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摘 要这篇文章对东风汽车公司出产的J6P重型车进行车架结构设计，然后利用CATIA三维画图软件对车架进行建模。之后在ANSYS有限元软件中建立此车车架的有限元模型，一方面对此车架在典型工况中做静力分析，另一方面对其进行模态分析，在静态与模态分析基础上对汽车车架结构作出优化。关键词：车架 ；有限元法；结构分析；优化AbstractFirstly,the content of this article is the design of J6P heavy duty truck frame structure which produced by DONGFENG company.Then the frame is modeled by CATIA 3D drawing software.After that,the finite element model of the frame is set up in the finite element software ANSYS.Static analysis in typical operating conditions and modal analysis are carried by using the finite element software.On the basis of these analyses,this topic uses ANSYS to make further optimization of the frame structure.Key words：Frame; Finite element method; Structure analysis;Optimization目 录摘 要IIIAbstractIV1绪 论11.1引言11.2选题的背景12车架设计22.1设计目标车辆主要参数22.2车架结构的确定22.3车架结构形式的设计22.3.1车架宽度的断定22.3.2车架纵梁方法的断定32.3.3车架横梁方法的断定32.3.4车架纵梁与横梁衔接型式的断定32.4车架的受载分析32.4.1静载荷42.4.2对称的垂直动载荷42.4.3斜对称的动载荷42.4.4其它载荷42.5弯曲强度核算时的基本假定42.6纵梁的剪力和弯矩的计算52.7车架材料的确定62.8纵梁截面特性的计算62.9弯曲应力计算与校核62.10临界弯曲应力的计算和校核72.11横纵梁尺寸72.11.1纵梁72.11.2横梁72.11.3连接板82.12 CATIA三维实体建模82.13本章小结83车架的静态分析93.1车架有限元建模93.2车架材料性能参数93.3车架网格划分103.4车架载荷分布103.5满载弯曲工况下的静力分析114车架模态分析154.1车架的有限元模态分析154.2结果分析194.3本章小结215车架纵梁的结构优化225.1优化前纵梁的静力分析225.2优化后车架纵梁的静力分析255.3优化小结286结 论29参考文献30致 谢32III 第2章 车架设计1绪 论1.1引言汽车行业的历史已经有一百多年，随着汽车行业不断扩大发展，包括汽车产品现如今的大批量生产，汽车已经对加快现代人类生活以及发展世界经济起到了不可估量的重大影响。现如今，在一些经济相对发达的国家，汽车的普及率已经达到了很高的水平，虽然我国每个家庭的汽车普及率比不上一些相对发达的国家，但是我国庞大的人口对汽车行业的发展扩大了很大市场，根据前瞻产业研究院发布的2015-2020年中国成品油行业市场调研与投资预测分析报告显示，自新中国成立以来，中国居民汽车的保有量迅速扩大。到2008年底，全国民用汽车突破五千万辆。其中，载货汽车就有1126.07万辆，这样的形势对我国汽车行业发展有着很大的影响。此外我国汽车行业在经历了多年的风雨历程之后，已经形成了一个相对良好的工业发展体系。1.2选题的背景一切皆有两面性，有好的一面便有不好的一面。如今汽车行业的不断扩大与发展给现代生活带来了很多便利，同时也造成了很多问题，例如能源问题和环境问题。在能源方面，每年汽车耗费的石油量相当庞大，并且有逐年加多的趋势，然而能源是有限的，按照这样的趋势下去，地球会面临相当可怕的能源危机；此外，在环境方面，汽车尾气对环境的污染以及人体的危害是相当之大的，每年汽车向大气层排放的有毒气体占据了大气污染物的很大比例，可见其污染之严重，并且汽车尾气中所排放的气体尤其是二氧化碳会加剧温室效应，所以节能环保在汽车行业的发展中是不可避免的环节。为此，对汽车设计进行进一步的优化设计就显得尤为重要，而汽车车架作为汽车的载体，对车架进行优化设计便能带动整车的优化。本课题便是以上文所论述的内容为背景所展开，在确保不影响汽车自身功用的前提下，对其车架结构进行合理的静态与模态分析，进而在静态与模态分析的基础之上对车架结构进行优化。2车架设计2.1设计目标车辆主要参数参考车型：解放J6P载货汽车详细参数：外形尺寸（长宽高）：1198024703350mm货箱栏板内尺寸：95002294800mm总质量：29400kg 整备装置：11405 kg额定载质量：17800kg 接近角/离去角：32/20前悬/后悬：1250/2530 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）9/10 2.2车架结构的确定本课题以边梁式车架作为研究对象。边梁式车架在载货车架中是由多根梁组合而成，其中包括两根开口朝内但是相互平行的槽型纵梁和一些开口槽型横梁，皆是由冲压制成。一般情况下，纵梁两端的下表明会随着应力情况的变化相应的减小，然而纵梁的上表面则不然，沿着全长不变或者有点降低。车架宽度多为全长等宽。挑选的方案的利益：边梁式车架在大客车、特种车和载重货车上被广泛的使用，由两根纵梁和若干根横梁组成，这样的结构有利于设置驾驶室、车箱以及其它总成。22.3车架结构形式的设计2.3.1车架宽度的断定汽车车架的宽度是指左、右纵梁腹板外旁边面之间的距离。2汽车车架前部宽度的最大值由汽车前轮的最大转角限制，而最小值又由发动机的外廓宽度所决定。3汽车车架后部宽度的最大值则主要根据钢板弹簧片宽和汽车车架外侧的轮胎等尺寸来断定。一般增大汽车车架的宽度可以提高汽车的横向稳定性。2一般而言，汽车整体安置的参数可以断定汽车车架的宽度，并且整车宽度要求要小于等于2.5m。本课题选取车架的宽度为860mm。2.3.2车架纵梁方法的断定车架纵梁的构造，在满足整车整体安置需求的前提下还要保证汽车车架的自身功用，并且为了简化它的制造技术和成本，应该要求其构造尽量简单。纵梁的长度约为汽车轮距的1.4倍至1.7倍，通常约为汽车的长度。根据本课题的要求，考虑到纵梁截面的特点，本设计方案的纵梁选用上、下翼面是平直等高的槽形钢，纵梁总长为11500mm。优点：能被广泛地运用于各种载货汽车上，结构简单，制造方便牢靠，便于安装各个汽车部件，有很好的的抗弯强度，不仅能够节约生产成本，还能简化制造工艺，降低工人的作业强度。2.3.3车架横梁方法的断定汽车车架的左、右两根纵梁由若干根横梁连接在一起，组成一个稳定的结构，从而使车架有满意的抗弯刚度。3汽车主要总成经过横梁来支承。载货汽车的横梁一般由若干根横梁组成，每一根横梁的用处均不同。2本设计课题是关于重型车车架构造规划，选用开口断面，大小共11根横梁.2.3.4车架纵梁与横梁衔接型式的断定铆接、焊接和螺栓衔接等方法皆为横梁和纵梁的固定办法。4螺栓衔接的方法在本课题研究中将被大量使用以衔接横梁与纵梁。总而言之，汽车车架结构的安排需要充分考虑各方面的因素，不仅要考虑到整车的合理安置，还要参考公司企业的制造工艺和技术才能，所以一定要合理选择横梁与纵梁的衔接方法以及纵梁截面的高度和横梁的构造方法，3这样才能是汽车车架能够满足汽车运用的要求，以到达较好的经济效益和社会效益。2.4车架的受载分析实际情况中，汽车的使用情况十分多样化，从而导致其受力情况也不同，所以作用在汽车车架上的载荷亦是多样性的，3根据车架承受的载荷不同可以进行不同的分类：2.4.1静载荷汽车静止时，悬架弹簧以上的载荷便是汽车车架所承受的静载荷。也就是指客车或货品的总质量（有效载荷）、隶属件的质量、装置在车架的各总成、车身质量以及车架质量的总和。2.4.2对称的垂直动载荷对称的垂直动载荷作用在汽车车架上容易发生弯曲变形。这种载荷一般都是在汽车以相对较高的车速在比较平坦的道路上行驶的时候会发生。作用在汽车车架上的静载荷、静载荷的分布以及垂直振动加速度与它的大小有关，路面的作用力使车架承受这样对称的垂直动载荷。52.4.3斜对称的动载荷斜对称的动载荷作用在汽车车架上容易发生扭转变形。这种载荷一般是汽车行驶在路面高低起伏的道路上发生的。汽车的前后轮在这种情况下不在同一个面上，所以造成汽车车身以及车架一块倾斜，车身、悬架和车架的刚度以及道路不平整的程度都与这种载荷的大小有关。32.4.4其它载荷汽车车架会因汽车行进过程中转弯产生的离心力而受到侧向力的作用；3会因行进过程中加速或者制动产生的惯性力而重新分配汽车车架前后部载荷；2会因一个前轮的正面撞在道路面凸起上而在水平方向发生剪力变形；还有安装在汽车车架上的各个部件（如减振器、转向摇臂及发动机等）运作时而产生的力；纵梁也会因为载荷的作用线不经过纵梁的截面弯曲中心而另外产生局部转矩。3综上所述，实际情况中汽车车架的承受载荷的情况多样杂乱，一方面是因为多种多样的车架纵梁与横梁的截面形状以及不同的衔接点，另一方面是因为受到了一定的空间力系的作用。2.5弯曲强度核算时的基本假定为了便于弯曲强度的核算，对车架进行以下基本假定：1、汽车前后轴的简支梁由纵梁来支承。因为汽车车架有对称的结构，左右纵梁受到相差不大的力。2、两根纵梁的全部长度上均匀分布着空载时的簧载质量，其中包括汽车车架的自重。根据车底盘构造的统计数据，其值差不多可以估量出来。一般轻型和中型载货汽车上的簧载质量差不多是汽车自重的三分之二。53、汽车车箱全长上均匀分布有效载荷。4、所有作用力均经过截面的弯曲中心。 2.6纵梁的剪力和弯矩的计算用一个三跨连续梁简化纵梁，如下图2.1所示。图2.1 纵梁受力简化图已知L1=1.3m, L2=1.9m, L3=5m,L4=1.3m,L5=2m,汽车满载时所受静载荷mg=（29.4+17.8）*9.8=462.56（KN）,计算可知：汽车受满载静载荷时，前一轴地面反力F1 = 120.9KN、前二轴地面反力F2 = 120.9KN、后一轴地面反力F3 = 110.38 KN、后二轴地面反力F4 = 110.38 KN。因此连续梁的剪力图和弯矩图分别由下图2.2和图2.3表示。图2.2 剪力图图2.3 弯矩图因此，汽车受到的最大剪力Qmax为113.09KN，最大弯矩Mmax为81.6 KNm。然而车架的最大弯矩前要乘一动载系数k，由于重型车满载行驶时的路面状况良好，考虑到实际行驶过程中遇到的载荷增值，取 k=2.5。所以动载下的Mmax = 204 KNm。2.7车架材料的确定车架材料的选择应充分考虑各方面的需求。一、有良好的冷冲压功能；二、有良好的焊接功能；三、有低的应力集中敏感性；四、有足够高的疲劳极限和屈服极限。这些需求中碳和低碳合金钢均能满足。此外，所选定的制作技术也是选择车架材料所考虑的条件之一。冲压功能好的低碳钢或低碳合金钢等钢板制作适合拉伸尺寸较大或形状复杂的冲压件，强度稍高的钢板适合拉伸尺寸不大、形状又不复杂的冲压件。2然而，在冷冲压时，钢板强度越高越容易开裂，并且冲压回弹越大，所以不适合选用。所以，这次研究的汽车车架由Q345钢板来制造。2.8纵梁截面特性的计算用材料力学的方法计算车架纵梁和横梁截面系数W。对于槽形断面，断面系数W为： （2-1） 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=0.00084 m32.9弯曲应力计算与校核纵梁断面的最大弯曲应力max为： (2-2) (2-3) 按照公式（2-2）求得的最大弯曲应力应不大于材料的许用应力，6其中许用应力可以按照公式（2-3）计算。式中 s，对于钢Q345，； n，一般取安全系数。：max=242.85MPa许用应力为：=345/1.15=304.35MPa由于242.85MPa304.35MPa,那么；所以选取t=20mm，b=90mm,h=300mm为纵梁槽形断面的尺寸是满足要求的。2.10临界弯曲应力的计算和校核当弯曲变形发生在纵梁上时，可能会造成翼缘的破裂，是因为压缩和拉伸分别作用于上下翼缘。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： (2-4)式中 E，； u，对于钢Q345，。由公式（2-4）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。2.11横纵梁尺寸2.11.1纵梁 断面形式：等断面；长度形式：直线式；料厚：；纵梁长度：。2.11.2横梁横梁形式：等断面；厚度 ：12mm；形状 ：槽形式横梁、拱形式横梁等。2.11.3连接板 厚度 ：12mm。连接板用于连接横梁和纵梁，从而增强纵梁的强度。7以压弯件为主，材料主要为高强度钢板，要求材料的压弯回弹小。2.12 CATIA三维实体建模由上述设计建立车架三维实体模型如图2.4所示。图2.4 车架三维实体模型图2.13本章小结在很大程度上，决定汽车性能好坏的原因不只是组成汽车的各部件的性能，更多的是由车架的布置以及各部件的配合协调所决定的。在满足汽车功用，使用要求，生产合理以及技术先进性的要求下，合理选择汽车车架的主要尺寸参数、质量以及性能指标等参数，制定出一套可行的总体设计方案，保证汽车主要性能指标实现，在合理的车架布局上更好地安置各个零部件，从而使整车的可靠性、性能达到设计要求。32 第3章 车架的静强度计算与分析3车架的静态分析汽车车架是汽车的载体，它不仅要承受车身各个部件的质量，包括牵引货品、底盘以及发动机的质量，还要承受汽车在行驶过程中所受到的各种载荷，包括各种力和力矩。8对汽车车架结构进行的静态分析，能够计算出这些载荷作用于车架后所产生相对的应力和变形。3.1车架有限元建模影响有限元分析结果最重要的因素之一是所建立的有限元模型的准确性。虽然在CATIA三维建模软件中已经建立了车架的三维模型，但是将模型导入到有限元软件中容易出现很多问题，所以为了后续处理分析的准确性本次设计采用ANSYS中自带的三维几何建模工具来建立车架的有限元模型，如图3.1所示。图3.1 车架有限元模型图3.2车架材料性能参数整个车架材料：Q345钢，其材料属性如表3.1所示。表 3.1 车架材料属性弹性模量(GPa)泊松比密度(kg/m3)屈服极限(MPa)2060.37.85E-6 345 3.3车架网格划分采用SOLID186六面体单元对重型车车架进行网格划分，单元数19952，节点数134178，如图3.2所示。图3.2车架网格划分图3.4车架载荷分布车架自重、乘员分量、车厢分量、驾驶室分量、汽车载分量、发动机和变速箱分量以及其它附件分量均为车架的载荷的一部分。依据车载质量的空间安置状况将它们换算成加在其安置方位的粱的节点上。约束车架与悬架的连接位置节点进行约束以此来消除车架的刚体位移。图3.3表示车架的载荷分布图，表3.2表示重型车车架上各总成的质量以及车架坐标系中各总成质心所在的具体坐标。图3.3 车架载荷分布图表3.2车架载荷分布总成质量（kg）车架坐标系中各总成质心所在的坐标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。3.5满载弯曲工况下的静力分析满载弯曲工况是指汽车在满载状态下，全部车轮与路面接触，在良好道路上行驶的情况。汽车在实际行驶过程中，在载荷作用下，各个点的位移以及其加速度都是不同的。所以在计算对该重型车车架所施加的载荷时，要对其本身乘上一个动载系数，进而才能校核汽车车架结构的强度和刚度。选取动载系数的决定性因素有三个：第一个是首先要考虑的是道路条件；第二个是汽车的行驶状况，比如车速；第三个则是汽车的结构参数，比如汽车构造的刚度、强度等。由于这些因素错综复杂，所以不能通过数学分析的方法来选取合适的动载系数。所以，在进行分析时通常都是选取一些路况良好的道路，然后根据一些理论研究和实验来选取较为合理的数值。本课题分析中，在满载弯曲工况下其该重型车车架选取的动载系数是2.5。以下图3.3至3.6表示弯曲工况下的应力图，图3.7至图3.10表示弯曲工况下的变形图。图3.3 X方向应力图图3.4 Y方向应力图图3.5 Z方向应力图图3.6 总应力图图3.7 X方向变形图图3.8 Y方向变形图图3.9 Z方向变形图图3.10 总变形图由图中分析数据可知，满载弯曲工况下车架的最大应力值为115.79MPa，远小于钢Q345的屈服极限345MPa，所以此重型车车架结构的强度满足需求；最大变形量为1.9344mm，由相关文献可知，载货车车架的最大竖向位移应小于10mm，1所以此重型车车架结构亦满足刚度要求。那么在均满足强度和刚度要求的情况下，车架存在进一步的优化空间。 第4章 车架模态分析4车架模态分析现实生活中，许多构造在运动状态中均体现出了振荡特性，所以在进行构造分析中就很有必要加入对动态特性的考虑。随着现代工业的不断发展，许多产品都在朝着更好的方向发展，要求更轻、更快以及更加安全可靠，所以对动态特性的要求越来越高是个必然的趋势。汽车车架作为汽车的载体，不仅要承受车身以及其它各个部件的质量，还要通过悬架将其自身安置于车轮上，通过车轮来接受不同路面的各种激励。当汽车行驶在路面不平坦的路上时，如果受到的载荷的频率与某些构造的固有频率挨近时，构造将会发生十分激烈的振荡，然后引起很大的动应力，形成早期疲劳损坏或者造成一些不允许的变形。1所以了解汽车构造振荡的固有频率及其相应的振型是很有必要的，以此来防止汽车在行驶过程中发生共振，还能降低噪音，保证行驶安全性。4.1车架的有限元模态分析在对该重型车车架结构进行振荡特性分析时，模态分析的有限元模型是依据静态有限元模型为基础建立的。1对该重型车车架构造进行模态分析时，可以忽略外部载荷的作用，那是因为求解的是该重型车车架结构的固有振型、固有频率和固有特性，和其所承受的外力没有关系。而且就汽车车架结构的动态特性而言，如果汽车车架进行有限元模态分析的时候选择自由边界条件，汽车车架在工作时的动态功能能够更准确的被反映出来。车架在实际运转条件下的激振频率范围是选择计算频段必须要考虑的因素之一。如果车架与各部件之间的连接点相对比较多，然而模态数又不足够的时候，那么就不能继续进行整体综合分析。考虑到实际的路面条件、运转速度以及对车架的进一步分析，该重型车车架的计算频段应该选择0-100Hz。1经过核算获得了该重型车车架的前10阶固有振型和前10阶频率，图4.1至图4.10表示了具体的固有振型，表4.1表示了具体的固有频率。表4.1 车架模态分析结果阶次固有频率（Hz）127.782243.585348.814453.959554.424668.053785.484898.0199101.4610105.85 图4.1 第1阶振型图4.2 第2阶振型图4.3 第3阶振型图4.4 第4阶振型图4.5 第5阶振型图4.6 第6阶振型图4.7 第7阶振型图4.8 第8阶振型图4.9 第9阶振型图4.10 第10阶振型根据上述图中的振型可以将该重型车架的固有振型分成两种类型：第一类就是以车架一个或几个部分振动为主的局部振动；第二类则是车架整体振动。这几阶振型中，第1阶振型，车架货箱部位沿Y轴弯曲振动；第2阶振型，车架发动机托架部位及驾驶室安装梁部位沿X轴弯曲振动；第3阶振型，车架货箱部位及靠近尾部部位沿X轴弯曲振动；第4阶振型，车架发动机托架部位、驾驶室安装梁部位及纵梁部位沿X轴弯曲振动；第5阶振型，车架货箱部位沿Y轴弯曲振动；第6阶振型，车架发动机托架部位及驾驶室安装梁部位沿Z轴扭转振动；第7阶振型，车架油箱及货箱部位沿X轴弯曲振动；第8阶振型，车架发动机托架部位、驾驶室安装梁部位及横梁部位沿Z轴弯扭振动；第9阶振型，车架备胎部位沿Y轴弯曲振动；第10阶振型，车架备胎部位Y轴弯曲振动以及车架整体沿Y轴小幅弯曲振动。4.2结果分析有两种外部激荡振源是汽车在行驶过程中会产生：一种是因为汽车行驶的到路不平坦而引发的车轮不平衡激振；另一种是简谐激励，这是汽车发动机在工作时，工作冲程中燃烧爆发压力以及活塞往复惯性力所造成的，其频率范围很宽。1根据相关文献，对汽车车架结构进行有限元模态分析的原则如下：（1）该车的扭转低阶频率也就是指一阶回旋及弯曲频率结构响应要比悬架布局的固有频率高，并且要比发动机怠速整体频率低，才能防止共振的发生；9（2）该车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；1（3）该车为了防止有突变振型应该尽量保持光滑。9 根据上述原则得知，在对汽车车架结构动态性能的分析过程中，应该查明在实际运用环境中该车所承受激荡力的实际结构频率。以下是对该重型车在运用环境中的实际结构频率的分析：（1）因为汽车行驶中的路面不平坦，使得汽车运动引起的激励大多是低于20Hz的笔直振动；（2）发动机的怠速频率。该牵引车使用的是，发动机的气缸个数以及发动机的怠速转速能够决定发动机的怠速激振频率，它的计算公式为： (4-1)式中：N发动机的怠速转速，对此其一般是； M发动机气缸数的一半，对此而言；所以30Hz是这个型号的发动机的怠速鼓励频率；在汽车车速是时，是相应的发动机爆发频率；（3）非簧载质量的固有频率一般是615Hz；通过以上的分析可以看出，第1阶振型是一阶弯曲，频率是27.782Hz，比发动机的怠速鼓励频率低，比非簧载质量的固有频率高，能够避开路面汽车的鼓励频率范围；在第3阶振型中车架发动机安装梁部位及驾驶室安装梁部位两处发生局部弯曲，而且在第6阶振型中该两处发生局部扭转，那么说明车架发动机安装梁部位及驾驶室安装梁部位两处发生疲劳损害的可能性很大；前几阶的固有频率都在发动机爆发频率之内，由于牵引车和车架不直接相连，发生共振的概率很小。计算结果说明，该重型车车架的结构设计完全能够避开现实运用环境中所受激振力的实际激励频率，所以能够防止共振现象的发生。其中该重型车车架上的发动机托架部位和驾驶室安装梁部两处的刚度较为薄弱，容易发生疲劳损害。4.3本章小结在有限元模态分析的方法和基本理论的基础之下。选择有限元软件ANSYS对该重型车车架进行有限元模态分析，从而获得该重型车车架前十阶的固有振型以及前十阶的固有频率，为今后汽车振动控制的研究打下基础，为优化车架结构提供了依据。 第5章 车架纵梁的结构优化5车架纵梁的结构优化通过以上对车架的静态和模态分析可知，该重型车车架的结构性能满足需求，在此基础上可以对其进行进一步优化。其中，纵梁作为该车架的主要承重部件，为了简化优化过程，可以直接对车架纵梁进行优化。5.1优化前纵梁的静力分析在有限元软件ANSYS中建立纵梁的三维模型，如图5.1所示。对该车架纵梁进行静力分析，载荷处理同弯曲工况。图5.1车架纵梁三维模型图对该车架纵梁进行静力分析，载荷处理同弯曲工况。图5.2至5.5表示优化前车架纵梁的应力图，图5.6至图5.9表示优化前车架纵梁的变形图。图5.2 优化前X方向应力图图5.3 优化前Y方向应力图图5.4 优化前Z方向应力图图5.5 优化前总应力图图5.6 优化前X方向变形图图5.7 优化前Y方向变形图图5.8 优化前Z方向变形图图5.9 优化前总变形图5.2优化后车架纵梁的静力分析现将车架纵梁厚度由原来的20mm减为现在的16mm进行静力分析，载荷处理同弯曲工况。图5.10至5.13表示优化前车架纵梁的应力图，图5.14至图5.17表示优化前车架纵梁的变形图。图5.10 优化后X方向应力图图5.11 优化后Y方向应力图图5.12 优化后Z方向应力图图5.13 优化后总应力图图5.14 优化后X方向变形图图5.15 优化后Y方向变形图图5.16 优化后Z方向变形图图5.17 优化后总变形图5.3优化小结优化前后车架纵梁的最大应力值和最大变形量分别如下表5.1和表5.2所示。表5.1优化前后最大应力值优化前(MPa)优化后(MPa)X方向应力24.74220.912Y方向应力21.8968.7597Z方向应力10.50822.009总应力36.42645.597表5.2优化前后最大变形量优化前(mm)优化后(mm)X方向变形0.558060.75574Y方向变形0.018780.56399Z方向变形0.0714420.096626总变形1.13792.1318由表中统计数据可以看出，优化后应力和变形值均有所增加，但是最大应力值45.597MPa依然小于钢Q345的屈服极限345MPa,最大变形量2.1318mm也小于载货车车架的最大竖向位移10mm，说明优化后的车架纵梁依旧满足强度和刚度需求，那么此次结构优化是合理的。对于很多时候，在没有可参考的情况下，要设计出最省料的结构是比较难的。通过有限元分析，可以提供参考，在设计初期就避免浪费材料，设计出优秀的结构。 第6章 结论6结 论本课题以东风汽车公司规划出产的J6P重型车为例，对该车车架进行合理的有限元分析，从而进行其结构优化的项目研究。以下是课题研究成果：1.车架结构设计与建模参照J6P载重汽车的相关参数设计重型车车架结构，利用了CATIA三维画图软件对该重型车的车架建立模型。2.典型工况下车架的静态分析在ANSYS中建立了有限元模型，在典型工况下根据该重型车的实际受力情况对其车架进行了静力分析，分析了该车架结构的强度和刚度要求；3.车架模态分析利用了有限元软件ANSYS对该重型车车架进行模态分析，列出了其前十阶固有频率和固有振型。4. 车架结构优化在车架静态与模态分析的基础之上，对该重型车车架纵梁进行了结构优化，纵梁厚度由20mm减少为了16mm。 参考文献参考文献1赵慧慧.重型汽车车架的结构有限元分析与轻量化设计研究D.南京：南京航空航天大学，2007.2朱容庆.重型载重汽车车架轻量化设计研究D.武汉：武汉理工大学，2006.3孙海东.中型载
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