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基于有限元分析的汽车车架优化设计【ANSYS】【全套毕业资料】

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基于有限元分析的汽车车架优化设计.rar

基于有限元分析的汽车车架优化设计

命令流

优化

优化设计.log

模态

模态分析.log

静态

弯曲工况.log

扭转工况.log

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关键词：: 基于有限元分析汽车车架优化设计

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摘要

　　　车架是汽车上重要的承载部件，车辆所受到的各种载荷最终都传递给车架，因此，车架结构性能的好坏直接关系到整车设计的成败。通过有限元法对车架结构进行性能分析，在设计时考虑车架结构的优化，对提高整车的各种性能，降低设计与制造成本，增强市场竞争力等都具有十分重要的意义。大型通用有限元软件ANSYS凭借其强大的分析功能和高度可靠性，在结构静力分析和动力分析以及优化设计等方面具有无可比拟的优越性。

　　　本文以CA1040货车车架结构为研究对象，通过对Pro／E和ANSYS软件的消化与吸收，采用实体单元，对车架结构的有限元建模、车架结构的静、动态特性分析问题进行了研究。以实体单元为基础创建了车架结构的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小为优化目标，对车架纵梁的截面尺寸进行优化并分析了优化结果。阐述了应用ANSYS进行结构优化设计的基本指导思想及方法，推广到解决以板壳单元为基础的车架优化问题，根据实际需要调整优化的设计变量、状态变量以及目标函数。通过对CA1040型货车车架结构的有限元仿真及优化，得到了一些有益的结论，为车架的设计提供了指导作用。

关键词：车架；载荷；轻量化；有限元分析；三维建模；ANSYS

ABSTRACT

　　　Frame is as an important assembly bearing loads of an automobile，which all kinds of 10ads will pass to，and as a result the performance of frame structure affects whether the automobile design is successful or not．Using finite element method to analyze automobile frame structure and to take frame structure optimization into account makes sense in improving automobile performance，reducing the cost of design and automotive manufacture and increasing capability of market competition．ANSYS software takes on unexampled advantages in static analysis，dynamic analysis and optimization design etc by right of its powerful analysis function and high reliability．

　　　Through studying Pro／E and ANSYS software the FEA model of a CA1040 truck with solid elements Was built．Based on the model the static and dynamic performance of the truck’S frame structure was studied．A topological optimization model and a simple optimization model was built based on solid elements．With the objection that the volume of the frame is minimal，the carling section dimensions was optimized and the results of optimization Was analyzed．This paper analyzes the principles and methods of optimization design，which Can be generalized to shell element model．The design variables，state Vadables and objective functions can be adjusted to meet the actual needs．

　　　Through the finite element simulation and optimization of a CA1040 truck frame structure some useful conclusions has been got for the design of the frame．

Key words：Frame; loads; Lightweight; Finite element analysis; Three-dimensional modeling; ANSYS

摘要I

AbstractII

第1章绪论1

1.1研究目的和意义1

1.2研究背景1

1.3有限元法在国内外车架结构设计中的研究现状2

1.4主要研究内容及技术路线4

第2章有限元结构的基础理论6

2.1有限元法的基本理论6

2.1.1有限元法的基本概念6

2.1.2有限元法的基本思路6

2.2ANSYS软件的简介7

2.2.1ANSYS的主要特点7

2.2.2ANSYS的主要功能8

2.2.3ANSYS的结构分析文件9

2.2.4ANSYS提供的分析类型9

2.3本章小结10

第3章车架有限元模型的建立12

3.1模型的建立原则12

3.1.1几何建模的注意事项12

3.1.2几何建模的简化13

3.2建立车架模型14

3.2.1建模时的简化处理14

3.2.2车架模型的建立14

3.2.3应用ANSYS对车架模型进行网格划分14

3.2.4对实体单元Sold 92的简要介绍15

3.3本章小结16

第4章车架结构的有限元静态分析17

4.1车辆载荷分析17

4.1.1行驶载荷17

4.1.2操作载荷17

4.1.3特殊载荷18

4.2车架受力情况18

4.2.1静载荷18

4.2.2动载荷19

4.3车架结构的静力性能分析19

4.3.1静力分析的基本概念及流程19

4.3.2车架结构静力分析工况及约束处理20

4.3.3车架结构静力分析规范21

4.4车架结构的静力性能分析结果22

4.4.1弯曲工况静力分析结果22

4.4.2扭转工况静力分析结果24

4.5本章小结26

第5章车架结构的动力性能分析27

5.1车架结构的动力性能分析27

5.1.1车架的模态分析27

5.1.2结构动力性能分析方程28

5.1.3刚度矩阵和质量矩阵形成29

5.1.4车架结构模态分析规范30

5.1.5车架结构模态分析结果31

5.2本章小结33

第6章车架结构参数的优化设计34

6.1优化设计的理论基础34

6.1.1优化设计的步骤34

6.1.2优化设计的数学描述38

6.1.3ANSYS的基本优化方法38

6.2优化设计数学模型的建立40

6.2.1优化设计数学模型建立的原则40

6.2.2简单的车架纵梁优化设计模型的建立40

6.3定义优化变量及运行优化43

6.3.1定义优化变量43

6.3.2设置并运行优化43

6.4优化结果分析44

6.5本章小结47

结论48

参考文献49

致谢51

附录52

附录A 外文文献原文52

附录B 外文文献中文翻译58

附录C 程序命令流59

附录C1弯曲分析命令流59

附录C2扭转分析命令流63

附录C3模态分析命令流70

附录C4优化设计命令流76

绪　　论

研究目的和意义

　　　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：

　　　①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丌发、设计、分析和制造的效能和车架的性能。

　　　②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变形情况，有限元法正好能够解决这一问题。

　　　③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。

　　　④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。

　　　通过本文的研究，预计达到以下目的：

　　　①建立车架结构有限元分析的规范化步骤，为将有限元技术应用于车架设计做好基础性工作。

　　　②通过运用有限元软件对车架结构进行分析，可供车架设计有关人员提供参考。

　　　③对所研究的车架进行结构的静、动态特性分析，为车架的设计提供理论支持。

　　　④对车架结构的优化进行初步探讨，为优化设计运用于车架设计进行初步的尝试，以便于以后更好地为车架设计服务。

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内容简介：: 毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目:基于有限元分析的汽车车架优化设计院系名称: 汽车与交通工程学院专业班级: 车辆工程07-1班学生姓名: 初瀚雷导师姓名: 赵雨旸开题时间: 2011-03-16 指导委员会审查意见：签字：年月日开题报告撰写要求一、“开题报告”参考提纲1. 课题研究目的和意义；2. 文献综述（课题研究现状及分析）；3. 基本内容、拟解决的主要问题；4. 技术路线或研究方法；5. 进度安排；6. 主要参考文献。二、“开题报告”撰写规范请参照黑龙江工程学院本科生毕业设计说明书及毕业论文撰写规范要求。字数应在4000字以上，文字要精练通顺，条理分明，文字图表要工整清楚。 SY-025-BY-3毕业设计（论文）开题报告学生姓名初瀚雷系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-1班指导教师姓名赵雨旸职称副教授从事专业车辆工程、交通工程是否外聘是否题目名称基于有限元分析的汽车车架优化设计一、课题研究现状、选题目的和意义1）课题研究现状：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年美国宇航局将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青睐，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横梁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提高及普及，在微机上进行有限元分析已不再是很困难的事，同时有限元分析的应用得以向广度和深度发展。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：(1)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；(2)将拓扑优化和形状优化引入到结构轻量化过程中；(3)提出新的现代优化方法，并进入到结构轻量化中；(4)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。我国早在1956年就由我国著名的数学家冯康教授在有限单元法的研究方面发表了研究论文，在研究变分问题的差分格式中，独立的提出了分片插值的思想，并把它用于工程结构的分析，为有限元法的形成做出了贡献。目前，我国利用有限元法进行汽车分析已发展到普遍应用有限元法静强度和有限元动态响应分析及优化分析阶段。2002年马迅、盛勇牛以车架的部分结构的截面尺寸为优化变量，采用板壳和梁单元组合建立有限元模型，以车架变形和一阶频率为约束，在弯曲和扭转工况取得了减重13.31的效果。2003年10月李娜采用板壳单元对机车车顶结构建立有限元模型，应用自己编制的遗传算法程序，对形状、加强筋的布置数量和位置以及截面尺寸进行了优化，减轻重量176.4Kg。2004年5月杜海珍针对汽车典型结构拓扑优化方法及应用进行了研究。为了解决在删除无效材料时可能导致的应力集中问题，基于围绕结构边界和孔洞周围附加人工材料单元的思想，提出了一种新的基于应力及其灵敏度的优化准则。2005年4月吉林大学的余传文采用板壳单元对某重型载货汽车车架结构建立有限元模型，并对车架结构的静、动态特性分析的进行了研究，在建立简单的车架梁单元优化模型的基础上，以车架纵梁截面尺寸为设计变量对车架进行优化分析，从车架体积和最大变形随着迭代过程的变化曲线可以看到车架的自重明显降低Iz01。2006年6月北京航空航天大学的张洪伟，张以都等人探讨了基于动力特性灵敏度分析的动力修改技术。建立了某农用车车架的参数化有限元模型，并对车架进行灵敏度分析，在分析结果的指导下，进行了车架的动力修改，取得了良好的效果，为农用车改型设计及推出新产品提供了思路和设计依据，为在工程实践中应用结构动力修改和结构优化设计理论作了有益的尝试。虽然前人在车架的有限元分析方面已做了大量的工作，但之前的研究对灵敏度分析和优化设计大都是分开进行的，对其进行动力修改，提高其动力性能，单凭设计人员的经验进行修改，自然避免不了盲目性，也不能做到以最小的改动达到最佳的效果，因此有必要在灵敏度分析的基础上进行优化设计。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，CADCAE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。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。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或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。2）课题研究目的和意义：汽车的设计过程比较复杂，涉及到工程材料、生产工艺、结构力学等众多学科。汽车车架是汽车底盘的主要工作装置，车架的强度、刚度及动态特性直接影响整车的使用寿命、舒适性、车内噪声、操纵稳定性等基本性能。传统的设计方法周期长、成本高，CAD/CAE技术的在车架设计中的应用，可以大大缩短车架开发周期、降低开发费用，提高设计质量。在车架的结构分析中，有限元法由于其能够解决结构形状和边界条件都非常任意的力学问题的优点而被广泛使用，各种汽车结构件都可以用有限元法进行静态分析、固有特性分析和动态分析。在进行静力学分析时，通过有限元分析，可看到构件在各个载荷状况下的变形情况，可以得到刚度、强度等各种力学性能。之后可将这些结果返回到设计过程中，修改其中不合理的参数，经过反复的优化，使得产品在设计阶段就可保证满足使用要求从而缩短设计试验周期，节省大量的试验和生产费用，它是提高汽车设计的可靠性、经济性、适用性的方法之一。因此，为了保证其设计的精确性和缩短设计周期，基于有限元分析，研究它的静、动态力学特性，对其结构进行优化设计，是非常重要和必须的。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题设计的主要内容：（1）研究汽车车架的组成、结构与设计；（2）建立有限元计算模型；（3）研究汽车车架的载荷；（4）加载进行静、动态分析；（5）对汽车车架的结构参数进行优化设计。拟解决的主要问题：ANSYS分析主要步骤：（1）运用ANSYS进行有限元静、动态分析，重点进行强度分析。（2）应用ANSYS的参数化语言实现汽车车架参数的优化设计。三、技术路线（研究方法）四、进度安排（1）调研、资料收集，完成开题报告第1、2周（2）研究汽车车架的设计步骤与设计方法，分析汽车车架受力情况第3周（3）建立有限元模型第4、5周（4）施加载荷和边界条件，求解，进行静、动态分析第69周（5）对汽车车架的结构参数进行优化设计第1012周（7）完成设计说明书的撰写，指导教师审核第13周（8）毕业设计（论文）修改、完善第14周（9）毕业设计（论文）审核、预审第15周（10）毕业设计（论文）修改、完善第15、16周（11）毕业设计（论文）答辩准备及答辩第17周五、参考文献1王海霞，汤文成等客车车骨架有限元建模技术及结果分析D机械强度，2002，24.2Kim T，卢耀祖等机械与汽车结构的有限元分析M上海：同济大学出版社，2003.3杨华，曹立波特征建模在汽车车身覆盖件设计中应用J客车技术与研究，2002，4：11-12.4王国强实用工程数值模拟技术极其在ANSYS上的实践J西安：西北工业大学出版社, 2000.5黄天泽，黄金陵汽车车身结构与设计J北京：机械工业出版社，1992，10.6郑兆晶有限元应力计算结果改善处理的一种实用方法J计算力学学报，1999，11.7黎西亚，李成刚，胡于近车架有限元分析技术发展综述专用汽车，2001(1):13-15.8冯胜国，贾素梅轻型车有限元分析及应用J机械强度，1996,18(2).9刁勤芳汽车车身骨架结构的有限元分析及结构优化设计研究M南京：东南大学，1988.10孙凌玉，谢军，于春生等汽车车身结构动力学建模方法研究机械工程学报，1999, 35(5)：7274.11Radaj D，Soegiharto SStructural concentration at spotwelded jointS：improved model，comparison of resultS，stresS SingularityWelding in the Worl d，1990，28(910)：183-189.12McKnight JThe development of a low floor city busVolvo B1 OLProc，Insm Mech，Engrs，Part D，1995，209-7793.13李少波，谢庆生，楚甲良汽车车身设计方法探讨D贵州工业大学学报(自然科学版)，Vol28(6)，1999：7882.14卢海峰，李军基于特征体系的车身结构模型研究D计算机仿真，2004,21(12)：219-222.15吴浩皂，吴湘燕客车车身有限元强度分析载荷条件的确定J机械工程学报，1997,33(5).16李景涌有限元法M北京：北京邮电大学出版社，19992，第一版，129-133.17杨宇光，胡锫客车车架结构强度计算D长春光学精密机械学院学报，1998，21(2).六、备注指导教师意见：签字：年月日黑龙江工程学院本科生毕业设计摘要车架是汽车上重要的承载部件，车辆所受到的各种载荷最终都传递给车架，因此，车架结构性能的好坏直接关系到整车设计的成败。通过有限元法对车架结构进行性能分析，在设计时考虑车架结构的优化，对提高整车的各种性能，降低设计与制造成本，增强市场竞争力等都具有十分重要的意义。大型通用有限元软件ANSYS凭借其强大的分析功能和高度可靠性，在结构静力分析和动力分析以及优化设计等方面具有无可比拟的优越性。本文以CA1040货车车架结构为研究对象，通过对ProE和ANSYS软件的消化与吸收，采用实体单元，对车架结构的有限元建模、车架结构的静、动态特性分析问题进行了研究。以实体单元为基础创建了车架结构的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小为优化目标，对车架纵梁的截面尺寸进行优化并分析了优化结果。阐述了应用ANSYS进行结构优化设计的基本指导思想及方法，推广到解决以板壳单元为基础的车架优化问题，根据实际需要调整优化的设计变量、状态变量以及目标函数。通过对CA1040型货车车架结构的有限元仿真及优化，得到了一些有益的结论，为车架的设计提供了指导作用。关键词：车架；载荷；轻量化；有限元分析；三维建模；ANSYSABSTRACTFrame is as an important assembly bearing loads of an automobile，which all kinds of 10ads will pass to，and as a result the performance of frame structure affects whether the automobile design is successful or notUsing finite element method to analyze automobile frame structure and to take frame structure optimization into account makes sense in improving automobile performance，reducing the cost of design and automotive manufacture and increasing capability of market competitionANSYS software takes on unexampled advantages in static analysis，dynamic analysis and optimization design etc by right of its powerful analysis function and high reliabilityThrough studying ProE and ANSYS software the FEA model of a CA1040 truck with solid elements Was builtBased on the model the static and dynamic performance of the truckS frame structure was studiedA topological optimization model and a simple optimization model was built based on solid elementsWith the objection that the volume of the frame is minimal，the carling section dimensions was optimized and the results of optimization Was analyzedThis paper analyzes the principles and methods of optimization design，which Can be generalized to shell element modelThe design variables，state Vadables and objective functions can be adjusted to meet the actual needsThrough the finite element simulation and optimization of a CA1040 truck frame structure some useful conclusions has been got for the design of the frameKey words：Frame; loads; Lightweight; Finite element analysis; Three-dimensional modeling; ANSYSIII目录摘要IAbstractII第1章绪论11.1研究目的和意义11.2研究背景11.3有限元法在国内外车架结构设计中的研究现状21.4主要研究内容及技术路线4第2章有限元结构的基础理论62.1有限元法的基本理论62.1.1有限元法的基本概念62.1.2有限元法的基本思路62.2ANSYS软件的简介72.2.1ANSYS的主要特点72.2.2ANSYS的主要功能82.2.3ANSYS的结构分析文件92.2.4ANSYS提供的分析类型92.3本章小结10第3章车架有限元模型的建立123.1模型的建立原则123.1.1几何建模的注意事项123.1.2几何建模的简化133.2建立车架模型143.2.1建模时的简化处理143.2.2车架模型的建立143.2.3应用ANSYS对车架模型进行网格划分143.2.4对实体单元Sold 92的简要介绍153.3本章小结16第4章车架结构的有限元静态分析174.1车辆载荷分析174.1.1行驶载荷174.1.2操作载荷174.1.3特殊载荷184.2车架受力情况184.2.1静载荷184.2.2动载荷194.3车架结构的静力性能分析194.3.1静力分析的基本概念及流程194.3.2车架结构静力分析工况及约束处理204.3.3车架结构静力分析规范214.4车架结构的静力性能分析结果224.4.1弯曲工况静力分析结果224.4.2扭转工况静力分析结果244.5本章小结26第5章车架结构的动力性能分析275.1车架结构的动力性能分析275.1.1车架的模态分析275.1.2结构动力性能分析方程285.1.3刚度矩阵和质量矩阵形成295.1.4车架结构模态分析规范305.1.5车架结构模态分析结果315.2本章小结33第6章车架结构参数的优化设计346.1优化设计的理论基础346.1.1优化设计的步骤346.1.2优化设计的数学描述386.1.3ANSYS的基本优化方法386.2优化设计数学模型的建立406.2.1优化设计数学模型建立的原则406.2.2简单的车架纵梁优化设计模型的建立406.3定义优化变量及运行优化436.3.1定义优化变量436.3.2设置并运行优化436.4优化结果分析446.5本章小结47结论48参考文献49致谢51附录52附录A 外文文献原文52附录B 外文文献中文翻译58附录C 程序命令流59附录C1弯曲分析命令流59附录C2扭转分析命令流63附录C3模态分析命令流70附录C4优化设计命令流76 第1章绪论1.1 研究目的和意义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丌发、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变形情况，有限元法正好能够解决这一问题。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。通过本文的研究，预计达到以下目的：建立车架结构有限元分析的规范化步骤，为将有限元技术应用于车架设计做好基础性工作。通过运用有限元软件对车架结构进行分析，可供车架设计有关人员提供参考。对所研究的车架进行结构的静、动态特性分析，为车架的设计提供理论支持。对车架结构的优化进行初步探讨，为优化设计运用于车架设计进行初步的尝试，以便于以后更好地为车架设计服务。1.2 研究背景在汽车行业中，有限元法广泛应用于各大汽车总成，包括车架、车身、车桥、离合器、轮胎、壳体等零部件以及驾驶室噪声的分析，大大提高了汽车的设计水平，正在成为设计计算的强有力工具之一。目前，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。因此，本文以3.2t轻型货车车架为研究对象，主要对车架结构有限元模型的建立，静、动态特性分析以及设计参数的优化等内容进行研究与探讨，最终掌握车架结构的特性，对车架结构进行评价，得出车架结构纵梁优化模型，为车架结构的强度及动力特性的仿真以及优化提供基础。1.3 有限元法在国内外车架结构设计中的研究现状在国外，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年美国宇航局将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青睐，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横梁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提高及普及，在微机上进行有限元分析已不再是很困难的事，同时有限元分析的应用得以向广度和深度发展。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：(1)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；(2)将拓扑优化和形状优化引入到结构轻量化过程中；(3)提出新的现代优化方法，并进入到结构轻量化中；(4)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。我国早在1956年就由我国著名的数学家冯康教授在有限单元法的研究方面发表了研究论文，在研究变分问题的差分格式中，独立的提出了分片插值的思想，并把它用于工程结构的分析，为有限元法的形成做出了贡献。目前，我国利用有限元法进行汽车分析已发展到普遍应用有限元法静强度和有限元动态响应分析及优化分析阶段。2002年马迅、盛勇牛以车架的部分结构的截面尺寸为优化变量，采用板壳和梁单元组合建立有限元模型，以车架变形和一阶频率为约束，在弯曲和扭转工况取得了减重13.31的效果。2003年10月李娜采用板壳单元对机车车顶结构建立有限元模型，应用自己编制的遗传算法程序，对形状、加强筋的布置数量和位置以及截面尺寸进行了优化，减轻重量176.4Kg。2004年5月杜海珍针对汽车典型结构拓扑优化方法及应用进行了研究。为了解决在删除无效材料时可能导致的应力集中问题，基于围绕结构边界和孔洞周围附加人工材料单元的思想，提出了一种新的基于应力及其灵敏度的优化准则。2005年4月吉林大学的余传文采用板壳单元对某重型载货汽车车架结构建立有限元模型，并对车架结构的静、动态特性分析的进行了研究，在建立简单的车架梁单元优化模型的基础上，以车架纵梁截面尺寸为设计变量对车架进行优化分析，从车架体积和最大变形随着迭代过程的变化曲线可以看到车架的自重明显降低Iz01。2006年6月北京航空航天大学的张洪伟，张以都等人探讨了基于动力特性灵敏度分析的动力修改技术。建立了某农用车车架的参数化有限元模型，并对车架进行灵敏度分析，在分析结果的指导下，进行了车架的动力修改，取得了良好的效果，为农用车改型设计及推出新产品提供了思路和设计依据，为在工程实践中应用结构动力修改和结构优化设计理论作了有益的尝试。虽然前人在车架的有限元分析方面已做了大量的工作，但之前的研究对灵敏度分析和优化设计大都是分开进行的，对其进行动力修改，提高其动力性能，单凭设计人员的经验进行修改，自然避免不了盲目性，也不能做到以最小的改动达到最佳的效果，因此有必要在灵敏度分析的基础上进行优化设计。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，CADCAE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。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。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或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。1.4 主要研究内容及技术路线ANSYS是大型的通用有限元软件，其功能强大，可靠性好，具有强大的结构分析能力和优化设计模块，因而被国外大多数汽车公司所采用。本文将基于ANSYS建立车架结构的实体单元模型，对汽车车架结构进行静力和动力分析的研究以及对车架进行尺寸优化设计的研究。首先，对ANSYS进行了简要的介绍，为车架结构进行有限元分析做好准备工作；其次，以CA1040轻型货车车架结构为研究对象，利用ANSYS建立了车架结构实体单元模型，对车架结构的静、动态特性进行深入研究，对车架进行性能分析评价，最后以车架纵梁截面尺寸作为设计变量，以车架总体积为设计目标，运用ANSYS优化模块对车架结构的尺寸优化设计进行有益的尝试。技术路线如图1.1所示：图1.1 技术路线图第2章有限元结构的基础理论2.1 有限元法的基本理论2.1.1 有限元法的基本概念有限单元法是随着电子计算机的发展而迅速发展起来的一种现代数值计算方法。它以弹性力学为理论基础，又与经典的弹性力学解析法不同。有限单元法将连续体理想化为有限个单元集合而成，这些单元仅在有限个节点上相连接，亦即用有限个单元的集合来代替原来具有无限个自由度的自由体。有限元单元的分割和节点的配置非常灵活，它可适应于任意复杂的几何形状，处理不同的边界条件。单元有各种类型，包括线、面和实体或称为一维、二维和三维等类型单元。节点一般都在单元边界上，单元之间通过节点连接，并承受一定载荷，这样就组成了有限单元集合体。在此基础上，对每一单元假设一个简单的位移函数来近似模拟其位移分布规律，通过虚位移原理求得每个单元的平衡方程，即是建立单元节点力和节点位移之间的关系。最后把所有单元的这种特性关系集合起来，就可建立整个物体的平衡方程组。考虑边界条件后利用计算机解此方程组求得节点位移，并计算各单元应力。而且，单元细化程度越高，所得的解越接近精确值。2.1.2 有限元法的基本思路（1）物体离散法将某个工程结构离散为有各种连结单元组成的计算模型，这一步称作单元剖分。离散后单元与单元之间利用单元的节点相互连接起来。单元节点的设置、数目等问题的性质，由计算精度而定（一般情况，单元划分越细则描述变形情况越精确，即越接近实际变形，但计算量越大）。所以有限元法中分析的结构已不是原有的物体或结构物，而是同样的材料由众多单元以一定方式连接成的离散物体。这样，用有限单元分析计算所获得的结果只是近似的。如果划分单元数目非常多而又合理，则所获得的结果就与实际情况相符合。（2）单元特性分析选择未知量模式在有限单元法中，选择节点位移作为基本未知量时称为位移法；选择节点力作为基本未知量时称为力法；取一部分节点力和一部分节点位移作为基本未知量时称为混合法。位移法易于实现计算机自动化，所以在有限单元法中位移法应用范围最广。当采用位移法时，物体或结构物体离散化之后，就可以把单元中的一些物理量如位移、应变和应力等用节点位移来表示。这时可以对单元中位移的分布采用一些能逼近原函数的近似函数予以描述。通常，有限元法中将位移表示为坐标变量的简单函数。这种函数称为位移模式或位移函数。分析单元的力学性质根据单元的材料性质、形状、尺寸、节点数目、位置及其含义等，找出单元节点力和节点位移的关系式，这是单元分析中的关键一步。此时应用弹性力学中的几何方程和物理方程来建立力和位移的方程式，从而导出单元刚度矩阵，这是有限元基本步骤之一。计算等效节点力物体离散化后，假定力是通过节点从一个单元传递到另一个单元。但是，对于实际的连续体，力是从单元的公共边界传递到另一个单元中去的。因而这种作用在单元边界上的表面力，体积力或集中力都需要等效地移动节点上去，也就是用等效的节点力来替代所有作用在单元上的力。（3）单元组集利用机构力的平衡条件和边界条件把各个单元按原来的结构重新连接起来，形成整体的有限元方程（2.1）式中，K是整体结构的刚度矩阵；Q是节点位移列阵；F是载荷列阵。（4）求解未知节点位移解有限元方程式（2.1）得出位移。这里，可以根据方程组的具体特点来选择合适的计算方法。2.2 ANSYS软件的简介2.2.1 ANSYS的主要特点ANSYS在有限元分析软件中具有领先地位，主要是因为它具有下列特点：唯一能够实现多场及多场耦合分析功能的软件，可以进行结构、热、流体流动、电磁等的单独研究或者它们之间相互影响的研究。唯一实现前后处理、求解及多场分析统一数据库的一体化大型有限元分析软件。唯一具有多物理场优化功能的有限元分析软件。有强大的非线性分析功能。多种求解器分别适用于不同问题及不同的硬件配置。支持从微机、工作站到巨型机，以及所有平台之间的并行计算。支持异种、异构平台的网络浮动，在异种、异构平台上用户界面统一、数据文件全部兼容。多种自动网格划分技术。可与大多数CAD软件集成并有接口。良好的用户开发环境，综合应用菜单、对话框、工具条、命令行输入，图形化输出等多种方式，使应用更加方便。2.2.2 ANSYS的主要功能ANSYS有限元软件包是一个多用途的有限元法计算机设计程序，可以用来求解结构、流体、电力、电磁场及碰撞等问题。因此它可应用于以下工业领域：航空航天、汽车工业、生物医学、桥梁、建筑、电子产品、重型机械、微机电系统、运动器械等。软件主要包括三个部分：前处理模块，分析计算模块和后处理模块。前处理模块前处理模块提供了一个强大的实体建模及网格划分工具，用户可以方便地构造有限元模型。ANSYS的前处理模块主要有两部分内容：实体建模和网格划分。1)实体建模ANSYS程序提供了两种实体建模方法：自顶向下与自底向上。自顶向下进行实体建模时，用户定义一个模型的最高级图元，如球、棱柱，称为基元，程序则自动定义相关的面、线及关键点。用户利用这些高级图元直接构造几何模型，如二维的圆和矩形以及三维的块、球、锥和柱。无论使用自顶向下还是自底向上方法建模，用户均能使用布尔运算来组合数据集，从而“雕塑出”一个实体模型。ANSYS程序提供了完整的布尔运算，诸如相加、相减、相交、分割、粘结和重叠。在创建复杂实体模型时，对线、面、体、基元的布尔操作能减少相当可观的建模工作量。ANSYS程序还提供了拖拉、延伸、旋转、移动、延伸和拷贝实体模型图元的功能。附加的功能还包括圆弧构造、切线构造、通过拖拉与旋转生成面和体、线与面的自动相交运算、自动倒角生成、用于网格划分的硬点的建立、移动、拷贝和删除。自底向上进行实体建模时，用户从最低级的图元向上构造模型，即：用户首先定义关键点，然后依次是相关的线、面、体。2)网格划分ANSYS程序提供了使用便捷、高质量的对CAD模型进行网格划分的功能。包括四种网格划分方法：延伸划分、映像划分、自由划分和自适应划分。延伸网格划分可将一个二维网格延伸成一个三维网格。映像网格划分允许用户将几何模型分解成简单的几部分，然后选择合适的单元属性和网格控制，生成映像网格。ANSYS程序的自由网格划分器功能是十分强大的，可对复杂模型直接划分，避免了用户对各个部分分别划分然后进行组装时各部分网格不匹配带来的麻烦。自适应网格划分是在生成了具有边界条件的实体模型以后，用户指示程序自动地生成有限元网格，分析、估计网格的离散误差，然后重新定义网格大小，再次分析计算、估计网格的离散误差，直至误差低于用户定义的值或达到用户定义的求解次数。分析计算模块分析计算模块包括结构分析(可进行线性分析、非线性分析和高度非线性分析)、流体动力学分析、电磁场分析、声场分析、压电分析以及多物理场的耦合分析，可模拟多种物理介质的相互作用，具有灵敏度分析及优化分析能力。后处理模块后处理模块可将计算结果以彩色等值线显示、梯度显示、矢量显示、粒子流迹显示、立体切片显示、透明及半透明显示等图形方式显示出来，也可将计算结果以图表、曲线形式显示或输出。软件提供了100种以上的单元类型，用来模拟工程中的各种结构和材料。该软件有多种不同版本，可以运行在从个人机到大型机的多种计算机设备上。2.2.3 ANSYS的结构分析文件在建立一个分析任务时，ANSYS自动创建大量文件，这些文件以任务名为文件名的基础，通过对该任务名后添加字符或者使用不同的扩展名来识别不同类型的文件。2.2.4 ANSYS提供的分析类型ANSYS软件提供的分析类型如下：结构静力分析用来求解外载荷引起的位移、应力和力。静力分析很适合求解惯性和阻尼对结构的影响并不显著的问题。ANSYS程序中的静力分析不仅可以进行线性分析，而且也可以进行非线性分析，如塑性、蠕变、膨胀、大变形、大应变及接触分析。结构动力学分析结构动力学分析用来求解随时间变化的载荷对结构或部件的影响。与静力分析不同，动力分析要考虑随时间变化的力载荷以及它对阻尼和惯性的影响。ANSYS可进行的结构动力学分析类型包括：瞬态动力学分析、模态分析、谐波响应分析及随机振动响应分析。结构非线性分析结构非线性导致结构或部件的响应随外载荷不成比例变化。ANSYS程序可求解静态和瞬态非线性问题，包括材料非线性、几何非线性和单元非线性三种。动力学分析ANSYS程序可以分析大型三维柔体运动。当运动的积累影响起主要作用时，可使用这些功能分析复杂结构在空间中的运动特性，并确定结构中由此产生的应力、应变和变形。热分析程序可处理热传递的三种基本类型：传导、对流和辐射。热传递的三种类型均可进行稳态和瞬态、线性和非线性分析。热分析还具有可以模拟材料固化和熔解过程的相变分析能力以及模拟热与结构应力之间的热一结构耦合分析能力。电磁场分析主要用于电磁场问题的分析，如电感、电容、磁通量密度、涡流、电场分布、磁力线分布、力、运动效应、电路和能量损失等。还可用于螺线管、调节器、发电机、变换器、磁体、加速器、电解槽及无损检测装置等的设计和分析领域。流体动力学分析ANSYS流体单元能进行流体动力学分析，分析类型可以为瞬态或稳态。分析结果可以是每个节点的压力和通过每个单元的流率。并且可以利用后处理功能产生压力、流率和温度分布的图形显示。另外，还可以使用三维表面效应单元和热一流管单元模拟结构的流体绕流并包括对流换热效应。声场分析程序的声学功能用来研究在含有流体的介质中声波的传播，或分析浸在流体中的固体结构的动态特性。这些功能可用来确定音响话筒的频率响应，研究音乐大厅的声场强度分布，或预测水对振动船体的阻尼效应。压电分析用于分析二维或三维结构对AC(交流)、DC(直流)或任意随时问变化的电流或机械载荷的响应。这种分析类型可用于换热器、振荡器、谐振器、麦克风等部件及其它电子设备的结构动态性能分析。可进行四种类型的分析：静态分析、模态分析、谐波响应分析、瞬态响应分析。2.3 本章小结对有限元分析软件ANSYS的发展过程、特点及功能进行了简要的概述，对ANSYS用于有限元前后处理的特点、用户界面及数据存储结构进行了简要的介绍，对ANSYS的分析文件、常用基本单元、耦合与约束方程、连接关系的处理、网格检查以及求解器等内容进行了总结，为以后应用该软件做好了准备。第3章车架有限元模型的建立3.1 模型的建立原则3.1.1 几何建模的注意事项为了达到事半功信的目的，使用ProE建立几何模型，特别应该注意建模步骤与技巧。使用ProE，首先应从绘制平面草图入手，因为实体特征都是由平面草图通过各种命令，如旋转、拉伸等生成的。绘制平面草图时，要注意应用尺寸驱动原理。开始作图时，只需要大致的轮廓尺寸，部需要精确控制草图的每一个尺寸；修改草图时，再输入要求的控制尺寸，系统就可以通过再生建立准确的图形。应用尺寸驱动原理绘制草图，既方便，也节省时间，提高设计效率。建立几何模型之前，要观察结构的主要特征是什么，确定从哪里开始建模。一般先做出主要特征，再做出局部的特征，也就是从整体到局部的建模思路。基准是完成特征的第一步。基准包括基准面、基准轴、基准曲线、基准点、基准坐标系，其主要用途是为三维造型设计提供建模参考，也可以作为草绘图和标注的参考。实体建模，首先需要考虑是采用系统默认的基准，还是采用白定义的基准，很多部规则的实体特征都是在自定义的参考基准上生成的。ProE是基于特征建模的，因此，父子特征的关系就显得十分重要。通常创建一个新特征的时候，不可避免要参考已有的特征，如选取已有的表面作为绘图平面或参考面，选取已有的特征边线为参考线等，此时便形成特征之间的父子关系。父特征修改直接影响到子特征，删除或隐藏父特征，子特征也会一起被删除或隐藏。ProE提供的是一种全参数化的设计方法，最大优点就是可以对模型的尺寸参数进行修改，并重新自动生成模型。修改时，如果对某个父特征重新定义，就有可能导致子特征自动生成失败。发生这种情况，要通过重新排序或重新规划特征的方式修改父特征或子特征，以使两者对应，但一般应尽量避免发生这种情况。在一些相交边界上设置倒圆角时，几个圆角可能在某处相交。由于交叉复杂，需要注意调整圆角建立的先后顺序，或者使用高级圆角命令。高级圆角命令的最大特点，是能控制多个圆角在相交处的相交状况。几何建模时，应尽可能用较少的特征完成模型创建，可以考虑的几种方法是：1)创建相对较为复杂的草绘图形，将多个特征的草绘截而合并为一个复杂截面，从而减少创建特征的操作过程。2)在同一种特征创建过程中，选取不同的特征创建方法也可能会减少特征的数量。3)使用复制、阵列和镜像几何形状等方法创建特征。在ProE中，可以利用UDF(User Defined Family)Library将几个常用的特征组合到一起，作为自定义的特征，并建立数据库。设计时直接从数据库中选用UDF特征，既可以节省时间，又可以达到设计标准化的目的。3.1.2 几何建模的简化有限元模型是在几何模型基础上建立的，因此，建立几何模型时，既要考虑几何模型建立的特点，也要考虑有限元模型建立的特点。建立有限元模型，既要如实地反映实际结构的重要力学特性，又要尽量采用较少的单元和简单的单元形态，以保证较高的计算精度，同时缩小计算规模。为了满足这两个要求，在建立几何模型前，就需要考虑实际结构该怎么简化。使用ProE建立几何模型，对结构进行简化的思路是：尽可能使建模简化因为结构越复杂，划分网格时模拟结构需要的单元就越多，分析时占用的资源也就越多。建立几何模型，可以将结构中的圆角简化成直角，既有利于简化建模，也有利于有限元模型建立过程中的网格划分。忽略细节特征在建立几何模型时，对整体结构应力分布只产生较小局部影响的特征，如倒角和小孔等都可以忽略。因为网格划分过程中，诸如倒角和小孔等特征需要很多单元才能模拟。使用ProE对复杂结构的细节特征进行压缩如果没有对复杂结构进行简化，也没有忽略细节特征，使用ProE提供的压缩(Suppress)特征的功能，也是简化模型的好方法。ProE提供的压缩(Suppress)特征的功能，可以按照用户要求屏蔽复杂结构的特征，输出简化的结构模型。压缩特征时，必须注意以下几点：1)压缩特征是否会改变模型的力学特性要考虑压缩的特征是保证结构强度必须的基本特征还是修饰特征。只能对修饰特征进行压缩，修饰特征一般指圆角、棱角、小的槽、定位孔等。2)压缩特征时需要注意特征间的父子关系如果被压缩的特征是其它关键特征的父特征，那么就必须重新定义特征的父子关系。3)同样的压缩对不同的结构分析类型可能产生不同的影响模态分析可以压缩的特征，也许并不适用于强度分析。如模态分析时可以忽略能够产生应力集中的特征，但在强度分析时就必须考虑这些因素。另外，压缩特征，可能会影响到灵敏度分析和优化分析。3.2 建立车架模型3.2.1 建模时的简化处理本节将以重型汽车汽车的车架为对象，应用ProE建立该车架的几何模型。建立车架的几何模型时，根据车架的结构和工作特点，在保持其力学性能不变的条件下，对车架结构进行简化：将车架结构中的圆角简化成直角，既有利于简化建模，也有利于有限元模型建立过程中提取中截面，便于采用实体单元进行网格划分；忽略车架上用于装配的小孔因为这些小孔仅仅影响车架的局部强度，而对网格质量影响却较大；忽略纵粱上的所有小孔。由于建模的车架是近似对称结构，所以总体的建模思路是建立模型的左半部分，然后通过对称建立完整的几何模型，最后完成公共的局部特征。3.2.2 车架模型的建立利用ProE软件，按照车架上各零件的实际尺寸绘制所有零件的三维实体几何模型。按照直角坐标系对车架各个零件进行装配，得到整个车架的三维几何模型如图31所示。图3.1 车架三维模型3.2.3 应用ANSYS对车架模型进行网格划分启动Pro/E，选择ANSYS 12.0将车架模型导入ANSYS中；启动ANSYS，选择通过Pro/E与ANSYS接口将车架模型导入ANSYS中；单击PlotVolumes。使车架在ANSYS中以体方式呈现。选择MainMenuPreprocessorElement TypeAddEditDelete。打开单元类型对话框；在单元类型库对话框中单击Add；在左边列中单击Solid，选择实体单元类型在右边列中单击10node92，选择10节点四面体结构单元Solid 92；选择Main MenuPreprocessorMaterial PropsCortstantIsotropic，打开各项同性材料特性对话框。在对话框中输入弹性模量和泊松比。单击OK并关闭对话框；选择Main MeauPreprocessorMeshingMeshTool打开网格划分工具，置网格基本尺寸，划分网格。网格划分后，共生成287个单元节点，和177167个网格。网格划分后如图3.1所示。图3.1 车架网格划分图3.2.4 对实体单元Sold 92的简要介绍Solid92是三维十节点四面体结构实体单元，有二次方位移和能很好划分不规则的网格(譬如由各种各样的CADCAM系统生产)。此单元由十个点定义，每个节点有三个自由度：节点X、Y和Z方向位移：并且单元有可塑性、蠕动、膨胀、应力铜化，大变形和大张力的能力。Solid92输入数据单元输入数据除了节点还包括正交各向异性材料属性，正交各向异性方向对应于单元的坐标方向。压力可以作为面载荷作用在单元面上，正压力指向单元内。温度和流体因素也可以以体载荷的形式作用在单元节点上。结点上的温度T默认为参数TUNIF。如果没有给出其它温度，则默认为T。如果给定所有角节点温度，则各个中节点默认为它的毗邻角结点平均温度。对于其他温度输入模式，非特指的温度默认为TUNIF。给单元指定初始应力状态的命令为STRESS或ISFILE。如果要读取初始应力，可以通过设置KEYOPT(9)=I读取。在几何学非线性分析中，使用SOLCONTROL可以包含压力载荷硬化的作用。压力载荷硬化影响自动包含在线性特征值计算里面。可以用NROPT,unsym命令在压力载荷硬化中调用一个非对称矩阵。Solid92输出数据单元求解数据以下面两种形式输出：1)以节点位移的形式输出包括所有的节点的解答数据；2)其它类型的单元输出。3.3 本章小结本章概述了几何建模软件ProE的发展历程、基木功能和主要基本模块，总结了应用ProE建立几何模型的注意事项和几何模型简化的方法，并对有限元分析要采用的实体单元Solid 92进行了简要的介绍。以某重型货车车架为研究对象，以有限元的基本理论为基础，综合运用ProE和ANSYS软件建立了基于实体单元的车架结构有限元模型，为将实体单元应用于车架结构分析做好了准备。第4章车架结构的有限元静态分析4.1 车辆载荷分析按照载荷产生的原因，作用在车辆结构件上的载荷分为三大类：行驶载荷、操作载荷和特殊载荷。4.1.1 行驶载荷行驶载荷是指当汽车在各种条件下行驶时，在路面一车辆这一力学的传递系统中产生的载荷。载货和乘员载货和乘员的变化，将导致车轮载荷的变化，主要有使平均应力级发生变动的作用。对于应力幅，当把车辆作为一个振动模型来看时，随着质量的变化，共振频率和振幅也将发生变化，特别是对载货汽车影响更为显著。行驶速度车辆行驶速度的变化，对平均应力级几乎不产生影响。但是，振动应力幅与路面的状念有着密切的关系，在弹簧上以及弹簧下构件的固有振动频率是重叠出现的。随着车速的提高，所有振动频率也有向高频一侧偏移的情况，当车速很低时，路面的凹凸可由载荷波形如实反映出来。路面状况路面状况不影响平均应力级的变动，而仅仅和车速及车辆的振动有关。由0.5Hz 3Hz的弹簧上成分，6Hz15Hz的弹簧下成分以及构件和总成构成的系统固有振动频率，表现为以各种比例重叠的波形，虽因构件而异，但一般来讲，在铺筑的路面上，弹簧上的成分比例大，随着路面凹凸的加剧，弹簧下及构件的固有振动频率的成分加强，作为整个级别也将变大。这也和车速有密切关系，如果路面凹凸的周期接近于弹簧上、弹簧下构件及系统的固有振动频率，则载荷的波形接近于正弦波，应力幅也变得很大。4.1.2 操作载荷操作载荷是指为使汽车行驶而进行必要的操作时直接作用在构件上的力，或者由于操作而在某个传力系产生的载荷。因此，操作载荷也可称为在人一车系统下产生的载荷。在下面两种情况下有操作载荷，一种是把作用在踏板、开关按钮、方向盘、操纵杆上的操纵力作为载荷的情况；另一种是由操作，经过某传力系以载荷波形表现的情况。对于后者进一步分析如下：起动操作载荷对于悬架系，由于起步时的加速度引起重心的偏移，前后轮的载荷分配发生变化，这个变化是作为应力变化出现的。但是，当接近一定速度时，平均应力也随之接近于一个定值。此外，作为变动的载荷，有扭矩变动及后悬架扭曲引起的载荷等。对于驱动系，由于起步方法、发动机的惯性质量、驱动系数的弹性常数、减速比的不同，应力振幅和频率也会不同，如果离合器有抖动现象发生，将会出现比驱动系的扭转固有频率高的多的频率成分出现，随着车辆进入稳定行驶状态，波形将逐步衰减，当衰减到对应于一定扭转值的应力，作为平均应力成分保留下来，应力振幅在一定程度上表现为稳定系统固有振动时和扭转变动时的振动波形。制动操作载荷制动操作载荷将导致垂直或纵向载荷发生变化，在制动的初期阶段，其波形和行驶载荷波形重叠在一起的应力波形。由于车辆惯性矩和重心位置的偏移，前后轮载荷分配将发生变化，并以应力级的变化表现出来。另外，随着车辆的不同，制动时，在制动鼓、体片、回位弹簧等构件上将伴随着产生抖动等想象，其固有振动频率将重叠到制动鼓上。转向操作载荷随着重心的移动，将引起垂直、横向载荷的变动，从而产生平均应力的变化。另外，由于构件几何造型结构产生的力矩，也会使平均应力级发生变动。前者往往比较小，而后者随构件的不同将会有很大值。4.1.3 特殊载荷特殊载荷是指除了上述两种载荷以外的、从汽车使用本来目的来看，完全是由于偶然因素造成的载荷，如驾驶差错、碰撞等造成的载荷，以及由于自然环境影响，对汽车构件所造成的附加载荷等。由于本文不涉及这些方面的载荷，故不详细论述。4.2 车架受力情况4.2.1 静载荷汽车静止时，车架只承受钢板弹簧以上部分的载荷，它由于车身和车架的自身质量、车架上各总称与附件质量及有效载荷组成，其总和称之为静载荷。在本设计中主要考虑行驶载荷的作用。对载荷处理时，车架自身重量可以通过施加垂直方向上的重力加速度进行施加；外加质量、底盘各总成、发动机以及附加物质量等，可以简化为作用在各支承点的集中载荷；货车的货物载荷一般处理为均布载荷，可以将乘客处理成集中载荷，也可以处理成均布载荷通常以每个乘客65kg进行计算。由于客观条件的限制，在本文分析车架应力时，只施加了部分作用在车架上的载荷，其中包括发动机135kg，变速器56kg，油箱(载满油时)360kg,驾驶室及乘员130kg，引起的重力载荷以集中力的形式按照安放点的实际位置及各个位置所分担的重力施加到相应节点上；车厢以及货物载荷共2620kg，以均布载荷的形式加到纵梁的相应部位。4.2.2 动载荷行驶中的汽车主要受动载荷作用，动载荷又可分为对称的动载荷和非对称的动载荷。当汽车在平坦的道路上，以较高车速行驶时，产生对称的动载荷，它的大小不仅取决于作用在车架的静载荷及其在车架上的分布，还取决于静载荷作用处的垂直加速度，受这种载荷作用，车架会产生弯曲变形。当汽车行驶在崎岖不平的路面上时，前后几个车轮可能不在同一平面，因而产生非对称动载荷，它的大小取决于道路不平程度，以及车身、车架和悬架的刚度，受这种载荷作用，车架会产生扭转变形。车架除受纯弯曲、纯扭转外，还受弯曲和扭转的复合变形。动载荷和静载荷对车架的作用不相同，在以后的分析中会采用不同的简化形式，但作用力的分布与静载荷相同。4.3 车架结构的静力性能分析4.3.1 静力分析的基本概念及流程静力分析是计算在固定不变载荷作用下的结构的位移、应力、应变及反力等的大小，即讨论结构受到外力后的变形、应力和应变，以便对结构的强度、刚度进行校核，保证结构既安全、正常工作，又符合经济性的要求。静力分析主要从静力学(静力平衡条件)、几何学(位移协调条件)、物理学(虎克定理)三个方面对结构进行分析。无论处理什么问题，用有限元法进行结构静力分析的基本方程可以表示为：KD=P其中，K为经过约束处理的结构整体刚度矩阵；D为待求解的整体位移向量；P为与待求解整体位移向量对应的载荷向量。静力分析的基本流程：单元分析的主要任务是建立单元节点力与节点位移之间的关系，得到反映它们之间关系的矩阵一单元刚度矩阵；整体分析的任务是根据节点的静力平衡条件和位移协调条件建立反映各单元和整体结构之间联系的矩阵整体刚度矩阵；约束处理是引入边界条件，对整体分析形成的整体刚度矩阵进行处理，得到经过约束处理的整体刚度矩阵K与载荷向量P；静力分析方程求解是对方程KD=P进行求解运算，得到全部节点的位移；单元节点力、内力或应力计算的主要任务是根据节点位移求出单元节点力、内力和应力；计算结果后处理的主要任务是对计算结果进行可视化处理。4.3.2 车架结构静力分析工况及约束处理进行有限元计算时，模型的约束方式必须满足的条件是：保证结构不产生刚体位移，也就是说必须有足够的自由度约束，以保证结构的刚度矩阵为满秩矩阵，从而使整体刚度方程有唯一解。在汽车的行驶过程中，典型的工况主要包括弯曲、扭转、紧急制动和转弯四种工况，其中弯曲和扭转是对车架结构影响较大的两种工况。本章将以弯曲和扭转两种工况做为分析工况，为保证车架有限元模型不产生刚性位移，对这两种工况要进行约束处理。弯曲工况弯曲工况是模拟在满载状态下、四轮着地时汽车在良好路面匀速直线行驶的状态。通过有限元计算模拟弯曲工况时，车架承受的质量和载荷要乘以一定的动荷系数来进行车架结构的强度和刚度校核。研究表明在对车架弯曲工况进行模拟时，最大动荷系数以不超过2.5。其约束为钢板弹簧位置。其约束如图4.1所示图4.1 弯曲工况约束扭转工况扭转工况是模拟一个车轮悬空时汽车的受力状态。其约束如图4.2所示，这时由于车速很低，所以惯性载荷很小，最大动载荷系数以不超过1.3。图4.2 扭转工况约束4.3.3 车架结构静力分析规范本节采用上一章建立的车架结构有限元模型，应用ANSYS进行结构静力分析。加载模型数据文件启动ANSYS，打开文件。更换工作文件名(1)选取菜单Utility MenuFileChange Jobname：(2)在弹出的对话框中输入static-frame，点击OK按钮，完成工作文件名的定义。定义标题(1)选取菜单Utility MenuFileChange Title：(2)在弹出的对话框中输入thebendmodel，说明本次计算为弯曲工况。定义工况约束根据整车弯曲工况的约束方案对车架结构进行约束：自由度约束添加操作为：(1)选取Main MenuSolutionDefineLoadsApplyDisplacementOn Areas命令；(2)在弹出Apply UROT on Areas对话框后，在图形区选取要进行自由度约束的面，点击OK按钮；(3)在弹出的对话框中选择要约束的自由度及自由度数值；(4)点击OK按钮，完成约束处理。设置分析类型ANSYS包含七种分析类型。在进行分析求解之前，必须定义好求解类型，具体步骤为：(1)选取Main MenuSolutionAnalysis TypeNew Analysis命令；(2)选取Static，点击OK按钮，选择静态分析。施加载荷这一步主要是针对不同的工况进行载荷的施加，根据不同工况施加载荷的不同，施加各个方向的力，从而使车架受力接近现实车架的受力。使得分析后的结果更接近实际车架受力。求解在完成上述所有步骤之后，就可以对有限元模型进行求解。求解步骤为：(1)选取Main MenuSolutionSolveCurrent LS：(2)点击OK按钮，计算机开始求解，直到求解完成。结果后处理在完成结构的有限元计算后，采用ANSYS提供的通用后处理模块就可以方便、直观地观察有限元分析的结果。显示应力和变形图的操作步骤为：(1)选取Main MenuGenneralPostprocAnalysis TypeNew Analysis命令，弹出对话框；(2)选择应力Stressvon Mises选项，点击OK按钮。4.4 车架结构的静力性能分析结果4.4.1 弯曲工况静力分析结果单元的变形及应力分布如图4.3图4.4所示。其应力变化表如表4.1所示。位移变化表如表4.2所示。从弯曲工况下的应力云图可以看出，应力主要集中在发动机后悬置横梁处和第四横梁处。在发动机后悬置横梁与纵梁的连接附近的应力值最大，最大值为81.7MPa。表4.1 弯曲应力提取表NODES1S2S3SINTSEQV294600.94129E+07-0.22585E+08-0.80551E+080.89964E+080.78986E+08294650.84553E+080.26916E+080.25291E+070.82023E+080.72954E+08292970.19515E+08-0.11687E+08-0.62633E+080.82148E+080.71824E+08578630.79195E+080.23940E+08-0.16210E+070.80816E+080.71546E+08250.14016E+08-0.13065E+08-0.66801E+080.80817E+080.71247E+089040.12519E+08-0.13880E+08-0.67011E+080.79530E+080.70160E+089050.67841E+080.15176E+08-0.11798E+080.79638E+080.70155E+0834757-0.70170E+07-0.11520E+08-0.79288E+080.72271E+080.70128E+08261830.23545E+07-0.45607E+07-0.70726E+080.73080E+080.69880E+08294620.58985E+080.11339E+08-0.21117E+080.80102E+080.69785E+08表4.2 弯曲位移提取表NODEUXUYUZUSUM27160.53777-0.19786E-010.30096E-010.5389827970.53776-0.16284E-010.30089E-010.5388427150.53763-0.19697E-010.30075E-010.5388327170.53749-0.19940E-010.30199E-010.5387127980.53758-0.16225E-010.30215E-010.5386727960.53747-0.16386E-010.30067E-010.5385627180.53727-0.20087E-010.30231E-010.5384927950.53726-0.16499E-010.30105E-010.5383527990.53718-0.16515E-010.30707E-010.5383127140.53709-0.19852E-010.29907E-010.5382927190.53701-0.20209E-010.30270E-010.53824图4.3 弯曲应力图图4.4 弯曲位移图4.4.2 扭转工况静力分析结果从扭曲工况下的车架的应力云图可知，在这种工况下，车架的总体应力值仍然能满足要求。发动机后悬置横梁与纵梁的连接处、第四横梁和第五横梁处应力较大，最大值为144MPa。单元的变形及应力分布如图4.5图4.6所示。图4.5 前扭转应力图图4.6 前扭转位移图图4.54.6为模拟左前轮悬空状态。图4.74.8为模拟右后轮悬空状态。而从图上可以看出，最大变形量为1.579mm。而最大应力值为105MPa。图4.7 后扭转应力图图4.8 后扭转应力图结构静力分析的目的是根据有限元分析的结果数据对车架的强度进行评价。由于车架材料为16Mn，从而得到车架的极限屈服强度为350Mpa。由于图中可以得，最大应力都小于车架材料的极限应力。因此，所研究的车架强度是符合要求的。4.5 本章小结本章对所研究车架结构的静力性能进行了研究，规范化了运用ANSYS软件对车架结构进行静力分析的步骤。通过对车架结构的静态特性的研究，可以清楚地掌握车架结构的性能，实现对车架结构设计的效果进行评价。车架有限元强度分析结果表明：车架在满载弯曲工况和满载扭转工况下，发动机后悬置横梁和纵梁的连接处以及第四横梁处都会出现较大应力，由于车架材料为16Mn，从而得到车架的极限屈服强度为350Mpa。在给定动载系数情况下，最大应力值未超过许用应力值。根据强度评价参数，车架的结构强度符合要求。第5章车架结构的动力性能分析5.1 车架结构的动力性能分析5.1.1 车架的模态分析绝大多数机械结构都或多或少受到动载的作用，随着结构向着重载、高速并减轻自重的方向发展，对机械结构进行动态设计的要求越来越迫切。动态的设计与研究方法是现代设计方法之一，而结构模态分析是结构动态设计的核心。它克服了静态方法的局限性，强调从结构的整体考虑问题，在性能校核中考虑了振动的因素。这一方面最初是由美国在大型航天器的研制中大量采用的，现在已推广到航天、建筑、机械等部门。随着人们对工程产品的设计提出了越来越高的要求，在其他工程领域也慢慢引入模态分析技术，如车辆的乘坐舒适性、噪声控制、产品轻量化设计的疲劳问题等等，因此，模态分析技术的应用领域日益扩大，并成为动力学分析中不可缺少的手段。在机械设计中研究结构振动问题的重要目的是避免共振，具体的机械结构可以看成多自由度的振动系统，具有多个固有频率，在阻抗试验中表现为有多个共振区，在幅频特性曲线中表现为有多个峰值。这种在自由振动时结构所具有的基本振动特性称为结构的模态。结构模态是由结构本身的特性与材料特性所决定的，与外载条件等无关，而结构在任意初始条件及外载作用下的强迫振动都可以由结构按这些基本特性的强迫振动的线性组合构成。因此结构模态分析是结构强迫振动分析的基础。多自由度系统振动时，同时有多阶模态存在，每阶振动模态可用一组模态参数来确定，通常模态参数包括固有频率、固有振型、模态质量、模态刚度和模态阻尼比等。其中最重要的是频率、振型和阻尼比。对于无阻尼系统就是固有频率和振型。模态参数有着重要的意义，因为它将表明在哪几种频率下结构会产生共振以及在各阶频率下结构的相对变形，对于改善结构动态特性，这是最重要的基本参数。通过模态试验和有限元动态分析提供的信息，可以研究汽车零部件或整车的振动情况，从而改进和提高汽车产品的质量。汽车车架受到来自路面的激励而产生振动，如果某些结构设计的不合理，由于振动产生弯曲、扭转等变形，将会造成某些部件疲劳破坏，甚至断裂。所以振动不仅影响汽车的平顺性，还将影响汽车的使用寿命。前节对车架在静载时进行了应力分析。本节将对重型汽车车架进行动态分析，计算车架的模态振型与相应的固有频率，通过固有频率与振型从整体上考虑车架的局部强度问题。模态分析可定义为对结构的解析分析和实验分析，其结构动态特性用模态参数来表征。在数学上，模态参数是力学系统运动微分方程的特征值和特征矢量，而在实验方面则是试验测得的系统之极点即固有频率、阻尼和振型即模态向量。通过模态分析法辨识结构的模态参数，对于给定的系统，系统振型向量的比值与固有频率都决定了系统的固有属性。如果己知结构的固有频率，便可以在设计和改进时使结构的固有频率避开其在使用过程中的外部激励频率。另外，通过对模态振型的分析，还可以了解整体车架的弯曲刚度和扭转刚度的分布情况。为了分析车架的振动特性，模态分析可通过模念试验和理论分析进行。但是在本课题的研究过程中，由于条件的限制，就采用计算机模拟，直接利用有限元分析软件ANSYS进行分析。在ANSYS软件中，有六种模态提取方法：子空间法(Subspace)、Block Lanczos法、Power Dynamics法、缩减法(Reduced)、Unsymmetric法和Damped法。其中Block Lanczos方法因其精度高与计算速度快等特点在大型结构分析中被广泛采用，本文采用该方法提取车架结构的前十阶模态。根据第一节所述内容可知，在对车架结构进行模态分析时，由于求解的是车架结构的固有特性(固有频率和固有振型)，与所受外力无关，故可忽略外部载荷的作用的。就车架结构动态特性而言，如果车架有限元模态分析采用实际边界条件支撑，当然能更精确的反映出车架在工作时的动念性能，但实际边界条件是极其复杂的，例如悬架的非线性，更何况若添加刚度较大的实际边界会在有限元分析中造成刚度矩阵的病态，影响计算的精度。因此实际支撑条件下的有限元分析很难实施。而且从理论上讲，自由边界条件下所计算得到的模态参数可以通过数学建模的方法计算得到任意边界约束条件下的特性；反之，在指定边界条件下取得的计算结果则不能转化为其它边界约束条件下的动特性。基于以上几方面原因，在本论文车架有限元模态分析中采用自由边界支撑即用刚度较小的弹性边界约束住车架结构的刚体位移即可。5.1.2 结构动力性能分析方程无论处理何种问题，结构动力性能求解的基本方程都可以表示为MD”+KD=0 (53)式中，M为结构的整体质量阵；K为结构的整体刚度阵；D为结构的整体位移向量。设 (54)将式(5.4)代入式(5.3)中，得到 (55)求解式(55)和式(53)的过程，就是对结构进行模态分析的过程，通过求解这两个方程，可以得到结构的固有频率和固有振型。5.1.3 刚度矩阵和质量矩阵形成由式(5.5)可以看出，用有限元法进行动力性能分析必须首先建立结构的整体刚度矩阵和质量矩阵，整体刚度矩阵形成与静力分析完全相同，关键是整体质量矩阵的形成。在动力学分析时，可以采用两种质量矩阵，即集中质量矩阵和协调质量矩阵。其中集中质量矩阵只含有对角项，只有平动部分；协调质量既包含对角项又包含非对角项，既有平动部分又有转动部分。由于集中质量矩阵假定单元的质量集中在节点上，且只包含对角项，因此在多数情况下采用的都是集中质量矩阵。ANSYS集中质量矩阵的形成方法是先计算出每个单元节点的平动质量，而整体节点的平动质量就是该点连接的各个单元节点的平动质量之和。所得到的集中质量矩阵消除了质量的耦合。由于求和远比迭代求解线性方程快，所以对角化后的矩阵计算速度很快。但是，对于结构分析，在使用时有以下限制：只有平动自由度能够对角化，对既有平动又有转动自由度的单元，其对角化的前提是转动自由度不影响求解；对于BEAM44单元，当在UY或者UZ方向使用分量松弛时，不能使用集中质量；当外管壁有外加质量时，PIPE59单元不能使用集中质量；在BEAM23、BEAM24、BEAMl44和BEAM54单元中使用集中质量时，如果存在显式或隐式偏移，程序将给出警告；在动力分析中有约束方程时，使用集中质量矩阵，可能导致能量损失，这种损失可能导致高频振荡。在ANSYS中是否使用集中质量设置命令如下：LUMPM，key当key=ON时，使用集中质量矩阵；当key-OFF时，使用单元协调质量矩阵。如图5.1所示图5.1 模态设置图5.1.4 车架结构模态分析规范本节以上一章建立的车架有限元模型为例，阐述利用ANSYS软件对车架结构进行模态分析的基本过程。启动ANSYS，打开文件；将工作文件名改为modal frame；将标题修改为modal analysis；选择Main MenuPreprocessorMaterial LibraryMaterial Models命令，设置材料密度；设置分析类型；(1)按菜单路径选取Main MenuSolutionAnalysis TypeNew Analysis命令；(2)选取Modal，点击OK按钮确定。设置模态分析类型选项；模态分析选项设置主要包括：模态提取方法、模态提取数目是否进行扩展模态计算以及扩展模态的数目等内容。ANSYS提供七种模态提取方法中Block Lanczos方法因其精度高与计算速度快等特点在大型结构分析中被广泛采用，本文采用该方法提取车架结构的前十阶模态。求解在完成上述所有步骤之后，就可以对有限元模型进行求解，求解命令的菜单路径为：MainMenuSolutionSolreCurrentLS。结果后处理(1)选取菜单Main MenuGeneral Postproc进入后处理器：(2)选取菜单MainMenuGeneral PostprocRcsult Summary列出固有频率；注意由于本文采用的单位是mm、kg、N、s因此列出的固有频率值必须乘以而所得的同有频率单位才是Hz；经过运算后得到车架的前十阶固有频率见表5.1。(3)选取菜单MainMenuGeneral PostprocReadResultsFirst Set读入第一阶模态结果。(4)然后选取菜单MainMenuGeneral PostprocDeformed Shape 弹出对话框点OK，绘制出相应的模态变形图。(5)依次读入第二阶到第十阶模态结果，用(4)步的命令来绘制相应的模态变形图。5.1.5 车架结构模态分析结果对于车架这样具有成千上万个自由度的大型系统，求出其全部固有频率和振型是非常困难的。系统较低的若干阶固有频率及相应的振型向量对其响应的贡献最大，故在研究系统的响应时，往往只需要了解少数的固有频率和振型向量。车架的前十阶固有振型如图5.2图5.11所示。表5.1 车架十阶频率阶数12345频率2.9884.8076.2707.2097.406阶数678910频率7.4439.4809.72210.20211.219 图5.2 车架的第一阶振型图5.3 车架的第二阶振型图5.4车架的第三阶振型图5.5车架的第四阶振型图5.6车架的第五阶振型图5.7车架的第六阶振型图5.8车架的第七阶振型图5.9车架的第八阶振型图5.10车架的第九阶振型图5.11车架的第十阶振型在汽车行驶时，车架所受到的外部激振源主要为：汽车行驶时路面不平度对车轮作用的随即激振引起的车轮不平衡；频率一般在20Hz左右。以及发动机运转时产生的简谐振动，其频率范围较宽。当这些激振频率与车架的某一固有频率相吻合时，就会产生共振，并导致在车架上某些部位产生数值很大的共振动载荷，造成车架被损坏的危险。因此要求车架低阶频率低于发动机怠速运转频率，以免发生共振；车架的弹性模态频率应该尽量避开发动机经常工作的频率范围；车架的固有频率也应尽量避开发动机正常工作的频率范围。本文中所分析的汽车发动机CA488怠速时的激振频率为30Hz左右。正常行驶时的激振频率为90Hz左右。因此，该车架的低阶频率均远远小于发动机怠速和正常行驶时的频率，因此整个车架满足动态特性的条件，符合车架的设计要求。5.2 本章小结本章对所研究车架结构的静力和动力性能进行了研究，规范化了运用ANSYS软件对车架结构进行静力和模态分析的步骤。通过对车架结构的静、动态特性的研究，可以清楚地掌握车架结构的性能，实现对车架结构设计的效果进行评价。车架有限元强度分析结果表明：车架在满载弯曲工况和满载扭转工况下，发动机后悬置横梁和纵梁的连接处以及第四横梁处都会出现较大应力，在给定动载系数情况下，最大应力值未超过许用应力值。根据强度评价参数，车架的结构强度符合要求。而对汽车动力性能而言，运用ANSYS软件对车架进行了模态分析，分析结果显示车架低阶频率均小于发动机常用频率，因此，车架不会产生共振，符合车架的设计要求。第6章车架结构参数的优化设计6.1 优化设计的理论基础6.1.1 优化设计的步骤优化设计通常包括以下几个步骤：生成分析文件分析文件生成是ANSYS优化设计过程中的关键部分。ANSYS程序运用分析文件构造循环文件，进行循环分析。分析文件中可以包括ANSYS提供的任意分析类型(结构，热，电磁等，线性或非线性)。在分析文件中，模型的建立必须是参数化的(通常是优化变量为参数)，结果也必须用参数来提取(用于状态变量和目标函数)。优化设计中只能使用数值参数。用户的任务是建立分析文件并保证其正确性。分析文件应当覆盖整个分析过程并且是简练的，不是必须的语句(如完成图形显示功能和列表功能的语句等)应当从分析文件中省略掉。只有在交互过程中希望看到的显示EPLODT等可以包含在分析文件中，或者将其定位到一个显示文件中/SHOW。请注意分析文件是要多次执行的，与优化分析本身无关的命令都会不必要的耗费机时，降低循环效率。建立分析文件有两种方法：(1)用系统编辑器逐行输入；(2)交互式地完成分析，将ANSYS的LOG文件作为基础建立分析文件。这两种方式各有优缺点。用系统编辑器生成分析文件同生成其他分析时的批处理文件方法是一样的。这种方法使得用户可以通过命令输入来完全地控制参数化定义。同样，本方法可以省去了删除多余命令的麻烦。但是，如果对于ANSYS命令集不熟悉的话，这种方法是不方便的。对于这类用户来说，第二种方法相对容易一些。但是，在最后生成分析文件的过程中，ANSYS的LOG文件要做较大的修改才能适合循环分析。不论采用哪种方法，分析文件需要包括的内容都是一样的。以下说明建立分析文件的步骤：(1)参数化建立模型用设计变量作为参数建立模型的工作是在PREP7中完成的。前面提到，可以对设计的任何方面进行优化：尺寸，形状，材料性质，支撑位置，所加载荷等，唯一要求就是将其参数化。设计变量可以在程序的任何部分初始化，一般是在PREP7中定义。这些变量的初值只是在设计计算的开始用得到，在优化循环过程中会被改变。如果用GUI模式完成输入，可能会遇到直接用鼠标拾取(picking)的操作。有些拾取操作是不允许参数化输入的。因此，应当避免在定义设计变量，状态变量和目标函数时使用这些操作，应该用可以参数化的操作来代替。(2)求解求解器用于定义分析类型和分析选项，施加载荷，指定载荷步，完成有限元计算。分析中所用到的数据都要指出：凝聚法分析中的主自由度，非线性分析中的收敛准则，谐波分析中的频率范围等。载荷和边界条件也可以作为设计变量。(3)参数化提取结果在本步中，提取结果并赋值给相应的参数。这些参数一般为状态变量和目标函数。提取数据的操作用*GET命令(Utility MenuParametersGet Scalar Data)实现。通常用POSTl来完成本步操作，特别是涉及到数据的存储，加减或其他操作。(4)分析文件的准备到此为止，我们已经对于分析文件的基本需求做了说明。如果是用系统编辑器来编辑的批处理文件，那么简单地存盘进入第二步即可。如果是用交互方式建模的话，用户必须在交互环境下生成分析文件。可以通过两种方式完成本步操作：数据库命令流文件或程序命令流文件。数据库命令流文件可以通过LGWRITE命令(Utility MenuFileWrite DBLog File)生成命令流文件。LGWRITE将数据库内部的命令流写到文件JobnameLGW中。内部命令流包含了生成当前模型所用的所有命令。程序命令流文件Jobname.LOG包含了交互方式下用户输入的所有命令。如果用Jobneme.LOG作为分析文件时，用户必须用系统编辑器删除文件中所有不必要的命令。因为交互方式下所有的操作都记录在LOG文件中，编辑工作会比较烦琐。而且，如果分析是在几个过程中完成的，就必须将几个LOG文合在一起编辑生成一个完整的分析文件。建立优化过程中的参数在完成了分析文件的建立以后，就可以开始优化分析了。(如果是在系统中建立的分析文件的话，就要重新进入ANSYS。)如果在交互方式下进行优化的话，最好(但不是必须)从分析文件中建立参数到ANSYS数据库中来。(在批处理方式下除外。) 进入OPT，指定分析文件(OPT)以下的步骤是由OPT处理器来完成的。首次进入优化处理器时，ANSYS数据库中的所有参数自动作为设计序列1。这些参数值假定是一个设计序列。在交互方式下，用户必须指定分析文件名。这个文件用于生成优化循环文件JobnameLOOP。分析文件名无缺省值，因此必须输入。在批处理方式下，分析文件通常是批命令流的第一部分，从文件的第一行到命令/OPT第一次出现。在批处理方式中，缺省的分析文件名是JobnameBAT(它是一个临时性的文件，是批处理输入文件的一个拷贝)。因此，在批处理方式下通常不用指定分析文件名。但是，如果出于某种考虑将批文件分成两个部分(一个用于分析，另一个用于整个优化分析)，那么就必须在进入优化处理器后指定分析文件OPANL。声明优化变量下一步是声明优化变量，即指定哪些参数是设计变量，哪些参数是状态变量，哪个参数是目标函数。以上提到，允许有不超过60个设计变量和不超过100个状态变量，但只能有一个目标函数。对于设计变量和状态变量可以定义最大和最小值。目标函数不需要给定范围。每一个变量都有一个公差值，这个公差值可以由用户输入，也可以选择由程序计算得出。如果用OPVAR命令定义的参数名不存在，ANSYS数据库中将自动定义这个参数，并将初始值设为零。用户可以在任意时间简单地通过重新定义参数的方法来改变已经定义过的参数，也可以删除一个优化变量OPVAR，Name，DELl。这种删除操作并不真J下删除这个参数，而是不将它继续作为优化变量而已。选择优化工具或优化方法ANSYS程序提供了一些优化工具和方法。缺省方法是单次循环。优化方法是使单个函数(目标函数)在控制条件下达到最小值的传统化的方法。有两种方法是可用的：零阶方法和一阶方法。除此之外，用户可以提供外部的优化算法替代ANSYS本身的优化方法。使用其中任何一种方法之前，必须先定义目标函数。优化工具是搜索和处理设计空间的技术。因为求最小值不一定是优化的最终目标，所以目标函数在使用这些优化工具时可以不指出。但是，必须要指定设计变量。指定优化循环控制方式每种优化方法和工具都有相应的循环控制参数，比如最大迭代次数等。用户还可以控制几个循环特性，包括分析文件在循环中如何读取。可以从第一行读取(缺省)，也可以从第一个PREP7出现的位置开始读取。设定为优化变量的参数可以忽略(缺省)，也可以在循环中处理。而且，用户可以指定循环中存储哪种变量：只存储数值变量还是存储数值变量和数组变量。这个功能可以在循环中控制参数的数值(包括设计变量和非设计变量)。进行优化分析所有的控制选项设定好以后，就可以进行分析了。在OPEXE执行时，优化循环文件(JobnameLoOP)会根据分析文件生成。这个循环文件对用户是透明的，并在分析循环中使用。循环在满足下列情况时终止：收敛；中断(不收敛，但最大循环次数或是最大不合理解的数目达到了)；分析完成。如果循环是由于模型的问题(如网格划分有问题，非线性求解不收敛，与设计变量数值冲突等)中断时，优化处理器将进行下一次循环。如果是在交互方式下，程序将显示一个警告信息并询问是继续还是结束循环。如果是在批处理方式下，循环将自动继续。所有优化变量和其他参数在每次迭代后将存储在优化数据文件(Jobname.OPT)qb。最多可以存储130组这样的序列。如果已经达到了130个序列，那么其中数据最“不好”的序列将被删除。查看设计序列结果优化循环结束以后，可以用本部分介绍的命令或相应的GUI路径来查看设计序列。这些命令适用于任意优化方法和工具生成的结果。可以选择列出所有参数的数值，也可以只列出优化变量。用图显示指定的参数随序列号的变化，可以看出变量是如何随迭代过程变化的。对于PLVAROPT和PRVAROPT操作，设计序列将自动按照XVAROPT中参数以升序排列。对于等步长，乘子和梯度工具有一些特别的查看结果的方法。在优化处理器中使用本命令，将得到另外一些关于当前优化任务的信息，如分析文件名，优化技术，设计序列数，优化变量等。用STATUS命令可以方便的查看优化环境，验证需要的设定是否全部输入优化处理器。除了查看优化数据，用户可能希望用POSTl或POST26对分析结果进行后处理。缺省情况下，最后一个设计序列的结果存储在文件JobnameRST(或RTH等，视分析类型而定)中。如果在循环运行前将OPKEEP设为ON，最佳设计序列的数据也将存储在数据库和结果文件中。“最佳结果”在文件Jobname.BRST中，“最佳数据库”在文件Jobname.BDB中。其中生成循环所用的分析文件必须包括整个分析的过程，而且必须满足以下条件：(1)参数化建立模型(PREP7)。(2)求解(SOLUTION)。(3)提取并指定状态变量和目标函数(PoSTlPoST26)。(4)在ANSYS数据库里建立与分析文件中变量相对应的参数。这一步是标准的做法，但不是必须的(BEGIN或OPT)。(5)进入OPT，指定分析文件(OPT)。(6)声明优化变量。(7)选择优化工具或优化方法。(8)指定优化循环控制方式。(9)进行优化分析。(10)查看设计序列结果(OPT)和后处理(PoSTlPoST26)。6.1.2 优化设计的数学描述优化设计的描述是：给定系统描述和目标函数，选取一组设计变量及其范围，求设计变量的值，使得目标函数最小(或者最大)。典型的数学表达式为：（6.1）式中，为系统的状态变量；、为等式和不等式约束方程；为目标函数；为设计变量。在上述方程中，作为系统的状态变量；并不是独立的变量，可以由设计变量得出，并与设计变量相关。优化设计所要进行的运算就是求取合适的设计变量，使得目标函数值最小。6.1.3 ANSYS的基本优化方法单步法(Single Run)单步运行法是指实现一次循环并求出一个FEA解。它不进行循环迭代，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。从严格意义上说，单步法不是一个最优设计问题，而是一个分析问题。随机搜索法(Random Designs)在随机搜索方法中，设计变量是在它本身的取值范围内通过随机方式产生的，然后计算每一个设计变量对应的状态变量和目标函数，与单步法一样，每一个随机产生的设计变量对应一个完整的分析过程。由于随机搜索法没有一个确定的方向，除非进行大量的迭代，否则不易得到好的最优解。乘予评估法(Factorial)乘子评估法运用二阶技术生成设计空间上极值点的设计变量值，在每个设计变量的两个极值点上取值。当采用整体评估时，每个分量都单独在两个极值点上进行计算。所以当有n个设计变量时，要进行的迭代次数是2n；当采用部分评估时，每个分量都单独在两个极值点上进行计算。由于乘子评估法只是在极值点上进行评估，对设计空间内部了解甚少，所以也不是获得最优解的最终方法。最优梯度法(Gradient)最优梯度法计算设计空间中目标函数和状态变量的梯度，并用前向差分方法决定设计变量的变化方向和大小。由于最优梯度方法采用向前差分方法确定设计变量，因此当向前差分的步长因子过大时，虽然能够较快地搜索完设计空间，但是可能得不到精确的最优解。扫描法(DV Sweeps)扫描法将每个设计变量范围划分为NSPS个区间，在每个区间端点上求解，对每个设计变量，在其它变量保持不变的情况下，以的大小递增，然后循环考虑其它变量。对于扫描法，总的迭代次数为。显然，设计空间越大，扫描次数一样时，得到的结果越不精确。子问题近似法(SubProblem)子问题近似法采用零阶近似。所谓零阶近似，是指该方法不用计算目标函数和状态变量的梯度。这样，不用每次都通过有限元分析来得到状态变量和目标函数的值，而是在一定的分析基础上，得到状态变量、目标函数和设计变量的拟合关系，从而求出最优解。一阶优化方法(FirstOrder) 在优化过程中使用梯度计算来确定搜索方向，所以一阶优化方法比子问题近似法需要更多的时间，但是结果更精确。6.2 优化设计数学模型的建立6.2.1 优化设计数学模型建立的原则设计变量的选取设计变量主要是几何参数，如长度、直径等；根据需要，材料属性和其它变量也可以作为设计变量。选取设计变量时，要遵守以下原则：(1)选择可以实现优化设计的变量，变量要能明显影响系统状态的变化，从而影响目标函数；(2)使用尽可能少的设计变量，以降低迭代次数，提高设计效率；(3)对每个设计变量定义一个合理的范围；(4)ANSYS只允许正的设计变量，而且ANSYS设计变量不得超过60个。状态变量的选取状态变量是约束设计的数值，是设计变量的函数。通常，在ANSYS中，这种函数关系不是显式的。对状态变量的约束就构成了约束方程。选取状态变量时，应注意以下原则：(1)选择数目适度的状态变量，最多不超过100个；(2)状态变量可以为负值，可以不指定状态变量的范围，但是指定范围有助于收敛和得到合理解；(3)定义状态变量时，避免选择奇异点(如集中载荷)的值为状态变量。目标函数的确定目标函数是优化设计应该达到的要求。ANSYS只允许有一个目标，如果有多个目标，则必须用加权方法转变为单目标优化问题。选择目标函数时，应注意以下原则：(1)目标函数值只能为正，为了避免负值出现，可以在目标函数上加一个足够大的J下值；(2)ANSYS总是使目标函数最小，如果要使目标函数最大，则用C、x，其中C是一个远大于X的常数。由于本文以车架结构轻量化为设计目标，因此可以选择体积作为目标函数。6.2.2 简单的车架纵梁优化设计模型的建立在汽车设计轻量化要求越来越高的今天，运用优化设计手段提高产品的竞争力已经提上日程。汽车车架结构是汽车上的一个重要部件，设计出重量轻而各方面性能达到要求的车架结构是一项重要的工作。传统的车架结构设计采用的是类比的思想进行经验设计，这种方法只能得到近似解，而且精度低。从第三章车架结构静力分析结果知道，车架上除了个别零件的应力水平较高外，大部分构件的应力水平低，强度富余大。因此，有必要对车架结构进行优化以降低车架的重量，减小汽车的制造成本，提高市场竞争力。本文以车架纵梁为优化对象，对车架结构优化设计进行初步探讨。构建参数化有限元模型(1)定义单元类型在单元类型库中选择Solid选项，添加四面体单元Solid 92。(2)初始化设计变量参数本文目的是对纵梁的尺寸参数进行优化，用于设计变量的参数是车架纵梁的截面尺寸。因此，在建立有限元模型之前将这些参数初始化。具体方法如下：选择Utility MenuParametersScalar Parameters，打开数值参数对话框。在选择区域中输入下列内容：H=120单击accept按钮；L=4265单击accept按钮；B=45 单击accept按钮；T=5 单击accept按钮。参数将在菜单中显示出来。在数值参数对话框中单击Close。(3)创建材料特性在定义材料模型属性窗口定义弹性模量EX和泊松比PRXY的大小。(4)创建单元的截面形状对于纵梁的截面形状，在输入尺寸值时需要输入参数，而不是数值。即选择Main MenuPreprocessorModellingCreateVolumesBlockBy Dimensions命令，在弹出的文本对话框中应该输入对应参数。(5)网格划分和施加载荷选择Main MenuPreprocessorMeshingMeshTool打丌网格划分工具，设置网格基本尺寸，划分网格。根据整车的约束方案对车架结构进行约束：选取MainMenuSolutiouDefineLoadsApplyStruch_alDisplacementOn Areas命令；在弹出ApplyU，ROTonAreas对话框后，选取要进行自由度约束的面，点击OK按钮；在弹出的对话框中选择要约束的自由度；选取Main MenuSolutionDcfmeLoadsApply Slruetral中的压强、压力的选项来施加相应的载荷。在弹出Apply对话框后，选取要进行载荷施加的或点，点击OK按钮；在弹出的对话框中输入要施加载荷的大小及方向。生成分析文件(1)运行当前分析选择Main MenuSolutionCurrent LS命令弹出求解当前载荷步信息中单击OK按钮，直到求解结束。(2)获取变量参数a选择Main MenuGeneral PostprocRead ResultsLast Set命令，读取当前结果文件；b选择MainMenuGeneralPoetprocElementTableDefineTabk命令，单击Add按钮弹出图611所示对话框，在Item，Comp选项目的左列表栏中选择Geometry选项，在右列表栏中选择Elem volumeVOLU选项，单击Apply按钮，读取单元的体积：c选择MainMenuGeneral PostprocElemcntTableSumofEachItem命令，在弹出的信息说明框中单击OK按钮，将弹出一个文本框，给出当前的体积和为VOLU=0.42560E+07d选择UtilityMenuParmmetersGetScalarParameters命令，弹出的对话框，在其左列表栏选择ResultsData选项，在右列表栏选择ElomTable Sums选项，单击OK按钮，在弹出的对话框中输入体积和的变量名为“tvolu”，单击OK按钮，获得体积变量；e选择MainMenuGeneralPostprocListResultsNodal Solution命令t在左列表栏中选择DOF Solution选项，右列表栏中选择TranslationUX选项，单击OK按钮，显示X方向位移；f选择Ma MenuGeneral PostprocList RcsultsSortad ListingSort Nodes命令，在Item，Comp选项的左列表栏选择DOF Solmion选项有列表栏选择Translation UX选项，单击OK按钮；g选择Utility MenuParametersGet Scalar Parameters命令，弹出对话框，在其左列表栏选择Results Data选项，在右列表栏选择Other Operations选项，单击OK按钮，设置参数名为deflm，在Data to be retrieved选项的左列表框中选择From sort opern，右列表栏选择Maxmum value选项，单击OK按钮，获得最大变形；h选择Utility MenuParametersScalar Parameters命令，在弹出的对话框中输入“deflm=abs(deflm)”，单击Accept按钮，保证变形值为正值。3)创建分析文件选择Utility MenuFileWrite DB Log File命令，保存优化设计的分析文件。6.3 定义优化变量及运行优化6.3.1 定义优化变量设计变量的定义(1)选择Main MenuDesign OptAnanlysis FileAssign命令，在弹出的对话框中输入找到所存的分析文件，单击OK按钮，完成分析文件名的指定；(2)选择Main MenuDesign OptDesign Variables命令，在弹出的对话框中单击Add按钮，将NAME设置为B，在MIN本框中输入最小值“35”，在MAX文本框中输入最大值“55”，单击Apply按钮，完成设计变量B的定义；(3)类似(2)的操作，完成设计变量H、T的定义后，单击Close按钮，关闭对话框，其中H、T的变化范围分别为110150、410。状态变量的定义选择Main MenuDesign OptState Variables命令，在弹出的对话框中单击Add按钮，将弹出对话框，将NAME设置为deflm，在M烈文本框中输入最小值“0”，在MAX文本框中输入最大值“2”，单击OK按钮，单击Close按钮，完成状态变量deflm的定义。目标函数的定义选择Main MenuDesign OptObjective命令，在弹出的对话框中，选择变量名tvolu，设置收敛容差为0002，设置这么小的容差是为了对于不同的初始条件都能够一致收敛，单击OK按钮，完成目标函数的定义。6.3.2 设置并运行优化设置输出选择Main MenuDesign OptControls命令，弹出对话框，将OPKEEP设置为Save，单击OK按钮，以便在后处理器中能够查看到优化结果。优化方法的定义(1)选择Main MenuDesign OptMethodTool命令，在弹出的对话框中选择零阶优化方法求解；(2)单击OK按钮，将弹出的对话框中的迭代次数NITR设置为30，单击OK按钮，完成优化方法的定义。运行优化计算选择Main MenuDesign OptRun命令，将弹出优化设置信息对话框，单击OK按钮，执行优化运算直到完成。6.4 优化结果分析在优化完成后，优化结果与未优化时优化变量的值的变化见表6.1。各优化变量的变化过程如图6.1图6.4所示。最终优化后的结果为SET 9：DEFLM=2.1260、B=35.078、H=110.11、T=4.0174、TVOLU=0.29438E+07表6.1 优化时优化变量的值的变化表DEFLMBHTTVOLUSET 11.632045.000120.005.00000.42650E+07SET 21.127651.943128.296.32800.59133E+07SET 30.6841148.847131.507.70750.70136E+07SET 40.9424151.957110.136.81460.58127E+07SET 50.6122541.406141.717.49280.66825E+07SET 62.006737.724112.134.24400.32340E+07SET 72.081635.608110.604.08150.30155E+07SET 82.114535.190110.194.03130.29588E+07SET 92.126035.078110.114.01740.29438E+07图6.1 状态变量DEFLM的变化过程图6.2 设计变量B的变化过程图6.3 设计变量H的变化过程图6.3设计变量T的变化过程图6.4 目标函数的变化过程6.5 本章小结本章介绍了尺寸优化设计的数学描述、ANSYS基本优化方法以及建立优化模型的基本原则。以实体单元为基础创建了车架结构的简单的尺寸优化模型，以车架的总体积为优化目标，对车架纵梁的截面尺寸进行了优化并分析了优化结果；为车架结构的设计优化提供了基本的指导思想，这种思想可以推广到以其它有限元模型。由计算结果可见，对纵梁的尺寸进行优化，获得最优设计的设计方法是对车架进行优化设计的有效方法，为汽车的车架结构设计提供了理论依据，可广泛应用于车架的优化设计工程。结论在车架的结构分析中，有限元法由于其能够解决结构形状和边界条件都非常任意的力学问题的优点而被广泛使用，各种汽车结构件都可以用有限元法进行静态分析、固有特性分析和动态分析。在进行静力学分析时，通过有限元分析，可看到构件在各个载荷状况下的变形情况，可以得到刚度、强度等各种力学性能。之后可将这些结果返回到设计过程中，修改其中不合理的参数，经过反复的优化，使得产品在设计阶段就可保证满足使用要求从而缩短设计试验周期，节省大量的试验和生产费用，它是提高汽车设计的可靠性、经济性、适用性的方法之一。因此，为了保证其设计的精确性和缩短设计周期，基于有限元分析，研究它的静、动态力学特性，对其结构进行优化设计，是非常重要和必须的。运用ANSYS对车架结构的静态进行了分析研究，并对分析过程步骤进行了规范化。通过分析，掌握了车架结构的特性，对车架结构进行了评价。车架有限元分析结果表明车架在满载弯曲工况和满载扭转工况下，最大应力发生在发动机后悬架与第四纵梁附近。并且在给定动载系数情况下，最大应力值未超过许用应力值。根据强度评价参数，车架的结构强度符合要求。同时对分析过程的规范化缩短了车架结构有限元分析的时间，提高了工作效率。运用ANSYS对车架的模态进行了分析研究，并对这一分析过程步骤进行了规范化，得出了车架前十阶模态频率，并且与汽车发动机CA488和汽车行驶路面的频率进行了比较，得出结论，车架的前低阶频率小于发动机怠速运转时的频率，并且小于汽车正常行驶时的频率，因此，不会产生共振，车架符合设计要求。对车架结构纵梁进行了优化，探讨并建立了基于实体单元的车架结构纵梁优化模型，对设计参数的优化问题进行了初步的探讨，并对以后ANSYS的运用进行了铺垫。通过优化，使得车架右纵梁的体积从0.42560E+07下降到0.29438E+07，减少30左右，优化效果显著。参考文献1宝生，李杰，林明芳汽车优化设计理论与方法D北京：机械工业出版社，2000.2王海霞，汤文成等客车车骨架有限元建模技术及结果分析D机械强度，2002.24(1)：7780.3靳福来汽车轻量化技术现状J汽车技术，1995，7：5658.4华润兰论汽车轻量化J汽车工程，1994，209(6)：375383.5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，2005.10.6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，2005.10.7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，2007.11.8刘惟信.汽车设计M.北京.清华大学出版社，2001.9王望予.汽车设计M.北京.机械工业出版社，2004.10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，1995.11宋允祁.中国第一汽车集团公司汽车产品构造图册M.人民交通出版社，2000.12唐金松.简明机械设计手册M.上海科学技术出版社，2000.13成大先.机械设计手册M.化工工业出版社，2001.1.14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，2004.715于志伟，李明.Pro/ENGINEER完全手册M.人民邮电出版社，2007.16龚曙光.ANSYS基础应用及范例解析M.机械工业出版社，2002.17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，2007.2.18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，2008.9.19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，2007.6.20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，2008.1.21李黎明.有限元分析实用教程M.清华大学出版社，2005.22董振国，刘大维，严天一，陈秉聪.半挂牵引车车架强度的有限元分析J.拖拉机与农用运输车，2005.8.23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，2008.4.24Burnett,David S.Finite element analysis.Addison-Wesley Pub.1987.25Eilabu,Zahavi.The Finite Element Method in machine design.Newjersey PrenticeHall,1992.26Cheng z Q et a1Experience in Reverse-engineering of a Finite Element Automobile Crash ModelFiniteElements inAnalysis and Design，2001(37).27沈萌红，关金生基于ProE的三维参数化零件库的建立J现代设计与制造2003(7)：11511828冯国胜，杨绍普车辆现代设计方法M北京：科学出版社200529小飒工作室最新经典ANSYS及Workbench教程M北京：电子工业出版社200430商跃进有限元原理与ANSYS应用指南M北京：清华人学出版社2005致谢为期四个月的毕业设计就要结束了。在这四个月的设计过程中，得到了赵雨旸老师的热心指导，在此特向指导老师致以由衷的感谢!在毕业设计期间还得到了汽车与交通工程学院本班同学的热心帮助，在此对他们表示感谢!通过这次毕业设计，让我对三年半的大学知识进行了一次总结，特别是机械设计、Pro/E建模、汽车设计等基础知识，并且学习了ANSYS软件，虽然学习的不多，但还是对ANSYS的使用，及其功能有了初步的了解。并且对汽车车架的一些相关问题有了更深的印象。在这次设计中，老师严肃、认真、一丝不苟的科研精神深深的感染了我，使我懂得了作为一个教学工作者应具备的优秀品质。在此期间，我查阅了大量有关资料，研究各个设计的环节。使我对从未接触过的ANSYS软件有了更深一步的了解，并且学会了静、动态分析、优化、参数化建模。在老师的指点下，对出现的错误进行更正，对自己的课题进行更精确的修改，更为重要的一点使得到了实际锻炼，积累了实际经验，提高了处理实际问题的能力。在指导老师的指导下，我顺利的完成这次毕业设计任务，完成了毕业设计。由于能力有限，搜集的资料不够全面，分析的不够精准，而导致本设计中可能存在着不够完善的地方。希望各位老师多多批评指正。在这里，我再次对我的导师赵雨旸老师和帮助过的同学表示感谢。谢谢你们对我的帮助，对我的指导！附录附录A 外文文献原文An 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 m

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