轻型货车车架设计及有限元分析【三维PROE】【含CAD图纸】
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本科学生毕业设计 轻型货车车架设计及有限元分析 系部名称： 汽车工程系 专业班级： 车辆工程 B05-17班 学生姓名： 汪文鑫 指导教师： 孙远涛 职 称： 助理实验师 黑 龙 江 工 程 学 院二九年六月/ The Graduation Design for Bachelors DegreeLight Truck Frame Design and Finite Element Analysis Candidate：WangWenxin Specialty：Vehicle Engineering Class： B05-17 Supervisor：Assistant Experimentalist. SunYuantaoHeilongjiang Institute of Technology 2009-06HarBin黑龙江工程学院本科生毕业设计摘 要车架作为汽车的承载集体，安装着发动机、转向系、悬架、驾驶室、货厢等有关部件和总成，承受着传递给它的各种力和力矩。车架工作状态十分复杂，根本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态特征进行较为准确的分析，从而经验设计进入到科学设计阶段。本文对该轻型货车车架进行结构设计，并运用有限元方法对其进行静态分析。首先通过计算，对车架的材料、主要参数、结构形式等进行选择，并根据车架的主要技术参数，计算车架的刚度、挠度、扭转角等。其次，针对该车架运用Pro/E软件进行有限元模型的建立。在忠于主要力学特性的前提下，对车架结构进行必要的简化。建立有限元模型时考虑了若干问题，比如：结构简化的处理，单元的选取，单元数量的控制，单元质量的检查，网格的布局，还有连接方式的模拟等。对车架有限元模型进行静态分析，并从中得出结论。文中阐述了车架结构设计的基本方法及建立车架有限元模型的基本原则。通过对车架进行结构设计、有限元分析，从而使车架的承载能力提高，实现结构轻量化。关键词：车架；结构设计；Pro/E；有限元模型；有限元分析ABSTRACTThe frame ,as a most important part of carrier car,supports some accessories such as engine,drive line,running geer,body,and withstands all kinds of force.In addition ,the work condition of carrier car is extremely bad,and stress condition is also complex ,it is unable to use simple mathermatical method for accurate analysis of the calculation，and the finite element method can be used to analyse the staic 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.This article carries on the structural design to this pickup truck frame, and carries on the static analysis using the finite element method to it. First the computation that it is in order to complete the frame material, the main parameter, the structural style which carry on the choice, and according to the frame main technical parameter, calculates the frame the rigidity, the amount of deflection, the angle of torsion and so on.Next, carries on the finite element model in view of this frame using the Pro/E software the establishment.In is loyal to under the main mechanics characteristic premise, carries on the essential simplification to the frame structure.When establishment finite element model has considered certain questions, for instance: The structure simplifies processing, unit selection, unit quantity control, unit quality inspection, grid layout, but also has the connection way simulation and so on.Carries on the static analysis to the frame finite element model, and draws the conclusion.At last the paper introduced the basic method of frame structure design and finite element model is established the basic principles of the frame. Through the frame structure design and finite element analysis, so as to improve the bearing capacity of the frame structure, realize the lightweight.Key words: Frame；Physical design；Pro/E；Finite element model；Finite element analysisII目 录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1 研究背景11.2 货车研究的目的和意义11.3 车架国内外研究状况21.4 主要研究内容3第2章 轻型货车的车架设计42.1 车架概述42.1.1 车架的设计要求42.1.2 车架的类型42.1.3 车架的制造工艺及材料72.2 车架的结构设计82.2.1 车架的挠度计算92.2.2 车架的弯矩及弯应力计算102.2.3 车架的扭矩及扭转角计算122.3 本章小结13第3章 车架三维模型的建立143.1 Pro/E软件介绍143.2 三维模型的建立153.3 本章小结20第4章 车架有限元分析214.1 ANSYS软件介绍214.2 轻型货车有限元模型的处理264.2.1 车架几何数据处理274.2.2 网格划分的基本原则274.2.3 网格的质量控制274.3 车架弯曲工况分析294.3.1 弯曲工况下的约束与载荷294.3.2 弯曲工况结果分析294.4 车架扭转工况分析314.4.1 扭转工况下约束与载荷314.4.2 扭转工况结果分析314.5 车架制动工况分析324.5.1 车架制动工况下约束与载荷324.5.2 制动工况结果分析324.6 本章小结33结论34参考文献35致谢36附录37第1章 绪 论1.1 研究背景汽车作为交通运输工具之一,发挥着非常重要的作用。随着国民经济的快速发展,汽车工业得到了飞速发展,因此要求提供更多更好的结构轻、性能好、质量高、用途广、安全可靠的汽车。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有簧上质量的有关机件，承受着传给它的各种力和力矩1。因而,车架的强度和刚度在汽车总体设计中显得非常重要。但同时也应该考虑以下几点：（1）机构之间的相对位置及车身变形；（2）可靠性和使用寿命；（3）振动和噪声；（4）乘坐舒适性、操纵稳定性和通过性2。车架工作状态十分复杂，根本无法用简单的数学方法对其进行准确的分析计算，以往设计时大多采用经验公式进行验算,不能准确地计算出车架各个部件的应力和变形,而以样车进行试验并根据试验结果进行修正成本较高。随着计算机的出现与飞速发展，车架作为一个大型复杂结构对其进行有限元分析计算已广为应用。有限元法的基本思路就是将复杂结构视为由简单的基本的有限元单元所组成，是一种离散化数值计算方法，借助于矩阵方法与计算机相结合，可以进行复杂结构的应力分析3。现今阶段多采用Pro/E软件进行模型建立，再通过ANSYS软件对其进行分析，这样大大的节省了车架设计所需要的时间，方便了车架设计者。采用有限元方法可以对车架静态特性进行较为准确的分析，因而使车架设计提升到了一个新的高度，从经验设计进入到科学设计阶段。1.2 货车研究的目的和意义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。而对于载货汽车来说，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4。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。早在五六十年代，车架刚强度设计是经验设计方法，即利用材料力学、结构力学和弹性力学的经验公式对简化的车架结构进行分析设计。这种根据组合梁的刚强度理论来实现的方法简单易行但是对结构做了大量的简化。因此不可避免的会造成车架各部分强度不合理的现象。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开发、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及变形情况，有限元法能够很好的解决这一问题；（3）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5。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6。1.3 车架国内外研究状况 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的强度、刚度、振动舒适性和噪声等方面的分析7。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8。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。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 主要研究内容结合相关参考文献和实际设计要求，再参考以往的研究成果以及国内外发展的现状，确定主要研究内容如下：（1）针对轻型货车车架为研究对象，进行简单的结构设计，以及刚度、挠度、扭转角等校核计算；（2）研究应用有限元法静态分析所用软件基础；（3）以该轻型货车车架为研究对象利用Pro/E软件建立车架有限元模型；（4）以该车架有限元模型为研究对象导入ANSYS，利用ANSYS软件对车架有限元模型进行静态有限元分析。第2章 轻型货车的车架设计2.1 车架概述车架是汽车各总成的安装基体，它将发动机和车身等总成连成一个有机的整体，即将各总成组成一辆完整的汽车。同时，还承受汽车各总成的质量和有效载荷，并承受汽车行驶时所产生的各种力和力矩，以及各种静载荷和动载荷4。2.1.1 车架的设计要求（1）有足够的强度。保证在各种复杂受力的情况下车架不受破坏。要求有足够的疲劳强度，保证汽车大修里程内，不至于有严重的疲劳损伤；（2）有足够的弯曲刚度。保证汽车在各种复杂受力的使用条件下，固定在车架上的各总成不至因为变形而早期损坏或失去正常的工作能力；（3）有适当的扭转刚度。当汽车行驶于不平路面时，为了保证汽车对路面的不平度的适应性，提高汽车的平顺性和通过能力，要求具有合适的扭转刚度。通常要求车架两端的扭转刚度大些，而中间部分的扭转刚度适当小些；（4）尽量减轻质量。由于车架较重，对于钢板的消耗量相当大。因此，车架应该按照等强度的原则进行设计，以减轻汽车的自重和降低材料消耗量。在保证强度的条件下，尽量减轻车架的质量。2.1.2 车架的类型车架是按照结构的不同来分类的，主要结构型式有框式、脊梁式和综合式。其中框式又可分为周边式、x形和边梁式。1、周边式车架这种车架是从边梁式车架派生出来的，前后两端纵梁变窄，中部纵梁加宽。中部宽度取决于车门槛梁的内壁宽；前端宽度取决于前轮距及前轮最大转角；后端宽度则由后轮距确定。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。在前后车轮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，因此多用于中级以上的轿车。2、X形车架这种车架为一些轿车所采用。车架的中部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。传动轴经过中部管梁向后方。中部管梁的扭转刚度很大。前后叉形边梁由一些横梁相连，后这还用于加强前、后悬架的支承。管梁部分位于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，但地板中间有较大的纵向鼓包。门槛的宽度不大。3、边梁式车架又称梯形车架，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，其特点是便于安装车身、车箱和布置其他总成，易于汽车的改装和变形，因此被广泛应用在载货汽车、越野汽车、特种车辆和用货车底盘改装的大客车上。载货汽车梯形车架有两根相互平行开口朝内、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，适当的向上收缩。即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。4、脊梁式车架这种车架主要由一根位于中央且贯穿汽车全长的较粗纵梁和若干根悬伸托架组成。中央纵梁可以是圆管状，也可以是箱形断面。这种车架的扭转刚度合适，容许车轮跳动的空间大，适合采用独立悬架，但制造工艺复杂。 (a) 周边式车架 （b）X形车架 (c) 梯形车架 图2.1 车架 图2.2 载货汽车的梯形车架5、综合式车架这种车架的前后部分相似于边梁式车架，以便分别安装发动机和驱动桥，中部为一短脊梁管，传动轴从短管内通过。是边梁式和脊梁式9的综合，中部的抗扭刚度合适，但中部地板凸包较大，制造工艺复杂。 图2.3 脊梁式车架 图2.4 综合式车架2.1.3 车架的制造工艺及材料 车架纵横梁的其他零件的制造，多采用钢板的冷冲压工艺在大型压力机上冲孔及成型，也有采用槽钢、工字钢、管料等型材制造的。货车车架的组装多采用冷铆工艺，必要时也可采用特制的防松螺栓连接。为保证车架的装配尺寸，组装时必须有可靠的定位和夹紧，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的精度。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。低碳和中碳低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压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(HBl56)提高到480620Mpa(HBl70)。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，静强度高、延伸率小的材料的降低幅度更大。常用的车架材料在成形后的疲劳强度约为140160Mpa。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5070mm，重型货车冲压纵梁的钢板厚度为7090mm。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3540。2.2 车架的结构设计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变形和开裂10。纵梁作为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。其中载货汽车的车架纵梁延全长多取平直且断面也不变或少变，以简化工艺。因此载货汽车的断面多采用开口朝内的槽形，槽形断面梁的弯曲刚度大、强度高、工艺性好，零件的安装与紧固方便。同时由若干根横梁将左右纵梁联在一起，构成一完整的车架，其中横梁起支承某些总成，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的作用11。（1）垂直载荷 车身、车架的自重、装在车架上个总成的载重和有效载荷（乘员和货物），该载荷使车架产生弯曲变形。 （2）对称垂直动载荷车辆在水平道路上高速行使时产生，其值取决于垂直静载荷和加速度，使车架产生弯曲变形。 （3）斜对称动载荷在不平道路上行使时产生的。前后车轮不在同一平面上，车架和车身一起歪斜，使车架发生扭转变形。其大小与道路情况，车身、车架及车架的刚度有关。因此这些因素都应该考虑在内，尽量使其都满足条件。根据前面部分所述，选择等宽的梯形车架，车架宽度主要由前后轮距确定的，确定车架宽度按以下原则进行：（1）车架前部宽度主要考虑前轮的最大转角，选用成型的发动机要考虑发动机的安装，有时结合驾驶室的安装统一考虑；（2）车架中部的宽度要考虑发动机及发动机附件（排气管、变速操纵杆）的安装；（3）为考虑高速车的稳定性，希望增加车架后部宽度，以便能加大后簧托距；（4）对双胎车，车架后部宽度取决于轮胎、板簧、车架三者的间隙；（5）从简化工艺的角度看，最好做成前后等宽，对低价位的产品，这一点很重要；（6）考虑标准的要求，我国汽车专业标准规定轻型载货车边梁式车架的宽度为7405m。因此确定车架宽度为740mm，并根据现有资料参考确定轴距3800mm，车架长度为6200mm，纵梁采用槽型钢结构，槽型钢型号：12 *（），横梁钢板厚度都采用5.5mm，车架材料采用DL510。 根据现有资料参考确定车架第一横梁的位置，选取槽型钢结构。根据所选取的发动机（云内4100QBZL）的外型尺寸及同类车型的参考，确定发动机安装孔位置。同时根据发动机安装位置到油底壳的距离确定车架第二横梁的位置，第二横梁下凹，钢板厚度5.5mm。根据发动机（长800mm）、离合器（长230mm）和变速器（GC520T24长300mm）外型尺寸以及传动轴长度和驾驶室外型尺寸确定车架第三横梁的位置和车架第四横梁的位置，为了便于变速器安装及各种总成的布置，第三和第四横梁采用帽型结构（上凸），宽度200mm，其中传动轴采用两根。根据发动机安装位置及现有资料，确定前桥钢板弹簧位置，再根据轴距（3800mm）和备胎安装位置（第六横梁中部）及尺寸（外径810mm），确定后驱动桥和钢板弹簧位置，继而确定车架第五和第六横梁的位置，第五和第六横梁采用槽型钢结构。第七横梁位于车架末端，采用槽型钢结构。所有槽型钢结构的横梁宽度均为53mm。油箱位置位于车架左侧第三横梁稍后一点，油箱支架型号JYTJ-1101080，尺寸（油箱代号：1101R271-010，尺寸）。蓄电池位于车架右侧第三横梁稍后一点，蓄电池安装架尺寸（蓄电池型号：6-QA-100，尺寸）。由于条件和自身水平的限制，根据前面确定的车架的具体结构如下： 图2.5 车架结构图2.2.1 车架的挠度计算 为了保证整车及有关机机件的正常工作，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。如果把纵梁看成支承跨度为轴距的简支梁，根据材料力学给出的截面极惯性矩的简支梁在其跨度的中间承受集中载荷时，挠度与刚度的关系式如下： （2.1）可知 （2.2） 根据德国对各种汽车车架的实验结果表明，当轴距的单位为m，的单位为cm4，为使纵梁在满载时的挠度在容许值以内，则应使，或应使。大多数汽车的值在20-30间，日本一些4t平头载货汽车甚至达到58.3。 由此，取值为30 ，已知汽车整备质量3300kg,满载质量6000kg，载货重量2500kg，轴距为3730mm，弹性模量为Mpa。因此跨度的中间承受的集中载荷如下： （2.3） =48020N由公式2.1得 同时得知 cm42.2.2 车架的弯矩及弯应力计算 作用在货车梯形车架上的弯曲力矩主要由车架纵梁承受。由于条件限制，为了计算弯曲力矩，将车架纵梁承受载荷简化为均布载荷，当车架纵梁承受的是均布载荷（见图2.6）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。 图2.6 货车车架上均布载荷的分布情况已知=5020mm，=2950mm,=2070mm,=700mm,6200mm,3730mm， 1770mm.将其简化为均布载荷简化计算如下：=N （2.4）N在图2.6中，为一根纵梁的前支承反力，由该图可求的： （2.5）N在驾驶室的长度范围内这一段纵梁的弯矩为 （2.6）驾驶室后端至后周这一段纵梁的弯矩为： （2.7）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： （2.8） =m将上式代入公式（2.7），即可求出纵梁承受的最大弯矩。 =N如果考虑到动载荷系数及疲劳安全系数，并将它们代入式（2.9），（2.10），则可求出纵梁的最大弯应力。 （2.9） （2.10）其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 （2.11）式中：槽型断面的腹板高； 翼缘宽； 梁断面的厚度。m3因此最大弯应力为：N/m2161.48Mpa2.2.3 车架的扭矩及扭转角计算车架所受最大扭矩的最大扭矩： （2.12）式中：横梁数 两横梁之间的纵梁区间数 车架宽即由于扭转角与扭矩、扭转刚度存在下述关系： （2.13）式中：车架元件所受的扭矩，； 车架元件的长度，mm； 材料的剪切弹性模量12，Mpa； 车架元件的横断面的极惯性矩，mm4。其中（注：） （2.14） 即MPa 将前面几节得出的数据带入式2.13得，2.3 本章小结 本章详细介绍了汽车车架的设计要求，车架的具体类型，通过分析，综合考虑确定车架具体结构。并通过对其校核计算，进一步检验车架设计合乎要求与否。为以后的章节进行有限元模型的建立和有限元分析打下了一个良好的基础。第3章 车架三维模型的建立3.1 Pro/E软件介绍随着计算机技术的不断发展，为有限元等数值计算方法在工程实际中的应用提供了条件。涌现出一批优秀的CAD/CAE专业软件，本文中采用的软件主要是Pro/ENGINEER，下面介绍一下该软件的基本情况。Pro/ENGINEER软件自1988年推出以来，广泛应用于工业设计、机械设计、模具设计、机构分析、有限元分析、加工制造及关系数据库管理等领域。该软件由于强大的功能，很快被广大用户所接受，目前该软件已经成为应用最广泛的，CAD/CAE/CAM软件之一。Pro/ENGINEER软件的功能非常强大，它可以完成从产品设计到制造的全程，为工业产品设计提供了完整的解决方案。该软件主要包括三维实体建模、装配模拟、加工仿真、NC自动编程、有限元分析等常用功能模块，还包括模具设计、钣金设计、电路布线、装配管路设计等专用模块。Pro/ENGINEER也是最先基于特征、全参数化、全相关、单一数据库及数据再利用等概念改变了传统MDA(机械设计自动化MechanicalDesignAutomation)观念。这种全新的已成观念为当今世界机械设计自动化领域的新标准，并指明了机械CADCAECAM软件的发展趋势。利用此概念开发的Pro/ENGINEER软件实行了并行工程，能够让多用户同时进行同一产品的设计、制造。这大大缩短了产品开发的周期，降低了产品设计、生产、产品测试等环节的生产成本。Pro/ENGINEER软件的主要技术特点如下：（1）基于特征的参数化造型将一些具有代表性的几何形体定义为特征，并将其所有尺寸作为可变参数，例如倒圆角特征、倒直角特征等，并以此为基础进行更为复杂的几何形体构造。产品的生成过程其实就是多个特征的叠加过程。（2）全相关特性Pro/ENGINEER软件的所有模块都是全相关的，使用同一个数据库产品开发过程中在任何一个模块中进行的修改，都会扩展到整个设计过程，系统会自动更新所有的相关文档，这大大缩短了修改的时间。（3）全尺寸约束将特征的形状与尺寸结合起来，通过尺寸约束实现对几何形状的控制，造型必须以完整的尺寸参数为出发点，不能欠约束，也不能过约束。（4）尺寸驱动设计修改通过修改尺寸参数可以很容易地进行多次设计迭代，实现产品开发。3.2 三维模型的建立车架三维模型，主要采用拉伸命令，通过在各面上的草绘，绘制出截面形状并标记尺寸，进而一步步拉伸得到所需要的模型。建立模型之前首先要了解其结构，第一、第五、第六、第七横梁都采用槽型结构，第二横梁为凹梁，第三、第四横梁为凸梁，并根据其相应特点进行三维模型的建立。（1）在FRONT面上根据纵梁的尺寸草绘出纵梁槽型结构并进行拉伸，拉伸长度为6200mm。（见图3.1） 图3.1拉伸车架纵梁 （2）根据第一横梁位置及尺寸，拉伸出半个第一横梁，长度为370mm。（见图3.2） 图3.2拉伸半个第一横梁（3）创建基准面DTM1，在该面上根据第二横梁的尺寸和位置拉伸出半个（凹梁）第二横梁。（见图3.3） 图3.3拉伸半个第二横梁（4）创建基准面DTM3，在该面上根据第三横梁尺寸及位置拉伸出半个（凸梁）第三横梁。（见图3.4）图3.4拉伸半个第三横梁（5）创建基准面DTM4，在该面上根据第四横梁位置及尺寸草绘并拉伸出半个第四横梁。（见图3.5） 图3.5拉伸半个第四横梁（6）根据第七横梁尺寸及位置，拉伸半个第七横梁，长度为370mm。（见图3.6）图3.6拉伸半个第七横梁（7）根据第六横梁尺寸及位置，拉伸半个第六横梁，长度为370mm。（见图3.7）图3.7拉伸半个第六横梁（8）根据第五横梁尺寸及位置，拉伸半个第五横梁，长度为370mm。（见图3.8）图3.8拉伸半个第五横梁（9）建立基准平面DTM5，并以DTM5平面为基准面将画好各横梁和纵梁的半个车架模型做镜像，得到整个成形的车架。（见图3.9）图3.9半个车架进行镜像（10）根据所确定的发动机安装位置，打发动机安装孔，孔的直径为20mm。（见图3.10）图3.10在发动机左侧纵梁上打发动机安装孔（11）将2个左侧发动机安装孔镜像到右侧，得到完整的4个发动安装孔，发动机安装位置一目了然。（见图3.11）图3.11发动机安装孔镜像（12）根据钢板弹簧支承的位置，拉伸出4个钢板弹簧支承，长度为76mm。（见图3.12）图3.12拉伸左侧钢板弹簧支承（13）以DTM5为基准平面，将左面4个钢板弹簧支承镜像。（见图3.13）图3.13钢板弹簧支承镜像（14）根据油箱支架尺寸位置和尺寸（）拉伸出油箱支架。（见图3.14） 图3.14拉伸油箱支架（15）根据蓄电池支架位置和尺寸（）拉伸出蓄电池支架。（见图3.15）图3.15拉伸蓄电池支架（16）根据备胎安装位置，在第六横梁中间处打孔，孔的直径20mm。（见图3.16）图3.16打备胎安装孔 该模型真实有效地反映了已经确定的车架的结构，使其一目了然，突出了车架的特点。但该模型本身也存在一些不足，为了方便后面的有限元分析，应省略掉部分结构，便于提高后面有限元分析的质量，太复杂的模型会对结果有一定影响。3.3 本章小结 本章介绍了Pro/E软件的发展、功能、特点，并运用Pro/E软件通过草绘、拉伸、打孔、镜像等操作进行车架三维模型的建立，并与实际情况相比较从而完善模型得到可信的结果，为下一步有限元模型的建立打下了良好的基础。 第4章 车架有限元分析4.1 ANSYS软件介绍ANSYS由世界上著名的有限元分析软件公司ANSYS开发，它能与多数CAD软件结合使用，实现数据的共享和交换，如AutoCAD、I-DEAS、Pro/Engineer、NASTRAN、Alogor等，是现代产品设计中的高级CAD工具之一。ANSYS软件提供了一个不断改进的功能清单，具体包括：结构高度非线性分析、电磁分析、计算流体力学分析、设计优化、接触分析、自适应网格划分、大应变有限转动功能，以及利用ANSYS参数设计语言（APDL）的扩展宏命令功能。基于Motif的菜单系统使用户能够通过对话框、下拉式菜单和子菜单进行数据输入和功能选择，为用户使用ANSYS提供“导航”。ANSYS软件是融合结构、热、流体、电磁、声学于一体的大型通用有限元分析软件，可广泛用于核工业、铁道、石油化工、航空航天、机械制造、能源、汽车交通、国防军工、电子、土木工程、造船、生物医学、轻工、地矿、水利、日常家电等一般工业及科学研究。该软件可用在大多数计算机及操作系统中进行，从PC到工作站再到巨型计算机，ANSYS文件在其所有的产品系列和工作平台上均兼容。ANSYS多物理耦合的功能，允许在同一模型上进行各种各样的耦合计算成本，如热结构耦合、磁结构耦合、以及电-磁-流体-热耦合，在PC上生成的模型同样可运行于巨型机上，这样就确保了ANSYS对多领域多变工程问题的求解。ANSYS包括以下主要功能模块： 结构分析 热分析 电磁分析 流体分析（CFD） 耦合场分析多物理场 结构分析包括以下类型。 （1）静力分析用于静态载荷。可以考虑结构的线性及非线性行为。例如，大变形、大应变、应力刚化接触、塑性、超弹性及蠕变等。 （2）模态分析计算线性结构的自振频率及振形，谱分析是模态分析的扩展，用于计算由随机振动引起的结构应力和应变（也叫做响应谱或PSD )。 （3）谐响应分析确定线性结构对随时间按正弦曲线变化的载荷的响应。 （4）瞬态动力学分析确定结构对随时间任意变化的载荷的响应。可以考虑与静力分析相同的结构非线性行为。 （5）特征屈曲分析用于计算线性屈曲载荷，并确定屈曲模态形状（结合瞬态动力学分析可以实现非线性屈曲分析）。 （6）专项分析断裂分析、复合材料分析、疲劳分析。 专项分析用于模拟非常大的变形，惯性力占支配地位，并考虑所有的非线性行为。 它的显式方程求解冲击、碰撞、快速成型等问题，是目前求解这类问题最有效的方法。今天ANSYS软件更加趋于完善，功能更加强大，使用更加便捷。ANSYS公司最新版本的工程仿真软件ANSYS 11.0，将ANSYS与WORKBENCH整合在一起，同时引入了新的工具和技术，帮助用户更高效地完成工作，有效地将基于仿真的设计推到更广泛的应用领域。这个版本在CAE功能上引领现代产品研发科技，涉及的内容包括高级分析、网格划分、优化、多物理场和多体动力学。 立足于拥有世界上最多的用户，ANSYS 11.0不仅为当前的商业应用提供了新技术，而且在以下方面取得了显著进步。 （1）继续开发和提供世界一流的求解器技术； （2) 提供了针对复杂仿真的多物理场耦合解决方法； （3）整合了ANSYS的网格技术并产生统一的网格环境； （4）通过对先进的软硬件平台的支持来实现对大规模问题的高效求解； （5）继续改进最好的CAE集成环境-ANSYS WORKBENCH； （6）继续融合先进的计算流体动力学技术。ANSYS软件开发的核心目标就是提供给用户最高级和最可靠的适用于各行各业的仿真解决方案。下面的亮点展示了ANSYS 11.0的某些关键新技术，可以提高用户的效率，帮助各大企业用户继续拓展仿真在产品开发过程中的角色。 （1）加速多步求解 ANSYSVT加速器，基于ANSYS变分技术，是通过减少迭代总步数以加速多步分析的数学方法。这包括了收敛迭代和时间步迭代或二者的综合。收敛迭代的例子是非线性静态分析，不涉及接触或塑性，而时间步迭代指的是线性瞬态结构分析，二者组合的例子有非线性结构瞬态或热瞬态分析。 ANSYSVT加速器提供了2-10X的加速比，允许用户快速重新运行模型。具体的加速比受到硬件、模型和分析类型的影响。而且，这个工具在非线性或瞬态分析的参数研究中可以获得5-30X的加速。在使用ANSYS VT加速器之前，用户可以进行下列类型的改进。 修改、增加或移除载荷（约束不能更改，但是数值可以修改）； 材料和材料模型； 截面常数和实常数。 ANSYS VT加速器软件，使用ANSYS MECHANICAL HPC13的授权，可以应用于结构循环对称模态分析，以及高频电磁谐分析。ANSYS VT加速器可以结合ANSYS DESIGNXPLORER VT技术，实现更快速的参数化研究。 （2）网格变形和优化 对于很多单位，进行优化分析的最大障碍是CAD模型不能重新生成，特征参数不能反映那些修改研究的几何改变。通过与ANSYS WORKBENCH的结合，ANSYS MESH MORPHER（FE-MODELER的新增加模块）可以实现这个功能，甚至更多。 通过网格操作而不是实体模型，ANSYS MESH MORPHER对于来自于CAD的非参数几何数据，如IGES或STEP，以及来自于ANSYS CDB文件的网格数据，实现了模型参数化。将网格读入FEMODELER，并且产生对应于该网格的“综合几何”的初次配置。在ANSYS 11.0中，ANSYS MESH MORPHER提供了4种不同的转换：面平移、面偏置、边平移和边偏置。更多样的配置可以通过以上转换的组合实现。例如，一个圆柱表面的面偏置就等效于变更其半径。 这些转换决定了目标配置并自动定义转换参数。一旦确定，这些转换参数可以通过ANSYS DESIGNXPLORER VT14拟合方法来拟合，如KRIGING算法、非参数化退火算法和神经网络算法等。一旦拟合完成，可以使用 ANSYS DESIGNXPLORER VT中的能量优化技术找到最优值或者执行6 SIGMA分析设计。ANSYS MESH MORPHER为仿真驱动的产品开发打破了优化障碍。（3）流固耦合 在ANSYS WORKBENCH中，ANSYS和ANSYSCFX技术的集成取得了更大的进步。在ANSYS 11.0的ANSYS WORKBENCH环境中，用户可以完整地建立、求解和后处理双向流固祸合仿真。最新的版本也提供了单一后处理工具，可以用更少的时间解决更复杂的物理问题，并且扩展了仿真的应用领域。 利用ANSYS CFX软件的统一网格接口可以在ANSYS和ANSYS CFX之间传递FSI载荷，所有流固耦合问题的结果的鲁棒性和精度都获得了改进。界面载荷传递技术的突破，很明显的好处就在于让同一团队的FEA和CFD专家共享信息更方便。在ANSYS 11.0中流固祸合的领域也得到了扩展。 （4）涡轮系统一体化解决方案ANSYS WORKBENCH环境提供了旋转机械设计过程所需的几何设计和分析的集成系统。ANSYS WORKBENCH作为高级物理问题的集成平台，能够让设计人员建立旋转机械的模型，如水泵、压缩机、风扇、吹风机、涡轮、膨胀器、涡轮增压器和鼓风机。ANSYS解决方案集成到设计过程中，从而消除了中性文件传输、结果变换和重分析，使得CAE过程几周内就可完成了。 涡轮机械设计过程的第一步就是使用初始尺寸以获得概要设计，指定性能准则和尺寸约束。在ANSYS 11.0中，ANSYSBLADEMODELER中集成了PCA工程有限公司的专用于离心压缩机和水泵的初始尺寸软件。VISTA-CC是一个快速主干设计程序，它只需要压缩机的质量流量、压力比和几何约束，就可以获得压缩机草图、叶片和出口角度、速度三角形。它也提供了无量纲的性能参数，如设计决策所依赖的额定转速和额定流率。 1-D尺寸工具、自动网格、流线工具和自动报告生成器的引入，可帮助用户开发更好的旋转机械。 ANSYS承诺将持续为特定工业需求开发更强大的解决方案，以上的具体集成就是一个例子。 （5）统一网格技术 ANSYS 11.0提供给用户新的统一分网环境，帮助用户实现基于物理的网格划分解决方案，如机械、电磁、CFD或显式仿真。来自于ANSYS、ANSYS ICEM CFD和ANSYS CFX的一流网格几乎已经延伸到ANSYS WORKBENCH中，综合多种算法的优势，提供一个智能、灵活且鲁棒的网格划分能力。 基于预定义的物理过滤器，各种控制自动定义了，如网格尺寸、网格过渡、网格均匀性、划分速度、网格质量和曲率的细化控制等。如果必要，高级用户控制选项可用来使用。划网的智能特性提供了灵活的附加控制，帮助初级用户为了改进求解速度或精度而得到适合于物理问题的良好网格。多重网格控制方法及高级选项，提供了备份网格划分方法；以改善网格划分的整体鲁棒性。 在ANSYS 11.0中，共同网格对象已经实现了为多个应用之间的交互提供附加的灵活性，这为求解器（FSI、隐式显式等）之间的交互提供了增强的双向通信，同时也提供了网格划分的统一方法。这个共同网格对象保证了在ANSYS WORKBENCH框架中集成第三方的划网功能。 ANSYS ICEM CFD和AI ENVIRONMENT 11.0中的创新在于多区域体网格划分工具，它可用于空气动力学中。新的网格划分方法提供了对块（结构网格方法）的灵活控制，是易于使用的自动（非结构化）网格方法。半自动多区网格算法允许用户在面和体上对网格进行总体控制，边界上通过映射或扫描块提供了纯六面体网格，而内部过渡到四面体或六面体为主的网格。映射、扫描和自由划分技术为模型中最重要区域的结构化六面体网格划分提供了自由，可以保证用较少的精力得到高质量的自动化网格。 ANSYS ICEM CFD和AI ENVIRONMENT 11.0产品也回答了古老的问题：“我应该用四面体划网还是花更多的时间用六面体划网”。相对于传统的四面体网格算法，新的体一拟合笛卡儿划网方法可以用更少的时间划分纯六面体网格。包含四面体和金字塔形状的混合网格划分方法减少了限制，并且提供了更容易的方法编辑网格。这个方法产生的六面体网格的统一性更适合于显式碰撞分析，或者任何六面体网格更适合的分析。 （6）线性和非线性动力学 在ANSYS 11.0中，ANSYS巩固了它的高级动力学分析能力，并扩展到ANSYS WORKBENCH中。线性和非线性结构动力学和应力分析，现在已经无缝地集成到了ANSYS WORKBENCH仿真环境中，使得刚体和柔体的频率响应和时间历程动力学集成在了一起。在一次设置中，用户现在能够选择一系列的力学行为，如线性、高级非线性、完全刚体和完全柔体，以及它们的组合。其他特征包括支持简单和复杂的连接和约束，基于几何的自动连接侦测，非线性材料和接触、运动学分析，以及与CAD系统的相关性。扩展的ANSYS动力学使得以下分析更为理想。 交互式的零件和装配体连接的定义和验证； 纯刚体假设下的装配体动力学响应； 纯刚体假设的潜在缺陷的识别。 （7）显式动力学ANSYSAUTODYN软件是与众不同的通用显式分析工具，适合于固体、流体和气体及其交互的非线性动力学模拟。在ANSYS 11.0中，ANSYSAUTODYN第一次作为ANSYS WORKBENCH环境下的集成工具。ANSYSAUTODYN与ANSYS MESHING及ANSYS的紧密结合，提供了一个只有通过显式动力学结果才可以做出快速决策的环境。 ANSYSAUTODYN的图形化界面易于使用，并且完全集成进入ANSYS WORKBENCH，可以建立、运行和后处理如下的问题。 关联来自于CAD工具或ANSYS DESIGNMODELER的实体几何； 计算结构动力学的有限元求解器； 快速CFD的有限体积求解器； 高速、大变形和破碎的无网格粒子求解器； 解决包括FE, CFD和SPH祸合的多物理场祸合； 结构响应和祸合热动力学的材料模型； 在共享和分布式内存系统上的串行和并行计算。此外，ANSYS在其他方面也得到了增强。比如，在结构块对接触问题得到了增强；改进了Drucker-Prager材料，预应力现在可以通过初始条件来定义；可以定义随速度和加速度变化的载荷。在耦合场分析中，可以考虑旋转结构的科里奥利（Coriolis）影响。ANSYS还新增加有CONTA 177、COMBI214, SHELL281、REINF265单元，对部分单元也做了相关的修改和删除等。4.2 轻型货车有限元模型的处理该轻型载货汽车车架，是由两根冲压成型的槽型纵梁和横梁通过焊接而成的梯形结构。前后等宽，宽度为740mm。设计原则是满足足够强度和合理刚度的情况下尽量简化结构，降低成本。纵梁采用了抗弯强度较大，同时也有利于管线布置的槽型断面纵梁。从简化工艺，满粗总不值得需要出发，纵梁设计成平直截面段（mm）采用DL510，屈服强度为320N/mm2。同时为保证车架总成具有合理的扭转刚度，横梁皆采用冲压槽型结构，材料也尽可能采用同一品种和规格15。车架的有限元模型是进行车架分析的基础。建立车架有限元模型，就是根据所研究的问题的具体情况，选择合适的有限元单元，对车架进行离散化，给这个模型赋予合适的材料属性。进行边界条件的模拟，进行模型的调试，最后提供一个具有可靠精度的车架仿真模型的过程。具体车架建模布置图如图4.1所示。 图4.1车架建模4.2.1 车架几何数据处理 将在Pro/E中建立好的车架模型导入ANSYS软件前，为了建立优质的有限元模型，需要对几何模型进行必要的简化。因为有限元建模的主要任务之一就是在尊重实际和不影响计算精度的情况下，力求使有限元模型的单元和节点数较少，以减少计算的工作量，同时还要保证单元的质量。因此，网格划分前应该对几何模型进行适当的简化：（1）由于导入的模型具有丰富的几何信息：细小尺寸、尖叫、倒角、和小尺寸的圆孔，这些的存在会使网格划分中单元尺寸急剧变化导致单元的恶化和单元数量的剧烈增加。（2）对结构的细微环节进行适当简化，对结构整体性能影响很小。在进行结构简化时应坚持如下原则：对所关心的部位少简化或不简化，对远离所关心的部位的区域，可在不影响分析的情况下做较大简化16。4.2.2 网格划分的基本原则划分网格是建立有限元模型的一个重要环节，它要考虑的问题较多，需要的工作量较大，所划分的网格形式对计算精度和计算规模将产生直接影响。为建立正确、合理的有限元模型，在划分网格时应满足以下一些基本原则17。（1）网格数量网格数量的多少将影响计算结果的精度和计算规模的大小。网格数量增加，计算精度会有所提高，但同时计算规模也会增加耗费更多的计算资源和时间，所以在确定网格数量时应权衡两个因素综合考虑。在决定网格数量时应考虑分析数据的类型。在静立分析时如果仅仅是计算结构变形，则网格数量可以少一些。如果需要计算应力，则应取相对较多的网格。（2）网格疏密网格疏密是指在结构不同部位采用大小不同的网格，这是为了适应结构上不同应力分布特点。划分疏密不通的网格主要用于应力分析，在应力变化梯度较大的部位（如应力集中处）为了较好地反应应力分布规律，需要采用比较密集的网格。而在应力变化梯度较小的部位，为减小模型规模则应划分相对稀疏的网格。采用疏密不同的网格划分，既可以保持相当的计算精度，又可以减小计算规模和时间18。4.2.3 网格的质量控制网格质量是指望个几何形状的合理性。网格质量好坏影响计算精度。网格质量可用内角、长宽比、扭转角、翘曲角、弦高比、雅克比率等指标度量。以下介绍四边形单元的质量控制指标：（1）长宽比即最大边长与最小边长之比：在进行网格划分时将长宽比控制在5：1以内，否则会导致误差偏高。（2）扭曲角，如图4.2所示，对应边中点连线的夹角中最小的余角： 图4.2扭曲角（3）翘曲角，如图4.3所示，一次延对角线将四边形分为两个三角形，寻找这个三角形所在面构成夹角的最大夹角，该角即为翘曲角（Warp Angle）。 图4.3翘曲角在建模过程中应保持翘曲角的值不大于设定值（4）弦高比，即单元各边中点与该点在对应面上的投影点的距离值（5）雅克比率，如图4.4所示，单元内各个积分点雅克比矩阵值中的最小值与最大值之比。 图4.4雅克比4.3 车架弯曲工况分析4.3.1 弯曲工况下的约束与载荷根据静力等效原则，将发动机、驾驶室、驾乘人员、等各部件的质量对车架的作用向其在车架上的作用点（安装点）简化为车架上集中载荷;货厢的质量与装载质量之和对车架的作用按货厢与车架的实际接触面积计算简化为车架上的均布载荷。主要载荷如表4.1所示。 表4.1 各部件质量部件名称质量（kg）部件名称质量（kg）驾驶室550车厢及载荷 2020驾乘人员200 侧冷凝器20 发动机500备胎 70油箱100 蓄电池40 有限元分析模型的4个支撑点分别取在4个车轮的轮心。车架弯曲工况边界条件如表4.2所示。表4.2 弯曲工况边界条件弯曲工况左前轮左后轮右前轮右后轮约束自由度X，ZZX，Y，ZY，Z释放4点的全部转动自由度 4.3.2 弯曲工况结果分析 弯曲工况的应力分布如图4.5所示，车架的最大应力133.9MPa出现在第三跟横梁的发动机后安装点处，从图中可以看出车架在弯曲工况下应力分布均有，应力值远小于材料DL510的许用应力350MPa。由图4.6所示应力区域较集中在第二和第三横梁之间，由于此处安装发动机以及传动系部件，因而两根横梁之间的间距较大，并且载荷较集中，因而在二、三横梁之问的纵梁上产生相对较大应力，但在弯曲工况下总体的应力值较低。在弯曲工况下的变形如图4.7所示,可见最大位移发生在第三横梁6.045mm，车架的变形比较平滑。 图4.5 弯曲工况的应力云图 图4.6 纵梁局部云图 图4.7弯曲工况位移云图4.4 车架扭转工况分析4.4.1 扭转工况下约束与载荷车架在扭转工况下边界条件如表4.3，有限元分析模型的4个支撑点分别取在对应4个车轮的轮心。释放右前轮的所有自由度，模拟右前轮悬空的车架扭转工况。扭转工况下所受载荷与弯曲工况下相同，均按照满载在相应安装位置添加。表4.3 扭转工况边界条件扭转工况左前轮左后轮右前轮右后轮约束自由度X，Y，ZY,ZX,ZX释放4点的全部转动自由度4.4.2 扭转工况结果分析车架在扭转工况下的最大应力为348.9MPa出现在纵梁的前板簧前吊耳安装处，如图4.8所示。 图4.8 扭转工况应力云图由于右后轮悬空而且在满载情况下因而车架受到较大的扭矩，并且从车架模型可以看出板簧的前吊耳与纵梁的接触面积较小，第三横粱与纵粱连接处也产生较高的应力如图4.9。 图4.9扭转工况位移云图4.5 车架制动工况分析4.5.1 车架制动工况下约束与载荷车架在制动工况下边界条件如表4.4，有限元分析模型的4个指正点分别取在对应4个车轮的轮心。制动工况所受载荷除了垂直向下的重力外还有延行驶方向上的惯性力，因而在Z方向上的载荷与弯曲工况下相同，并添加一X方向上的惯性力载荷。表4.4 制动工况边界条件制动工况左前轮左后轮右前轮右后轮约束自由度X，ZZX，Y，ZY，Z释放4点的全部转动自由度 4.5.2 制动工况结果分析在制动工况下，最大应力在前板簧后吊耳处最大值为189.35Mpa如图4.10所示。 图4.10制动工况应力云图在第三横梁与板簧吊耳附近纵梁的上下端均产生了较高的应力，分析可知这里的载荷较为集中(驾驶室的后支撑安装位置)，在重力和惯性力的共同作用下所受弯矩较大，由于第三和第四横梁是帽型结构，纵梁的弯曲刚度急剧变化，变形的梯度较高如图4.11，同时为了安装工艺的需要在这里开孔较为密集，因而虽然这里的最大应力小于屈服极限应力350Mpa，但高应力较为集中是车架容易破坏的地方。修改这里的安装孔位置并且在纵梁相应处安装腹板能够很好的改善这里的应力分布情况。 图4.11制动工况Z向位移云图 4.6 本章小结本章通过对以上3种工况的静态有限元分析，并且分析了各种工况下不同高应力区产生的原因。从中确定了最大弯曲应力133.9350Mpa,最大扭转应力348.9350Mpa，最大制动应力189.35 A21.2 The torsional rigidity of automobile frame The torsional rigidity of automobile frame for automobile wheelbase refers to the length of the torsional units within the torque required Angle, or for the torque and axle space within the length of the corner. The unit of automobile frame of torsion bar is equivalent to bending stiffness. From the structure of automobile frame, and part of the torsional rigidity of large and middle should be small. After the cab around before a frame of the torsional rigidity of engine and some beneficial cab mount. After the cab around from suspension after this period before the torsional rigidity of frame should be small to buffer, avoid, reduce the load on the chassis and suspension system, and improve the load on the road in different ground. The torsional rigidity calculation normally frame of relative torsional horn before below. When the car wheel was a bump up the road, the axis twisting frame between Angle： A3Type: with its horns that road roughness twist, For the torsional rigidity, The suspension system (including wheel) horn stiffness.2 auto frame static analysis2.1 The static stress analysis of automobile frameAccording to the requirements of automobile frame and frame design rules for certain, itself of automobile frame were static stress analysis 4. According to the number of constraints into 4 points and eight constraint two cases of static stress analysis frame 5. The automobile loading 2.5 t, weight, total weight for 1.4 t 3.9 t.Auto frame longitudinal section for the maximum bending stress： A4But the longitudinal bending stress of automobile frame materials should not exceed the allowable stress RR = A5Type: for yield limit, frame materials for 16Mn values for general, 340-360 MPa, N is for safety coefficient, general value 1.4. So the biggest auto frame longitudinal section bending stress in 242.9 257.14 between MPa.1) eight constraint conditions of static8 points in the static condition refers to the constraints of automobile frame &leaf spring around eight position constraints, and analyzes its static bending stiffness. The constraints, all bound for each position freedom 6. A1: constraint condition at 8:00 in certain parts of automobile frame on the vertical displacements of the largest 1.193 mm. According to this frame in the condition of stress contours, frame for the maximum stress 240.5 MPa, this value is less than the longitudinal section of automobile frame the maximum bending stress.2) 4 constraint static conditionAt the lower bound &leaf spring four position, the constraint, all bound for each position. Through the simulation calculation of displacement map and frame get 2.5 t truck in spring plate under the vertical displacement. In this, by A2 automobile frame under the condition of the vertical displacement 60.3 mm, car after the cab around before the vertical displacement 4.85 mm, steel spring local vertical displacement 47.46 maximum mm. In the condition of the maximum displacement mainly embodied by &leaf spring deformation. At this time, the maximum stress frame for 202.3 MPa, the value of the longitudinal section of automobile frame is less than the maximum bending stress.2.2The torsional rigidity of automobile frameDue to the frame, and not the non-equal longitudinal beam is not the same section decorated equidistance, frame of the torsional rigidity is not a constant frame length 7. According to the design requirement and the actual situation of frames are analyzed and torsional rigidity check 8. The torsional rigidity of automobile frame, front place into ShiJiaLi analysis in front and rear pressure constraint imposed constraints and rear ShiJiaLi two circumstances. For the car in front, rear frame of central and torsional rigidity check respectively.2.2.1The torsional rigidity of automobile frame ammeters analysisThe torsional rigidity of automobile frame usually refers to the front part which according to the frame between torsional rigidity. In the analysis of automobile frame of torsional rigidity, divided into two parts. The first part of ShiJiaLi 1,000 kg in front, rear wheels, exert constraints in m. The second part is bound to front, rear wheel on ShiJiaLi 1,000 kg, m.1) in front, rear placeThrough calculation shows that in automobile cabin, left after wai vertical displacements of the largest 7.033 mm, rear frame right-side vertical displacements of the largest 7.012 mm, see the A3. Therefore the corner for frame：Angle for stiffness：2) in front, rear in strengthThrough calculation shows that in the left posterior automobile frame, vertical displacements of the largest 8.395 mm, rear frame right-side vertical displacements of the largest 8.330 mm, see A4. So the corner behind the frame forAngle for stiffness：2.2.2 torsional rigidity of automobile frameFrom the perspective of automobile frame design and its torsional rigidity of automobile frame can be roughly divided into central, rear and front. For the car in front, rear frame of central and torsional rigidity check respectively.1）the torsional rigidity of automobile frameThe cab is refers to the frame around it, before after bigger, because this a rigid suspension and steering there. If the frame is relatively soft, when will influence to the frame deformation caused FaPiao vehicle geometry characteristic, when serious control. Conversely, if the period for the automotive, flexible steering stability. Especially the front by independent suspension frame, the rigid must be sufficient. In the analysis, the front, in the constraints imposed after the cab around 1,000 kg in, m torque. Through calculation and analysis, the results shown that the A5.Through calculation shows that in automobile cabin, left after wai vertical displacements of the largest 2.960 mm, rear frame right-side vertical displacements of the largest 2.943 mm. Reason corner：Angle for stiffness：2) central torsional rigidity of automobile frameThere shall be a certain amount of central frame flexible. Frame by bending and torsional loads in large frame deformation, mostly in this part. If the frame has certain flexibility, can occur when the torsion bending and in play, also can avoid buffer role stress concentration and prevent partial damage. Central to the torsional rigidity calculation of automobile frame, need, after the cab around the car in front suspension on 1000 kg, m torque.Through calculating the dentin: vertical position, left for the maximal displacement 0.799 mm, rear frame right-side vertical displacements of the largest 0.796 mm, A6. For this corner：Angle for stiffness：3) car rear frame torsional rigidity checkBecause of the automobile suspension stability and comfort is relatively large, need to have larger rear frame rigid. If this big, automobile perturbation of lateral stability, rear axle shaft to may change. In computing, constraints in front plate after spring, auto frame, m torque exerted 1000kg back.Through calculation shows that the automobile rear frame the maximal displacement of vertical direction left for 1.548 mm, rear frame right-side vertical displacements of the largest 1.550 mm, A7. Reason behind the frame Angle forAngle for stiffness：After checking computation of automobile frame: the stiffness of the posterior hind, more than the central, the stiffness of automobile frame of torsional rigidity and meet the design requirements.3 epilogueUsing the finite element method of automobile frame of the static stress analysis and torsion stiffness analysis. Through the analysis of the static stress in 8: under the condition of constraint conditions or in 4 points, automobile frame were less than the maximum stress of automobile frame longitudinal section of the maximum bending stress. According to the design requirements and actual condition of frame for torsional rigidity analysis, the results shows that the torsional rigidity and Angle stiffness comply with the design requirements. After checking computation of automobile frame, front, rear back than rigidity than the central, this car stiffness of torsional rigidity condition of frame meet requirements. Comprehensive consideration of automobile frame, the stiffness of the static stress design and satisfy requirement, and with the actual test results conform to verify the effectiveness of the proposed method and accuracy.References1 RuLi hong hua. Heavy truck chassis dynamics analysis J.journal of vehicles and power technology, 2001 (2) : 40-44.2 ZhangTieShan, HuJianLi, TangYun. Light auto frame dynamic finite element analysis J. Journal of nanjing university of science and technology, Christian (6) : 588-591.3 in Ming Chen, ZhuangJiDe. Auto frame calculation method and structural optimization variables J.journal of automotive engineering, 1996,18 (5) : 285-300.4 LiDeXin, LvJiangTao, should SX360 dump truck chassis kam spring. Abnormal fracture analysis of the causes of automotive engineering J. J, (4) : 345-352.5 YinHuiJun, WeiZhiLin ShenGuangLie, the finite element analysis frame. Van J.journal of mechanical design, 2005,22 (11) : 26-28.6LiJun, YuXueBing, zhang kun. 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Journal of agricultural engineering, externally (1) : 34-37.A1The contour plot of displacement under eight-location constrained static condition A2The contour plot of displacement under the static bend conditionA3Vehicle frame analysis under the torsion condition (1)A4Vehicle frame analysis under the torsion condition (2)A5Front frame analysis under the torsion conditionA6Middle frame analysis under the torsion conditionA7Rear frame analysis under the torsion condition基于有限元的汽车车架静态分析摘要:建立汽车车架CAE模型,对其进行静应力分析、扭转刚度计算与校核。静应力分析分为4点约束和8点约束静态弯曲计算两种。在计算扭转刚度时,分别进行前轮处约束、后轮施加力与前轮施加力、后轮约束的扭转刚度计算。在校核扭转刚度时,对车架分前、中、后三部分进行,分别算出相应部分转角和角刚度。通过分析计算,可知
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