off, which results in the higher sensitivity with the device. This time, the device, which measures the acceleration ranging from 0 to 20m/s2,was used. This device is easily calibrated using G-forces because it has the higher sensitivity. When a piezo element acceleration pickup was used, the differences between the calculation and the experiment were 20-40% in the main order of the vibration, and a few times in other orders. Therefore, the principle of Soumas method using a piezo element acceleration pickup has been in doubt. However, the data of the experiment and the calculation has been identified as shown in Figure 2 and 3 since a strain gage acceleration pickup, which has been used in the experiment of movement performance, was used for an engine.Fig. 1 Seat rail vertical vibration Fig. 2 Head cover lateral vibrationFig. 3 Right engine foot vertical vibration Fig.4 Measurement with piezo element acceleration pickupENTIRE VEHICLE MODELFigure 6 shows the body model. Interior and exterior equipments such as doors and seat are added in the form of 85 mass points to the main structure modeling detailed with sheet metal finite elements. The grid points are 61,912. Figure 7 shows the model where a frame, a suspension, and an engine are combined, and a fuel tank and a bumper is added in the form of concentrated mass. The grid points are 39,262.Combining the models shown in Figure 6 and 7 using cabmount makes the entire vehicle model. Total grid points mounts to 101,174. The calculation time is 3,293 seconds using IBMSP2, MSC/NASTRAN Version 70.5.2. The calculating method is package calculation. If the model becomes on larger scale, the model must be calculated by the block structure.Figure 8 shows the frequenc