某货车车架轻量化设计【三维CATIA】【含9张CAD图纸+PDF图】
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某货车车架轻量化设计摘 要本文针对汽车公司设计生产的重型车进行车架设计，结合工程理论和实际，从静态和模态两方面对该重型车车架的力学性能进行了评估，并完成了该车架的结构参数轻量化设计，研究内容包括： （1）进行车架设计； （2）采用CATIA和ANSYS软件建立了该车架基于壳单元的有限元模型， 分别对满载弯曲和满载扭转两种典型工况下的车架静强度进行了计算与分析； （3）开展了该车架的有限元模态分析，给出了该车架结构的前十阶固有频率和模态振型； （4）利用ANSYS的参数化优化方法对车架进行了结构优化设计，在保证刚度和强度的前提下，达到了轻量化的目的。 本文的研究工作对企业在重型车的设计检验、改造和优化等方面具有重要的参考价值和指导意义。关键词：车架 轻量化设计 有限元法 Ansys软件 结构分析 优化设计目 录摘 要IAbstractII第 1 章 绪论11.1 本课题研究的目的和意义11.2 国内外研究现状概述21.3 本文主要研究内容3第 2 章 车架设计52.1 设计目标车辆主要参数52.2 车架结构的确定52.3 车架结构形式的设计62.3.1 车架宽度的确定62.3.2 车架纵梁形式的确定62.3.3 车架横梁形式的确定62.3.4 车架纵梁与横梁连接型式的确定72.4 车架的受载分析72.4.1 静载荷82.4.2 对称的垂直动载荷82.4.3 斜对称的动载荷82.4.4 其它载荷82.5 弯曲强度计算时的基本假设92.6 轴荷分配92.7 纵梁的弯矩和剪力的计算102.8 车架材料的确定122.9 纵梁截面特性的计算132.10 弯曲应力计算与校核132.11 临界弯曲应力的计算和校核132.12 横纵梁尺寸142.12.1 纵梁142.12.2 横梁142.12.3 连接板142.13 CATIA三维实体建模142.14 本章小结15第 3 章 车架的静强度计算与分析163.1 车架有限元建模173.2 车架基本载荷和工况的确定173.3 各工况下的强度计算183.3.1 满载弯曲工况183.3.2 满载扭转工况203.4 计算结果分析213.5 本章小结22第 4 章 车架模态分析234.1 模态分析的基本理论234.2 模态分析计算结果244.3 计算结果分析284.4 本章小结29第 5 章 车架轻量化设计315.1 优化设计的概念315.2 优化设计的数学模型及构成要素315.3 载货车车架的尺寸优化设计345.3.1纵梁345.3.2横梁355.3.3连接板365.4 优化结果的检验365.5 本章小结36结论38致 谢39参考文献40- III -第 1 章 绪论1.1 本课题研究的目的和意义汽车问世百余年来，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2、3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1，例如，一、能源问题，每年汽车的石油消耗量保持在近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。目前世界汽车的保有量超过6亿辆，每年新生产的各种汽车约3500万辆，汽车每年的石油消耗量约占世界每年石油产量的一半以上。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，车辆轻量化是降低能量消耗的有效措施之一，资料表明，车重减轻10%，燃油消耗可降低6%-8%2。普遍认为客车、货车的车架骨架质量占整车质量的60%，对于专用车，车架所占的质量比例则更大，因此减小车架质量可为车辆轻量化提供最大的潜力3。轻量化还可以减少原材料的消耗，降低车辆的生产成本。本课题就是在上述背景下提出的，目的在于研究载货车车架结构使之受力合理，等强度及等寿命设计。对重型车的车架进行以减轻自重为目标的结构优化，提出车架的轻量化方案，在保证承载能力的前提下有效降低质量，一定程度上起到节能的作用。最终达到保证载货车在性能和功能不受影响或有所提高的情况下，减轻载货车车架质量。1.2 国内外研究现状概述受到能源和环境保护的压力，世界汽车工业很早就开始了轻量化的研究。虽然应用轻金属、现代复合材料是现代车辆轻量化研究的热点之一，但是这些新材料应用在主要承载部件上的成本较高，因此在短时间内很难普及4。另一方面，车辆的传统材料钢材，由于其强度高、成本低、工艺成熟，并且是最适于回收循环利用的材料，因此利用钢材实现轻量化的可能性备受关注5。1994年,国际钢铁协会成立了由来自全世界18个国家的35个钢铁生产企业组成的ULSAB(Ultra-Light Steel Auto Body)项目组，其目的是在保持性能和不提高成本的同时，有效降低钢制车身的质量6。ULSAB项目于1998年5月完成，其成果是显著的。ULSAB试制的车身总质量比对比车的平均值降低25%，同时扭转刚度提高80%，弯曲刚度提高52%，一阶模态频率提高58%，满足碰撞安全性要求，同时成本比对比车身造价降低15%7。从1997年5月启动的ULSAC (Ultra-Light Steel Auto Closures)、ULSAS(Ultra-Light Steel Auto Suspension)和1999年1月启动ULSAB_AVC(AdvancedVehicle Concepts)为ULSAB的后续项目，也在轻量化研究上取得很大成8。除了以上提到的国际上著名的四个轻量化项目外，全世界范围内对基于结构优化的轻量化技术也进行了大量的研究。韩国汉阳大学J.K.Shin、K.H.Lee、S.I.Song和G.J.Park应用ULSAB的设计理念和组合钢板的工艺，对轿车前车门内板进行了结构优化，成功地使前车门内板的质量减重8.72%，此技术己在韩国一家汽车企业中得到应用9。通用汽车公司的R.R.MAYER、密西根大学的N.KIKUCHI和R.A.SCOTT应用拓扑优化技术以碰撞过程中最大吸收能量为目标对零件进行优化设计。此技术已应用到一款轿车的后围结构上10。瑞典Linkoping University的P.O.Marklund和L.Nilsson从碰撞安全性角度对轿车B柱进行了减重研究。研究以B柱变形过程中的最大速度为约束变量，以B柱各段的厚度为优化变量，以质量为优化目标，实现在不降低安全性能的条件下减重25%11。美国航天航空局兰利研究中心的J.Sobieszczanski Sobieski和SGI公司的S.Kodiyalam以及福特汽车公司车辆安全部门的R.Y.Yang共同进行了轿车的BIP(Body In Prime)基于NVH(噪声、振动、稳定性)和碰撞安全性要求下的轻量化研究，实现了在不降低性能的条件下减重15Kg12。从上面的文献中,可知国外的汽车结构轻量化研究主要可分为四类: （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）利用硬件优势，大量考虑动态过程(如碰撞、振动过程)中的各种约束，对尺寸参数进行优化而得到轻量结构，主要强调安全性； （4）提出和应用新的现代优化算法，并引入到结构轻量化过程中。国内对基于结构优化的车辆轻量化研究开展也很多，在车架的轻量化方面，吉林工业大学的黄金陵曾经在对影响车架结构强度和刚度的因素进行理论分析的基础上，运用惩罚函数法得到了汽车车架各梁截面参数的最佳值。河北工学院的冯国胜曾经在有限元分析的基础上，采用复合形法和罚函数法对汽车车架结构参数进行了实例优化计算。此外，国内对轿车和客车的结构轻量化做了大量的研究。由国内外的研究现状可以看出，目前国内外对车辆的轻量化都主要集中在车身上，对车架的轻量化研究也集中在对轿车和客车的研究，真正将轻量化应用到重型车和专用车结构方面的还相当少。对于车架占据绝大部分质量的专用车辆来说，减小其车架质量可为车辆轻量化提供最大的潜力挖掘空间。依据国内外研究现状，目前对轿车和客车骨架应用有限元法进行静力分析和模态分析，并在此基础上对结构进行分析和改进己是常用的技术手段，但对于一些需求量相对较少，产量不高的重型车和专用车，有限元技术还没有得到广泛使用。本文将有限元法引入重型专用车的设计、分析和结构优化工作中，既解决企业设计生产过程中的实际问题，也有较高的应用价值。1.3 本文主要研究内容本文的研究对象为载重汽车车架，论文的任务侧重于对车架的结构有限元分析，完成其轻量化设计研究。主要内容包括：1. 车架设计 参照载重汽车相关参数进行车架设计；2. 车架有限元建模先在CATIA中建立其三维几何模型，在此基础上利用ANSYS建立其有限元模型及边界条件；3. 典型工况下车架静态分析根据实际车架受力情况对车架进行加载,分析各种工况下车架的静态强度和刚度,对静态性能进行评估；4. 车架模态分析 运用ANSYS对车架进行有限元模态分析，得到车架的前十阶固有频率和固有振型，为改进结构设计提供理论依据。5. 车架质量的优化设计在满足强度和刚度的前提下，使其质量尽可能小，并做优化后的结构分析，检验方案的可行性。第 2 章 车架设计2.1 设计目标车辆主要参数参考车型：载货汽车详细参数：外形尺寸（长宽高）：1198024703350mm货箱栏板内尺寸：95002294800 mm总质量：29400 kg 整备质量：11405 kg额定载质量：17800 kg 接近角/离去角：32/20前悬/后悬：1250/2530、3230 mm 轴距：1900+5000+1300mm最高车速：90 km/h 轴数：4 前轮距：1950 mm 后轮距：1860 mm弹簧片数：（前/后）9/9/10 2.2 车架结构的确定车架承受着全车的大部分重量，在汽车行驶时，它承受来自装配在其上的各部件传来的力及其相应的力矩的作用。当汽车行驶在崎岖不平的道路上时，车架在载荷作用下会产生扭转变形，使安装在其上的各部件相互位置发生变化。当车轮受到冲击时，车架也会相应受到冲击载荷。因而要求车架具有足够的强度，合适的刚度，同时尽量减轻重量。本设计选用边梁式车架。用于载货汽车的边梁式车架，由两根相互平行但开口朝内、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以根据应力情况相应地缩小。车架宽度多为全长等宽。 选取的方案的优点： 边梁式车架由两根纵梁的若干根横梁组成，该结构便于安装驾驶室、车厢和其它总成，被广泛用在载重货车、特种车和大客车上。2.3 车架结构形式的设计2.3.1 车架宽度的确定车架的宽度是左、右纵梁腹板外侧面之间的宽度。车架前部宽度的最小值取决于发动机的外廓宽度，其最大值受到前轮最大转角的限制。车架后部宽度的最大值主要是根据车架外侧的轮胎和钢板弹簧片宽等尺寸确定。为了提高汽车的横向稳定性，希望增大车架的宽度。通常，车架的宽度根据汽车总体布置的参数来确定，整车宽度不得超过2.5m。本设计方案取车架的宽度为860mm。2.3.2 车架纵梁形式的确定车架的纵梁结构，一方面要保证车架的功能，另一方面要满足整车总体布置的要求，同时形状应尽量简单，以简化其制造工艺。纵梁的长度一般接近汽车长度，其值约为1.41.7倍汽车轮距。根据本设计的要求，再考虑纵梁截面的特点，本方案设计的纵梁采用上、下翼面是平直等高的槽形钢。纵梁总长为11500mm。优点：其结构简单，工作可靠，有较好的抗弯强度，便于安装汽车部件，不仅能降低工人工作强度，而且其造价低廉，有良好的经济性，将广泛地用于各种载货汽车上。2.3.3 车架横梁形式的确定车架横梁将左、右纵梁连接在一起，构成一个框架，使车架有足够的抗弯刚度。汽车主要总成通过横梁来支承。载货汽车的横梁一般有多根横梁组成，其结构和用途不一样。本设计课题是关于重型车车架结构设计，采用开口断面，大小共11根横梁，各根横梁的结构及用途如下：第一根横梁断面形状为槽型，用来支撑水箱。第二根横梁为发动机托架，为防止其与前轴发生碰撞几干涉，故将其安排放在发动机前端，其形状就是近似元宝的元宝梁，此种形状有较好的刚度。第三根横梁为驾驶室的安装梁。用于驾驶室后部的安装，将其结构做成上拱形。第四、五、六根横梁用作传动轴的支承，其断面形状为槽形，为了保证传动轴有足够的跳动空间和安装空间。第七、九根横梁分别在后钢板弹簧前、后支架附近，它们所受到的力或转矩都很大。它们的断面形状也是采用槽形。第十根横梁不仅要承受各种力和力矩的作用，还要作为安装备胎的的安置机构。它的断面形状为槽型。第十一根横梁为后横梁，其将左、右纵梁连接在一起，构成一个框架，使车架有足够的抗弯刚度。其断面形状为槽形。2.3.4 车架纵梁与横梁连接型式的确定纵梁和横梁的连接方式对车架的受力有很大的影响。大致可分有以下几种： （1）横梁和纵梁的腹板相连接； （2）横梁同时和纵梁的腹板及任一翼缘（上或下）相连接； （3）横梁同时和上、下翼缘相连接。横梁和纵梁的固定方法可分为铆接、焊接和螺栓连接等方式。本设计方案中，横梁与纵梁的连接形式大体都使用螺栓连接。总之，车架结构的设计要充分考虑到整车布置对车架的要求及企业的工艺制造能力，合理选择纵梁截面高度、横梁的结构形式、横梁与纵梁的联接方式，使车架结构满足汽车使用要求。以达到较好的经济效益和社会效益。 2.4 车架的受载分析汽车的使用条件复杂，其受力情况十分复杂，因此车架上的载荷变化也很大，其承受的载荷大致可分为下面几类：2.4.1 静载荷车架所承受的静载荷是指汽车静止时，悬架弹簧以上部分的载荷。即为车架质量、车身质量、安装在车架的各总成与附属件的质量以及有效载荷（客车或货物的总质量）的总和。2.4.2 对称的垂直动载荷这种载荷是当汽车在平坦的道路上以较高车速行驶时产生的。其大小与垂直振动加速度有关，与作用在车架上的静载荷及其分布有关，路面的作用力使车架承受对称的垂直动载荷。这种动载使车架产生弯曲变形。2.4.3 斜对称的动载荷这种载荷是当汽车在崎岖不平的道路上行驶时产生的。此时汽车的前后几个车轮可能不在同一平面上，从而使车架连同车身一同歪斜，其大小与道路不平的程度以及车身、车架和悬架的刚度有关。这种动载荷会使车架产生扭转变形。2.4.4 其它载荷汽车转弯行驶时，离心力将使车架受到侧向力的作用；汽车加速或制动时，惯性力会导致车架前后部载荷的重新分配；当一个前轮正面撞在路面凸包上时，将使车架产生水平方向的剪力变形；安装在车架上的各总成（如发动机、转向摇臂及减振器等）工作时所产生的力；由于载荷作用线不通过纵梁截面的弯曲中心（如油箱、备胎和悬架等）而使纵梁产生附加的局部转矩。综上所述，汽车车架实际上是受到一定空间力系的作用，而车架纵梁与横梁的截面形状和连接点又是多种多样，更导致车架受载情况复杂化。2.5 弯曲强度计算时的基本假设为了便于弯曲强度的计算，对车架进行以下基本假设：1、因为车架结构是左右的对称的，左右纵梁的受力相差不大，故认为纵梁是支承在汽车前后轴的简支梁。2、空车时的簧载质量（包括车架自身的质量在内）均匀分布在左右二纵梁的全长上。其值可根据汽车底盘结构的统计数据大致估计，一般对于轻型和中型载货汽车来说，簧载质量约为汽车自身质量的2/3。3、汽车的有效载荷均匀分布在车厢全长上。4、所有作用力均通过截面的弯曲中心。2.6 轴荷分配由上述假设，简化后车架结构如图2-1所示。图2-1 车架结构简化图 （2-1） 式中 F1汽车受满载静载荷时，前一轴地面反力（kN）； F2汽车受满载静载荷时，前二轴地面反力（kN）； F3汽车受满载静载荷时，后一轴地面反力（kN）； F4汽车受满载静载荷时，后二轴地面反力（kN）； La前一二轴轴距，1.9 m； Lb前二后一轴轴距，1.9 m； Lc后一二轴轴距，1.9 m； Ld质心位置距前一轴距离，1.9 m； mg汽车满载时所受静载荷（kN）；将数据代入公式（2-1）可得：F1为58.8 kN，F2为88.2 kN，F3为58.8 kN，F4为88.2 kN。 2.7 纵梁的弯矩和剪力的计算将纵梁简化为一个三跨连续梁，如图2-2所示。图2-2 纵梁受力简化图对连续梁的每一个中间支座都可以列出一个三弯矩方程，如公式2-2。 （2-2）式中 Mn-1、Mn、Mn+1各支座上梁截面的弯矩（kNm）； ln-1、ln、ln+1连续梁各跨距离（m）； n-1、n、n+1各简支梁在载荷作用下的弯矩图面积（kNm2）； an-1、an、an+1各简支梁在载荷作用下的弯矩图面积的形心的 位置（m）。基本静定系的每个跨度皆为简支梁，这些简支梁在载荷作用下的弯矩图如图2-3所示。图2-3 简支梁弯矩图梁在左端有外伸部分支座0上梁截面的弯矩M0为-4 kNm。将数据代入公式2-2可得：支座1上梁截面的弯矩M1为-9.9 kNm，支座2上梁截面的弯矩M2为-9.8 kNm。求得M1和M2以后，连续梁三个跨度的受力情况如图2-4所示。图2-4 受力情况图可以把它们看作是三个静定梁，而且载荷和端截面上的弯矩都是已知的。将每一跨的剪力图和弯矩图连接起来就是连续梁的剪力图和弯矩图，如图2-5和图2-6所示。图2-5 剪力图图2-6 弯矩图因此，汽车受到的最大弯矩Mdmax为81.6 kNm，最大剪力Qdmax为83.96kN.2.8 车架材料的确定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。这次设计，采用Q345（16Mn）钢板制造车架。2.9 纵梁截面特性的计算 车架纵梁和横梁截面系数W按材料力学的方法计算。对于槽形断面，断面系数W为 （2-3） 式中 t纵梁厚度，取20mm； b纵梁宽度，取90mm； h纵梁高度，取300mm； 由公式2-3可得：W=0.01512 m32.10 弯曲应力计算与校核纵梁断面的最大弯曲应力为： （2-4）则最大应力为：=249Mpa 按照公式（2-4）求得的弯曲应力应不大于材料的许用应力。许用应力可以按照公式（3-5）计算： (2-5) 式中 s材料的疲劳极限，对于Q345材料，s=345MPa； n安全系数，一般取安全系数n=1.151.40。则许用应力为：=345/1.15=304.35MPa所以=249Mpa小于的范围内 上述计算符合应力要求，最终确定纵梁槽形断面的尺寸为：t=20mm b=90mm h=300mm 2.11 临界弯曲应力的计算和校核 当纵梁受弯变形时，上下翼缘分别受到压缩和拉伸的作用，可能会造成翼缘的破裂。因此应按薄板理论进行校核。对于槽型截面纵梁来说，其临界弯曲应力c为： (2-6)式中 E材料的弹性模量，E=206GPa； u泊松比。对于Q345，u=0.3。由公式（2-6）可得：b16t ，取b=90mm，t=20mm，则有90320。 因此，车架满足临界弯曲应力的要求。2.12 横纵梁尺寸2.12.1 纵梁 断面形式 ：等断面 ；长度形式 ：直线式；料厚：20mm；纵梁长度：11500mm。2.12.2 横梁断面形式 ：等断面；厚度 ：12mm；形状 ：槽形式横梁、拱形式横梁等。2.12.3 连接板 厚度 ：12mm。连接板用于连接横梁和纵梁，增强纵梁的强度。以压弯件为主，材料主要为高强度钢板。对材料的成形性能要求不高，但要求材料的压弯回弹小。 2.13 CATIA三维实体建模由上述设计建立车架三维实体模型如图2-1所示。图2-1 车架三维实体模型图2.14 本章小结汽车性能的优劣不仅取决于组成汽车的各部件的性能，而且在很大程度上取决于各部件的协调和配合，取决于车架的布置。从技术先进性、生产合理性和使用要求出发，正确选择性能指标、质量和主要尺寸参数，提出车架总体设计方案，为各部件设计提供整车参数和设计要求，保证汽车主要性能指标实现，使零部件通过合理的车架布局更好的结合在一起，使整车的性能、可靠性达到设计要求。第 3 章 车架的静强度计算与分析汽车车架不仅要承受发动机、底盘和牵引货物的重量，而且还要承受汽车行使过程中所产生的各种力和力矩的作用。汽车在行使过程中，要行使和经过各种路面工况，如：一个车轮跳过台阶上或一个车轮驶过路面上的坑洞等，同时还会因为要躲避行人或障碍物等紧急状况而要进行紧急制动和紧急转弯。在上述各种行驶工况下，都会产生新的附加载荷并作用于车架上，因此车架就必须要有足够的强度和刚度来承受作用于其上的各种载荷。若车架的强度和刚度达不到要求则会造成车架开裂等各种损坏现象的发生，轻则影响汽车的正常行使，重则造成严重的交通事故，因此车架的强度和刚度不仅关系到车辆能否正常行使，同时还关系到整车的安全性好坏。对车架进行强度、刚度的分析同时也是对车架进行优化设计和结构改进的基础。车架结构静态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相对位移，应力和应变。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。静力分析所旌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)、相对位移等。通过车架强度和刚度的有限元静态分析，可以找到车架在各种工况下各零部件变形和材料应力的最大值以及分布情况13。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，使整车的自重减轻，从而节省材料和降低油耗，提高整车性能。3.1 车架有限元建模建立有限元模型是有限元分析的基础，它的准确性是影响分析结果最重要的因素之一。本次设计采用参数化建模的方法建立车架的有限元模型，在 CATIA中采用创成式曲面设计得到原结构没有厚度的片体模型，导入 ANSYS 后进行填充处理，赋予厚度，得到板壳模型，最后得到基于壳单元的有限元模型，为后面的车架静态和动态分析做好准备。车架的片体模型如图3-1所示。图3-1 车架片体模型图3.2 车架基本载荷和工况的确定汽车在试制出样车之后必须进行实车实验，汽车定型试验规程规定14：样车必须以一定车速在各种道路上行使一定里程。行驶时会出现匀速直线行驶(车架弯曲)，一轮悬空(车架扭转) ，紧急制动和急速转弯四种工况。在本章的研究中，就针对车架弯曲和车架扭转两种工况，分别对车架有限元模型施加相应的自由度约束并对车架施加各种载荷，再在有限元软件ANSYS中对车架在弹性范围内进行各工况下的应力和应变进行计算，以进行车架的强度和刚度较核，并为厂家提供车架改进的依据。整个车架采用Q345钢材，材料性能参数如表3-1所示。表 3-1 车架材料特性弹性模量(GPa)泊松比密度(kg/m2)屈服极限(MPa)2060.3 3453.3 各工况下的强度计算3.3.1 满载弯曲工况垂直弯曲工况对应于匀速直线行驶，是载货车最经常使用的基本工况。该工况下车速较高，动载荷最大。路面的反作用力使车架承受对称的垂直载荷，它使车架产生弯曲变形，其大小取决于作用在车架各处的静载荷和垂直加速度，必须保证有足够的强度。垂直弯曲工况计算主要是对载货车满载状态下，四轮着地时的结构强度和刚度进行校核，主要模拟载货车在良好路面下匀速直线行驶时的应力分布和变形情况15。研究满载情况下车架的抗弯强度，车架质量和载荷乘以动载系数(本文动载系数取2.5)，方向竖直向下，以模拟载货车在平坦路面上以较高速度行驶时产生的对称垂直动载荷。 （1）载荷与边界条件车架的载荷包括车架自重、发动机和变速箱重量、驾驶室重量、乘员重量、车厢重量、汽车载重量以及其它附件重量。根据车载质量的空间布置情况将它们换算成加在其布置位置的粱的节点上。为消除车架的刚性位移，需要对骨架与悬架的装配位置的节点进行约束。边界条件为：约束悬架与车架连接节点除Y方向的全部自由度。 车架上各主要总成质量、质心及作用在车架上的位置的坐标如表3-2所示。表3-2 车架载荷分布总成质量（kg）各总成质心在车架坐标系中的位置X（mm）Y（mm）Z（mm)动力总成890430-201650驾驶室总成7104302801150蓄电池228601505300备胎1204302010777油箱6001506000货箱及货物178008603007252车架上各载荷的方向均为Y轴负方向。计算结果如图3-2和图3-3所示。图3-3 弯曲工况应力图 图3-3 弯曲工况变形图 远大于前端承受的驾驶室等重量，因而在弯曲工况下车架尾部发生翘曲，远小于汽车定型试验规程中所规定的最大变形参考值说明车架具有较好的抗变形的能力。左右两根纵粱相同位置的变形量相等说明车架具有好的载荷配比。3.3.2 满载扭转工况扭转工况计算主要考虑一个车轮悬空而另一车轮抬高时旄加在车桥上的扭矩之作用，这是最严重的扭转工况。实践表明：车架遭受最剧烈的扭转工况，一般都是在载货车低速通过崎岖不平路面时发生的。此种扭转工况下的动载，在时间上变化得很缓慢，所以惯性载荷很小，车架的扭转特性可阻近似地看作是静态的。因此，利用静扭转试验可以反映出车架的实际强度。 （1）载荷与边界条件扭转工况下载荷的处理方式与垂直弯曲工况相同。边界条件为：约束左前轮装配位置处节点的三个平动自由度UX、UY、UZ，释放三个转动自由度ROTX、ROTY、ROTZ：释放右前轮装配位置处节点的所有自由度：约束后轮装配位置处4个节点的三个平动自由度UX、UY、UZ，释放其它自由度。如图3-4和3-5所示。 （2）计算结果分析计算结果得出车架结构等效应力最大值为233MPa，位于第四横梁与纵梁的连接处，原因是横梁与纵梁刚性相连，当车架发生较大扭转变形时，此处较高的抗扭副度阻碍扭转变形沿纵梁传递，从而造成连接处应力大幅度增加，产生应力集中，而车架的其余部分应力大都在40MPa左右。图3-5为车架在扭转工况下的变形分布。车架的最大位移发生在车架右纵梁最前端，最大变形量为11mm，车架的变形量较大。同时由于右前轮被抬起，右纵粱的变形明显大于左纵粱的变形。右纵粱前端的变形量最大，向后逐渐减小，到后轴处最小。3.4 计算结果分析通过对车架有限元模型进行静力学计算，由计算结果知四种工况最大应力均小于345MPa(Q345 钢的屈服极限)，由此可见车架结构满足强度要求。除个别应力集中点外，其它各点的安全系数在5.0 以上。根据文献16载货车车架的最大竖向位移应小于10mm，而弯扭联合工况图3-4 扭转工况应力图图3-5 扭转工况变形图 下车架最大竖向位移的许可值一般为30mm，由计算结果知该车架的刚度也远远满足要求，存在进一步优化的空间。3.5 本章小结本章主要讨论了在载货车实际运行中经常出现的两种典型工况，即垂直弯曲工况，扭转工况下，利用车架有限元模型，研究相应载荷及边界约束条件的施加方法，分析计算车架结构的变形和应力分布情况，给出强度和刚度分析评价结果。从计算结果可以看出，各工况下，该车架的强度和刚度都满足使用要求。除个别处应力较大外，车架各部分的应力值都较低，强度余量大，轻量化的潜力很大，为后期结构优化提供了方便。第 4 章 车架模态分析随着振动理论及相关学科的发展，人们早已改变了仅仅依靠静强度理论进行结构设计的观念。现实中许多结构是在外部激励或自身动力作用下处于运动状态的，从而表现出了振动特性。因此，这些机械的设计、评估中自然必须考虑其动态特性。随着现代工业的发展，许多产品朝着更快、更轻和更安全可靠的方向发展，因此对动态特性的要求越来越高。车架作为整个汽车的基体，一方面既要支承车身等基础构件，另一方面还通过悬架装置坐落在车轮上，通过车轮来接受不同道路系统的各种激励。当汽车在崎岖不平的道路上行驶时，随着车速和路况行驶条件的变化，车架主要承受对称的垂直动载荷和非对称的动载荷。若所受动载荷的频率与某些结构的固有频率接近时，结构将产生强烈的振动，从而引起很大的动应力，造成早期疲劳破坏或产生不允许的变形。为了在汽车使用中避免共振、降低噪声、确保安全可靠，需要知道结构振动的固有频率及其相应的振型、当一侧车轮遇到障碍时，还可能使整个车架扭曲。车架的变形会加剧汽车各个部件的振动，加速这些汽车构件的损坏，增加环境噪声，加快驾驶员的疲劳，缩短其有效工作时间，影响行车的安全。因此，对车架由于道路不平度引起的动力响应进行深入的研究，有利于为降低车辆的振动，为改善汽车的行驶安全性提供参考17。4.1 模态分析的基本理论振动结构的系统模型经常分为三种：物理参数模型，即以质量、刚度、阻尼为特征参数的数学模型，这三个参数可完全确定一个振动系统；模态参数模型，以模态频率、模态矢量和衰减系数为特征的数学模型和以模态质量 模态刚度、模态阻尼、模态矢量组成的另一种模态参数模型，这两种参数模型都可以描述一个振动系统；非参数模型，即频响函数或传递函数、脉冲响应函数，它们是两种反应振动系统特性的非参数模型。一般地，以振动理论为基础，以模态参数为目标函数的分析方法就称为模态分析。根据研究模态分析的手段和方法不同，模态分析分为理论模态分析和实验模态分析。理论模态分析或称模态分析的理论过程，是指以线形振动理论为基础，研究激励、系统、响应的关系；实验模态分析(EMA)又称为模态分析的实验过程，是理论模态分析的逆过程，实验模态分析是综合运用线性振动理论动态测试技术、数字信号处理和参数识别等手段、进行系统识别的过程。计算模态分析实际上是一种理论建模过程，主要是运用有限元法对振动结构进行离散，建立系统特征值问题的数学模型，用各种近似方法求解系统特征值和特征向量。由于阻尼难以准确处理,因此通常均不考虑小阻尼系统的阻尼解得的特征值和特征向量即为系统的固有频率和固有振型矢量。4.2 模态分析计算结果在进行该车架结构振动特性分析时，模态分析的有限元模型是建立在静态有限元模型基础上的。 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。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态性能，但实际边界条件极其复杂，例如悬架的非线性，而且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态特性6。基于以上几方面原因，本文在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。计算频段的选择应考虑到车架在实际运行条件下可能的激振频率范围18。通常认为，远离振源频带的模态对结构的实际振动影响贡献量较小，通俗的说法就是低频激励激不出高频模态。事实上，高频模态的贡献大小，除与激振频率有关，还与激振力的分布状态有关。因此，计算频段应略高于激励力的频段。此外，如果车架的模态计算结果还将用来与其它多个部件进行综合分析以求取整体结构的模态时，为了使整体模态具有更高的精确度，车架模态计算的频段也应适当放宽，以求得较多的模态。若车架模态数过少，而与各部件之间的连接点又较多时，很可能使整体综合分析不能进行。考虑到实际的运行速度与路面条件以及车架与其他部件进行综合分析的需要，选取0100Hz作为其计算频段。经过计算得到车架的前10阶固有频率和振型，具体振型如图4.14.10所示频率值如表4.2所示。表4-1 车架模态分析结果阶次固有频率（Hz）140.702248.023354.097455.836556.052660.292764.863880.552980.8491082.315 图4-1 第1阶模态振型图4-2 第2阶模态振型图4-3 第3阶模态振型图4-4 第4阶模态振型图4-5 第5阶模态振型图4-6 第6阶模态振型图4-7 第7阶模态振型图4.-8 第8阶模态振型图4-9 第9阶模态振型图4-10 第10阶模态振型由图4-1至图4-10可以看出，该车架固有振型可分为两类：一类是车架的整体振动，另一类是以车架一个或几个部分振动为主的局部振动。这几阶振型中，第1阶为一阶扭转振型，第5 、8阶为弯曲振型，第9阶为弯曲扭转振型，第2、4、6、7、10 阶振型出现了局部振动，其中，第5阶在车架后端处发生局部弯曲，第7阶在车架的发动机托架附近的纵梁处发生局部扭转，第10阶在车架的前部发生局部扭转。4.3 计算结果分析汽车在行驶时受到的外部激振源主要有两种：一种是由于路面不平度所造成的车轮不平衡激振；另一种是发动机运转时，工作冲程燃烧爆发压力和活塞往复惯性力引起的简谐激励，它的特点是频率范围很宽。根据文献19，应用模态分析方法对该车结构进行评价的具体原则如下： （1）该车低阶频率即一阶扭转和弯曲频率的响应应高于悬架结构的固有频率，而又低于发动机怠速运转频率，以避免发生整体共振现象； （2）该车的弹性模态频率应尽量避开发动机经常工作的频率范围； （3）该车振型应尽量光滑，避免有突变。根据以上原则可以看出，查明该车在使用环境中所受激振力的实际激励频率，对整车结构动态性能的评价是非常重要的。本车在使用环境中的实际激励频率分析如下： （1）由于路面不平，汽车运动所引起的激励多属于20Hz以下的垂直振动； （2）发动机的怠速频率。牵引车使用的是C260 20型6缸柴油机，发动机的怠速激振频率取决于发动机的怠速转速及气缸数目，其计算公式为：式中 N发动机怠速转速，对于六缸发动机其怠速转速通常为600r/min； M发动机气缸数目的一半，对该发动机而言M=3； 故该型发动机的怠速激励频率为30Hz；在常用车速50km/h 80km/h 时，相应的发动机爆发频率为190Hz； （3）非簧载质量的固有颇率一般为615Hz；由计算结果知，该车的第1阶振型为一阶扭转，固有频率为15.236Hz，第2阶振型为一阶弯曲，固有频率为20.061Hz 基本可以避开路面对汽车的激励频率范围，且高于非簧载质量的固有频率，低于发动机的怠速频率。第6阶振型在第一个后支座至车架前端处出现局部扭转，扭点位于牵引座后端的横梁，而第8阶振型也是在该处出现局部弯曲，说明该处极易发生疲劳损伤，同样，第7阶振型在车架的尾部出现局部扭转，第10阶振型在该处出现局部弯曲，说明车架的尾部也是疲劳损伤的易发处。计算结果表明该车架的结构设计基本可以避开使用环境中所受激振力的实际激励频率，避免了整车振动现象的发生，车架的中部和尾部的刚度较薄弱易发生疲劳损伤。4.4 本章小结 基于模态分析的基本理论和方法，选用了ANSYS对车架进行了有限元模态分析，得到了车架的前十阶固有频率和固有振型，为改进结构设计提供了理论依据，并为深入研究振动、疲劳和噪声等问题打下了基础。第 5 章 车架轻量化设计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。5.1 优化设计的概念优化设计是一种寻找确定最优设计方案的技术，最优设计指一种方案可以满足所有设计要求，而且所需支出(如重量、面积、体积、应力及费用等)最小，最优设计方案即最有效率的方案。优化设计是现代设计方法的主要内容，也是计算机辅助设计的核心部分。机械优化设计是以数字规划论为基础，运用计算机寻求机械设计最优参数的现代设计方法。采用这种方法可以使设计方案按预定目标达到完善的地步，并带来显著的经济技术效益。近几十年来机械优化设计研究的发展表明，优化设计己愈来愈多地应用于产品设计中，如零部件的优化设计、结构的优化设计、工艺装备基本参数的优化设计等，而且取得了显著的经济效果。汽车工业随着国民经济发展和交通运输体系的全面建立得到了飞速的发展。汽车产品开发和科学管理都采用了现代的计算机辅助设计，而优化设计又是其灵魂和核心。汽车优化设计已应用于诸多领域的很多环节，如汽车整车动力传动系统优化和匹配，汽车的发动机、底盘、车身等各主要总成的优化设计、机械加工的优化设计、汽车车身CADCAECAM一体优化等，使汽车产品的性能和水平得到提高，生产的科学管理得到加强。5.2 优化设计的数学模型及构成要素一个优化问题必须要有一个数学模型加以描述，这种描述必须能够把该问题的基本目标及其所受的各种限制和约束列举清楚，表示明确，在各种设计变量和各种参数之间必须保持应有的、严格的逻辑结构和协调关系，否则是无法通过计算，特别是电子计算机的运算而得出正确结果的。包含着各种不合理的关系，不准确的表达和含糊不清、不明确的关系式，以及不切实际的要求和限制，都绝对得不到准确的结果。计算机在一定程度上可以说是检验优化数学模型是否是符合科学逻辑的“试金石”，是绝对欺骗不了的，只能够不折不扣的按照数学的逻辑工作和运算。对数学模型的要求极其严格，不允许有错误，否则会影响计算的结果。数学模型同时也是从工程实际问题中提炼出来的。把实际的工程问题加以科学的概括，推敲和分析，提炼出能够表达问题本质和根本关系的参数及其各种关系和条件，没有理论上和实践上的深刻探讨是绝对不可能的。一个工程中的难题，一个真实科学的符合实际的有价值的设计，都是在彻底弄清各种参数之间的关系后，推导和建立他的数学模型的时候才算真正解决。在掌握了优化计算的基本原理和方法后，要在有一定工程实践经验的基础上，努力解决数学模型这个基本问题上。一个优化问题的数学模型有三个要素构成：设计变量、目标函数、约束条件。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)。 （1）设计变量在正确的设计思想指导下，用计算机定量地求出一组可变化的参数，在满足各种要求的条件下，使预定追求的目标达到最优或者最佳值。我们把如上这样一种命题称为优化问题或优化设计。在优化设计中不断变化的一组参数，叫做设计变量。一组设计变量，即在设计空间中的一个向量，都代表着一个设计方案或简称一个设计。在数学上变量应该是连续变化的，但在工程设计中某些作为设计变量的参数是不能像数学逻辑上要求的那样连续变化，而只能是离散地变化，比如齿轮的齿数z，只能是整数，还只能是正数：齿轮的模数只能是正数而且也只能在所规定的标准范围内选取和改变，小数点及其后更多的位数也都不需要使用，因而是不必要的。有两类参数：一种是在设计中确定不变的，比如弹性模量E，剪切模量G，泊松系数u等等：另一种是在设计中可以独立改变数值大小的，包括尺寸位置参数中的长度、坐标、截面积，运动特性参数中的位移、轨迹、速度，物理性能参数中的体积、重量、外力、温度以及经济指标参数中的费用、成本、利润等。设计变量越多，问题则越复杂，求解的难度也越大，但是优化的效果可能更好更明显。设计变量的多少也决定优化问题的规模：变量数为210为小型问题；1050为中型问题；50200为大型问题。对于设计变量的确定要加以严格认真的分析。设计的变量数目越多，设计向量及设计空间的维数也就越多，目标函数的元数也越多，可能的设计方案也就越多，因而可变可选择的余地也就越大，求解运算的复杂程度也越高，计算量也随之相应增大。因而应当慎重地认真地加以研究和推敲，尽量减少设计变量的总数，把那些变化不大的影响较小的变量作为给定条件或转化为约束条件予以必要的限制和保证。但是，对于设计方案有重大影响，关系到系统和过程全局的参数，则无论多少均应以恰当的方式和关系列入函数的表达式，以便真实地反应事物和系统的本质和特点。 （2）目标函数在确定的设计思想指导下，由设计变量表达的，用来评价所追求指标的函数，称为目标函数。目标函数是根据设计的要求，按着设计准则建立起来的，这些准则可以是：距离、速度、位移、体积、受力、重量、效率、能耗、成本等等。在优化设计发展的初期，多以投资费用和利润作为目标函数，所以目标函数也称为评价函数。一般设计变量和己定参数的的非线性多元函数，求解时都采用求极小值的问题。在几个可行设计中，如果有一些设计比另一些“好”，那么他就必定具有更多一些的某种特性，我们设法把这种使其更优越于其他设计方案的特性表示为设计变量的一个可以计算的函数，再去优化这个函数，将得到最好的设计。这个使设计得以优化的函数为目标函数。选择和确定目标函数是优化设计中最重要决策之一。如果存在一种对设计的特定要求而又难以满足，也可以构成比较明显的目标函数，可以针对于此进行优化。但在构造目标函数时，不能够混淆概念，比如在静态结构中，满应力设计不一定重量轻：最轻重量的设计不一定花费最省：在机构设计中，最佳传递角设计不一定受力最好：用突跳(位移对时间的三阶导数)使加速度最小，反而会导致更大的动态响应等等。在探索和解决实际工程问题时，应尽量把要解决的目标集中，尽量不要同时设定几个目标去同时处理。这是优化获得成功与否的重要战略，必须慎重考虑。 （3）约束条件在优化设计过程中，设计变量不断改变其取值，以其达到目标函数的最小值，但设计变量的改变和取值要受到一系列的限制和约束，如零件设计中的强度、刚度、失稳条件等都要满足，以及运动学参数中的连杆构成条件，运动条件，传动角条件等。此外，设计变量在该设计中的取值范围，上下边界也都必须有一定限制。问题本身对于设计变量的一些限制条件，构成对设计变量的约束条件。按照物理特点及其作用，可将约束条件分为两种：边界约束即区域约束：性能约束，在机械设计中性能约束多表现为强度、稳定性、震动：对机构设计则表现为存在运动，运动条件，运动参数间的关系。在解决实际工程问题时，对于约束条件的研究是极为重要的。必要的约束条件是要严格遵守的，否则不能得出正确的设计方案来。但不必要的过严的约束，使得寻找可行点非常困难，往往在设计变量较多时，在众多的设计约束条件下寻找优化解困难是很大的，计算机要消耗很多的机时，甚至很长的运算时间，都得不到理想的结果。5.3 载货车车架的尺寸优化设计以有限元法为基础的结构优化设计包括：拓扑优化、形貌优化、尺寸优化、自由尺寸优化、形貌优化和自由形状优化。其中ANSYS软件中提供的优化方法可以对车架静力、模态、屈曲、频响等分析过程进行优化，其稳健高效的优化算法允许在模型中定义成千上万个设计变量。设计变量可取单元密度、节点坐标、属性。经过修改过的设计方案往往比概念设计的方案结构更轻，而性能更佳。其中六种优化方法的特点和应用20分别为： （1）拓扑优化在给定的设计空间内找到最优的材料分布； （2）形貌优化在钣金件上找出最佳的加强肋位置和形状 （3）尺寸优化尺寸和参数优化，如优化梁的截面尺寸等； （4）自由尺寸优化找出板壳结构上每个区域的最佳厚度； （5）形状优化直接基于有限元网格优化产品的位置和几何形状； （6）自由形状优化自动确定选定区域的最佳结构形状。结合实际项目的可操作性，在对该载货车进行轻量化的过程中调整过多的形貌材料等的可行性难度较大，本文采用尺寸优化方法对载货车车架进行优化设计。考虑到载货车在实际行驶中受力更加复杂以及在生产装配过程中更加方便，对受力较大的纵梁、第一横梁以及第三横梁与纵梁的连接板进行厚度优化，其它同类型梁使用相同厚度。5.3.1纵梁将纵梁厚度和最大应力设为参数，计算结果如图5-1所示。图5-1 纵梁参数化分析结果图优化后纵梁厚度为17mm。5.3.2横梁将第一横梁厚度和最大应力设为参数，计算结果如图5-2所示。图5-2 第一横梁参数化分析结果图优化后第一横梁厚度为5mm，除发动机托架和驾驶室安装梁10mm之外，其它横梁相同。5.3.3连接板将纵梁与第三横梁的连接板厚度和最大应力设为参数，计算结果如图5-3所示。优化后纵梁与第三横梁的连接板厚度为10mm，其它连接板相同。 图5-3 连接板参数化分析结果图5.4 优化结果的检验将优化的结果重新代入有限元模型中，得到弯曲工况时的应力和变形图如图5-4和5-5所示。由计算结果知，轻量化后的车架仍具有较好的刚度和强度，且减缓了纵梁截面变化处的应力集中，应力分布较为理想。 5.5 本章小结本章采用满载时均布载荷作用在车架上的计算工况对车架进行了结构参数优化设计，优化的结果使车架的质量由7.47t降到6.31t，使车架的质量降低了17.9%，在保证刚度和强度的前提下，达到了轻量化设计的目的。 图 5-4 优化后的应力云图图 5-5 优化后的变形云图结论本文参照重型车数据进行了车架设计，并对车架进行一系列的计算分析，结合工程理论和实际，从静态和模态两方面对车架的力学性能进行了评估，并完成了该车架的结构参数轻量化设计。主要工作有以下几个方面： （1）进行了车架的设计 根据重型车的各项数据进行
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