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摘 要
這篇文章對(duì)東風(fēng)汽車公司出產(chǎn)的J6P重型車進(jìn)行車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，然后利用CATIA三維畫圖軟件對(duì)車架進(jìn)行建模。之后在ANSYS有限元軟件中建立此車車架的有限元模型，一方面對(duì)此車架在典型工況中做靜力分析，另一方面對(duì)其進(jìn)行模態(tài)分析，在靜態(tài)與模態(tài)分析基礎(chǔ)上對(duì)汽車車架結(jié)構(gòu)作出優(yōu)化。
關(guān)鍵詞：車架 ；有限元法；結(jié)構(gòu)分析；優(yōu)化
Abstract
Firstly,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 錄
摘 要 III
Abstract IV
1緒 論 1
1.1引言 1
1.2選題的背景 1
2車架設(shè)計(jì) 2
2.1設(shè)計(jì)目標(biāo)車輛主要參數(shù) 2
2.2車架結(jié)構(gòu)的確定 2
2.3車架結(jié)構(gòu)形式的設(shè)計(jì) 2
2.3.1車架寬度的斷定 2
2.3.2車架縱梁方法的斷定 3
2.3.3車架橫梁方法的斷定 3
2.3.4車架縱梁與橫梁銜接型式的斷定 3
2.4車架的受載分析 3
2.4.1靜載荷 4
2.4.2對(duì)稱的垂直動(dòng)載荷 4
2.4.3斜對(duì)稱的動(dòng)載荷 4
2.4.4其它載荷 4
2.5彎曲強(qiáng)度核算時(shí)的基本假定 4
2.6縱梁的剪力和彎矩的計(jì)算 5
2.7車架材料的確定 6
2.8縱梁截面特性的計(jì)算 6
2.9彎曲應(yīng)力計(jì)算與校核 6
2.10臨界彎曲應(yīng)力的計(jì)算和校核 7
2.11橫縱梁尺寸 7
2.11.1縱梁 7
2.11.2橫梁 7
2.11.3連接板 8
2.12 CATIA三維實(shí)體建模 8
2.13本章小結(jié) 8
3車架的靜態(tài)分析 9
3.1車架有限元建模 9
3.2車架材料性能參數(shù) 9
3.3車架網(wǎng)格劃分 10
3.4車架載荷分布 10
3.5滿載彎曲工況下的靜力分析 11
4車架模態(tài)分析 15
4.1車架的有限元模態(tài)分析 15
4.2結(jié)果分析 19
4.3本章小結(jié) 21
5車架縱梁的結(jié)構(gòu)優(yōu)化 22
5.1優(yōu)化前縱梁的靜力分析 22
5.2優(yōu)化后車架縱梁的靜力分析 25
5.3優(yōu)化小結(jié) 28
6結(jié) 論 29
參考文獻(xiàn) 30
致 謝 32
III
第2章 車架設(shè)計(jì)
1緒 論
1.1引言
汽車行業(yè)的歷史已經(jīng)有一百多年，隨著汽車行業(yè)不斷擴(kuò)大發(fā)展，包括汽車產(chǎn)品現(xiàn)如今的大批量生產(chǎn)，汽車已經(jīng)對(duì)加快現(xiàn)代人類生活以及發(fā)展世界經(jīng)濟(jì)起到了不可估量的重大影響?，F(xiàn)如今，在一些經(jīng)濟(jì)相對(duì)發(fā)達(dá)的國(guó)家，汽車的普及率已經(jīng)達(dá)到了很高的水平，雖然我國(guó)每個(gè)家庭的汽車普及率比不上一些相對(duì)發(fā)達(dá)的國(guó)家，但是我國(guó)龐大的人口對(duì)汽車行業(yè)的發(fā)展擴(kuò)大了很大市場(chǎng)，根據(jù)前瞻產(chǎn)業(yè)研究院發(fā)布的《2015-2020年中國(guó)成品油行業(yè)市場(chǎng)調(diào)研與投資預(yù)測(cè)分析報(bào)告》顯示，自新中國(guó)成立以來(lái)，中國(guó)居民汽車的保有量迅速擴(kuò)大。到2008年底，全國(guó)民用汽車突破五千萬(wàn)輛。其中，載貨汽車就有1126.07萬(wàn)輛，這樣的形勢(shì)對(duì)我國(guó)汽車行業(yè)發(fā)展有著很大的影響。此外我國(guó)汽車行業(yè)在經(jīng)歷了多年的風(fēng)雨歷程之后，已經(jīng)形成了一個(gè)相對(duì)良好的工業(yè)發(fā)展體系。
1.2選題的背景
一切皆有兩面性，有好的一面便有不好的一面。如今汽車行業(yè)的不斷擴(kuò)大與發(fā)展給現(xiàn)代生活帶來(lái)了很多便利，同時(shí)也造成了很多問題，例如能源問題和環(huán)境問題。在能源方面，每年汽車耗費(fèi)的石油量相當(dāng)龐大，并且有逐年加多的趨勢(shì)，然而能源是有限的，按照這樣的趨勢(shì)下去，地球會(huì)面臨相當(dāng)可怕的能源危機(jī)；此外，在環(huán)境方面，汽車尾氣對(duì)環(huán)境的污染以及人體的危害是相當(dāng)之大的，每年汽車向大氣層排放的有毒氣體占據(jù)了大氣污染物的很大比例，可見其污染之嚴(yán)重，并且汽車尾氣中所排放的氣體尤其是二氧化碳會(huì)加劇溫室效應(yīng)，所以節(jié)能環(huán)保在汽車行業(yè)的發(fā)展中是不可避免的環(huán)節(jié)。為此，對(duì)汽車設(shè)計(jì)進(jìn)行進(jìn)一步的優(yōu)化設(shè)計(jì)就顯得尤為重要，而汽車車架作為汽車的載體，對(duì)車架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)便能帶動(dòng)整車的優(yōu)化。
本課題便是以上文所論述的內(nèi)容為背景所展開，在確保不影響汽車自身功用的前提下，對(duì)其車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行合理的靜態(tài)與模態(tài)分析，進(jìn)而在靜態(tài)與模態(tài)分析的基礎(chǔ)之上對(duì)車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。
2車架設(shè)計(jì)
2.1設(shè)計(jì)目標(biāo)車輛主要參數(shù)
參考車型：解放J6P載貨汽車
詳細(xì)參數(shù)：
外形尺寸（長(zhǎng)×寬×高）：11980×2470×3350mm
貨箱欄板內(nèi)尺寸：9500×2294×800mm
總質(zhì)量：29400kg 整備裝置：11405 kg
額定載質(zhì)量：17800kg 接近角/離去角：32/20
前懸/后懸：1250/2530 軸距：1900+5000+1300mm
最高車速：90 km/h 軸數(shù)：4
前輪距：1950 mm 后輪距：1860 mm
彈簧片數(shù)：（前/后）9/10
2.2車架結(jié)構(gòu)的確定
本課題以邊梁式車架作為研究對(duì)象。邊梁式車架在載貨車架中是由多根梁組合而成，其中包括兩根開口朝內(nèi)但是相互平行的槽型縱梁和一些開口槽型橫梁，皆是由沖壓制成。一般情況下，縱梁兩端的下表明會(huì)隨著應(yīng)力情況的變化相應(yīng)的減小，然而縱梁的上表面則不然，沿著全長(zhǎng)不變或者有點(diǎn)降低。
車架寬度多為全長(zhǎng)等寬。
挑選的方案的利益：邊梁式車架在大客車、特種車和載重貨車上被廣泛的使用，由兩根縱梁和若干根橫梁組成，這樣的結(jié)構(gòu)有利于設(shè)置駕駛室、車箱以及其它總成。[2]
2.3車架結(jié)構(gòu)形式的設(shè)計(jì)
2.3.1車架寬度的斷定
汽車車架的寬度是指左、右縱梁腹板外旁邊面之間的距離。[2]汽車車架前部寬度的最大值由汽車前輪的最大轉(zhuǎn)角限制，而最小值又由發(fā)動(dòng)機(jī)的外廓寬度所決定。[3]汽車車架后部寬度的最大值則主要根據(jù)鋼板彈簧片寬和汽車車架外側(cè)的輪胎等尺寸來(lái)斷定。一般增大汽車車架的寬度可以提高汽車的橫向穩(wěn)定性。[2]
一般而言，汽車整體安置的參數(shù)可以斷定汽車車架的寬度，并且整車寬度要求要小于等于2.5m。
本課題選取車架的寬度為860mm。
2.3.2車架縱梁方法的斷定
車架縱梁的構(gòu)造，在滿足整車整體安置需求的前提下還要保證汽車車架的自身功用，并且為了簡(jiǎn)化它的制造技術(shù)和成本，應(yīng)該要求其構(gòu)造盡量簡(jiǎn)單。
縱梁的長(zhǎng)度約為汽車輪距的1.4倍至1.7倍，通常約為汽車的長(zhǎng)度。
根據(jù)本課題的要求，考慮到縱梁截面的特點(diǎn)，本設(shè)計(jì)方案的縱梁選用上、下翼面是平直等高的槽形鋼，縱梁總長(zhǎng)為11500mm。優(yōu)點(diǎn)：能被廣泛地運(yùn)用于各種載貨汽車上，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便牢靠，便于安裝各個(gè)汽車部件，有很好的的抗彎強(qiáng)度，不僅能夠節(jié)約生產(chǎn)成本，還能簡(jiǎn)化制造工藝，降低工人的作業(yè)強(qiáng)度。
2.3.3車架橫梁方法的斷定
汽車車架的左、右兩根縱梁由若干根橫梁連接在一起，組成一個(gè)穩(wěn)定的結(jié)構(gòu)，從而使車架有滿意的抗彎剛度。[3]汽車主要總成經(jīng)過(guò)橫梁來(lái)支承。
載貨汽車的橫梁一般由若干根橫梁組成，每一根橫梁的用處均不同。[2]
本設(shè)計(jì)課題是關(guān)于重型車車架構(gòu)造規(guī)劃，選用開口斷面，大小共11根橫梁.
2.3.4車架縱梁與橫梁銜接型式的斷定
鉚接、焊接和螺栓銜接等方法皆為橫梁和縱梁的固定辦法。[4]
螺栓銜接的方法在本課題研究中將被大量使用以銜接橫梁與縱梁。
總而言之，汽車車架結(jié)構(gòu)的安排需要充分考慮各方面的因素，不僅要考慮到整車的合理安置，還要參考公司企業(yè)的制造工藝和技術(shù)才能，所以一定要合理選擇橫梁與縱梁的銜接方法以及縱梁截面的高度和橫梁的構(gòu)造方法，[3]這樣才能是汽車車架能夠滿足汽車運(yùn)用的要求，以到達(dá)較好的經(jīng)濟(jì)效益和社會(huì)效益。?
2.4車架的受載分析
實(shí)際情況中，汽車的使用情況十分多樣化，從而導(dǎo)致其受力情況也不同，所以作用在汽車車架上的載荷亦是多樣性的，[3]根據(jù)車架承受的載荷不同可以進(jìn)行不同的分類：
2.4.1靜載荷
汽車靜止時(shí)，懸架彈簧以上的載荷便是汽車車架所承受的靜載荷。也就是指客車或貨品的總質(zhì)量（有效載荷）、隸屬件的質(zhì)量、裝置在車架的各總成、車身質(zhì)量以及車架質(zhì)量的總和。
2.4.2對(duì)稱的垂直動(dòng)載荷
對(duì)稱的垂直動(dòng)載荷作用在汽車車架上容易發(fā)生彎曲變形。這種載荷一般都是在汽車以相對(duì)較高的車速在比較平坦的道路上行駛的時(shí)候會(huì)發(fā)生。作用在汽車車架上的靜載荷、靜載荷的分布以及垂直振動(dòng)加速度與它的大小有關(guān)，路面的作用力使車架承受這樣對(duì)稱的垂直動(dòng)載荷。[5]
2.4.3斜對(duì)稱的動(dòng)載荷
斜對(duì)稱的動(dòng)載荷作用在汽車車架上容易發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形。這種載荷一般是汽車行駛在路面高低起伏的道路上發(fā)生的。汽車的前后輪在這種情況下不在同一個(gè)面上，所以造成汽車車身以及車架一塊傾斜，車身、懸架和車架的剛度以及道路不平整的程度都與這種載荷的大小有關(guān)。[3]
2.4.4其它載荷
汽車車架會(huì)因汽車行進(jìn)過(guò)程中轉(zhuǎn)彎產(chǎn)生的離心力而受到側(cè)向力的作用；[3]會(huì)因行進(jìn)過(guò)程中加速或者制動(dòng)產(chǎn)生的慣性力而重新分配汽車車架前后部載荷；[2]會(huì)因一個(gè)前輪的正面撞在道路面凸起上而在水平方向發(fā)生剪力變形；還有安裝在汽車車架上的各個(gè)部件（如減振器、轉(zhuǎn)向搖臂及發(fā)動(dòng)機(jī)等）運(yùn)作時(shí)而產(chǎn)生的力；縱梁也會(huì)因?yàn)檩d荷的作用線不經(jīng)過(guò)縱梁的截面彎曲中心而另外產(chǎn)生局部轉(zhuǎn)矩。[3]
綜上所述，實(shí)際情況中汽車車架的承受載荷的情況多樣雜亂，一方面是因?yàn)槎喾N多樣的車架縱梁與橫梁的截面形狀以及不同的銜接點(diǎn)，另一方面是因?yàn)槭艿搅艘欢ǖ目臻g力系的作用。
2.5彎曲強(qiáng)度核算時(shí)的基本假定
為了便于彎曲強(qiáng)度的核算，對(duì)車架進(jìn)行以下基本假定：
1、汽車前后軸的簡(jiǎn)支梁由縱梁來(lái)支承。因?yàn)槠囓嚰苡袑?duì)稱的結(jié)構(gòu)，左右縱梁受到相差不大的力。
2、兩根縱梁的全部長(zhǎng)度上均勻分布著空載時(shí)的簧載質(zhì)量，其中包括汽車車架的自重。根據(jù)車底盤構(gòu)造的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)，其值差不多可以估量出來(lái)。一般輕型和中型載貨汽車上的簧載質(zhì)量差不多是汽車自重的三分之二。[5]
3、汽車車箱全長(zhǎng)上均勻分布有效載荷。
4、所有作用力均經(jīng)過(guò)截面的彎曲中心。
2.6縱梁的剪力和彎矩的計(jì)算
用一個(gè)三跨連續(xù)梁簡(jiǎn)化縱梁，如下圖2.1所示。
圖2.1 縱梁受力簡(jiǎn)化圖
已知L1=1.3m, L2=1.9m, L3=5m,L4=1.3m,L5=2m,汽車滿載時(shí)所受靜載荷mg=（29.4+17.8）*9.8=462.56（KN）,計(jì)算可知：汽車受滿載靜載荷時(shí)，前一軸地面反力F1 = 120.9KN、前二軸地面反力F2 = 120.9KN、后一軸地面反力F3 = 110.38 KN、后二軸地面反力F4 = 110.38 KN。
因此連續(xù)梁的剪力圖和彎矩圖分別由下圖2.2和圖2.3表示。
圖2.2 剪力圖
圖2.3 彎矩圖
因此，汽車受到的最大剪力Qmax為113.09KN，最大彎矩Mmax為81.6 KN·m。然而車架的最大彎矩前要乘一動(dòng)載系數(shù)k，由于重型車滿載行駛時(shí)的路面狀況良好，考慮到實(shí)際行駛過(guò)程中遇到的載荷增值，取 k=2.5。所以動(dòng)載下的Mmax = 204 KN·m。
2.7車架材料的確定
車架材料的選擇應(yīng)充分考慮各方面的需求。一、有良好的冷沖壓功能；二、有良好的焊接功能；三、有低的應(yīng)力集中敏感性；四、有足夠高的疲勞極限和屈服極限。這些需求中碳和低碳合金鋼均能滿足。此外，所選定的制作技術(shù)也是選擇車架材料所考慮的條件之一。沖壓功能好的低碳鋼或低碳合金鋼等鋼板制作適合拉伸尺寸較大或形狀復(fù)雜的沖壓件，強(qiáng)度稍高的鋼板適合拉伸尺寸不大、形狀又不復(fù)雜的沖壓件。[2]然而，在冷沖壓時(shí)，鋼板強(qiáng)度越高越容易開裂，并且沖壓回彈越大，所以不適合選用。所以，這次研究的汽車車架由Q345鋼板來(lái)制造。
2.8縱梁截面特性的計(jì)算
用材料力學(xué)的方法計(jì)算車架縱梁和橫梁截面系數(shù)W。
對(duì)于槽形斷面，斷面系數(shù)W為：
（2-1）
式中 t——縱梁厚度，取20mm；
b——縱梁寬度，取90mm；
h——縱梁高度，取300mm；
由公式2-3可得：W=0.00084 m3
2.9彎曲應(yīng)力計(jì)算與校核
縱梁斷面的最大彎曲應(yīng)力σmax為：
(2-2)
(2-3)
按照公式（2-2）求得的最大彎曲應(yīng)力應(yīng)不大于材料的許用應(yīng)力[σ]，[6]其中許用應(yīng)力可以按照公式（2-3）計(jì)算。
式中 σs——，對(duì)于鋼Q345，；
n——，一般取安全系數(shù)。
：σmax=242.85MPa
許用應(yīng)力為：[σ]=345/1.15=304.35MPa
由于242.85MPa<304.35MPa,那么；
所以選取t=20mm，b=90mm,h=300mm為縱梁槽形斷面的尺寸是滿足要求的。
2.10臨界彎曲應(yīng)力的計(jì)算和校核
當(dāng)彎曲變形發(fā)生在縱梁上時(shí)，可能會(huì)造成翼緣的破裂，是因?yàn)閴嚎s和拉伸分別作用于上下翼緣。因此應(yīng)按薄板理論進(jìn)行校核。對(duì)于槽型截面縱梁來(lái)說(shuō)，其臨界彎曲應(yīng)力σc為：
(2-4)
式中 E——，；
u——，對(duì)于鋼Q345，。
由公式（2-4）可得：b≤16t ，取b=90mm，t=20mm，則有90≤320。
因此，車架滿足臨界彎曲應(yīng)力的要求。
2.11橫縱梁尺寸
2.11.1縱梁
斷面形式：等斷面；
長(zhǎng)度形式：直線式；
料厚：；
縱梁長(zhǎng)度：。
2.11.2橫梁
橫梁形式：等斷面；
厚度 ：12mm；
形狀 ：槽形式橫梁、拱形式橫梁等。
2.11.3連接板
厚度 ：12mm。
連接板用于連接橫梁和縱梁，從而增強(qiáng)縱梁的強(qiáng)度。[7]以壓彎件為主，材料主要為高強(qiáng)度鋼板，要求材料的壓彎回彈小。
2.12 CATIA三維實(shí)體建模
由上述設(shè)計(jì)建立車架三維實(shí)體模型如圖2.4所示。
圖2.4 車架三維實(shí)體模型圖
2.13本章小結(jié)
在很大程度上，決定汽車性能好壞的原因不只是組成汽車的各部件的性能，更多的是由車架的布置以及各部件的配合協(xié)調(diào)所決定的。在滿足汽車功用，使用要求，生產(chǎn)合理以及技術(shù)先進(jìn)性的要求下，合理選擇汽車車架的主要尺寸參數(shù)、質(zhì)量以及性能指標(biāo)等參數(shù)，制定出一套可行的總體設(shè)計(jì)方案，保證汽車主要性能指標(biāo)實(shí)現(xiàn)，在合理的車架布局上更好地安置各個(gè)零部件，從而使整車的可靠性、性能達(dá)到設(shè)計(jì)要求。
32
第3章 車架的靜強(qiáng)度計(jì)算與分析
3車架的靜態(tài)分析
汽車車架是汽車的載體，它不僅要承受車身各個(gè)部件的質(zhì)量，包括牽引貨品、底盤以及發(fā)動(dòng)機(jī)的質(zhì)量，還要承受汽車在行駛過(guò)程中所受到的各種載荷，包括各種力和力矩。[8]對(duì)汽車車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行的靜態(tài)分析，能夠計(jì)算出這些載荷作用于車架后所產(chǎn)生相對(duì)的應(yīng)力和變形。
3.1車架有限元建模
影響有限元分析結(jié)果最重要的因素之一是所建立的有限元模型的準(zhǔn)確性。雖然在CATIA三維建模軟件中已經(jīng)建立了車架的三維模型，但是將模型導(dǎo)入到有限元軟件中容易出現(xiàn)很多問題，所以為了后續(xù)處理分析的準(zhǔn)確性本次設(shè)計(jì)采用ANSYS中自帶的三維幾何建模工具來(lái)建立車架的有限元模型，如圖3.1所示。
圖3.1 車架有限元模型圖
3.2車架材料性能參數(shù)
整個(gè)車架材料：Q345鋼，其材料屬性如表3.1所示。
表 3.1 車架材料屬性
彈性模量(GPa)
泊松比
密度(kg/m3)
屈服極限(MPa)
206
0.3
7.85E-6
345
3.3車架網(wǎng)格劃分
采用SOLID186六面體單元對(duì)重型車車架進(jìn)行網(wǎng)格劃分，單元數(shù)19952，節(jié)點(diǎn)數(shù)134178，如圖3.2所示。
圖3.2車架網(wǎng)格劃分圖
3.4車架載荷分布
車架自重、乘員分量、車廂分量、駕駛室分量、汽車載分量、發(fā)動(dòng)機(jī)和變速箱分量以及其它附件分量均為車架的載荷的一部分。依據(jù)車載質(zhì)量的空間安置狀況將它們換算成加在其安置方位的粱的節(jié)點(diǎn)上。約束車架與懸架的連接位置節(jié)點(diǎn)進(jìn)行約束以此來(lái)消除車架的剛體位移。?
圖3.3表示車架的載荷分布圖，表3.2表示重型車車架上各總成的質(zhì)量以及車架坐標(biāo)系中各總成質(zhì)心所在的具體坐標(biāo)。
圖3.3 車架載荷分布圖
表3.2車架載荷分布
總成
質(zhì)量（kg）
車架坐標(biāo)系中各總成質(zhì)心所在的坐標(biāo)
X（mm）
Y（mm）
Z（mm)
動(dòng)力總成
890
430
-20
1650
駕駛室總成
710
430
280
1150
蓄電池
22
860
150
5300
備胎
120
430
20
10777
油箱
60
0
150
6000
貨箱及貨物
17800
860
300
7252
車架上各載荷的方向均為Y軸負(fù)方向。
3.5滿載彎曲工況下的靜力分析
滿載彎曲工況是指汽車在滿載狀態(tài)下，全部車輪與路面接觸，在良好道路上行駛的情況。汽車在實(shí)際行駛過(guò)程中，在載荷作用下，各個(gè)點(diǎn)的位移以及其加速度都是不同的。所以在計(jì)算對(duì)該重型車車架所施加的載荷時(shí)，要對(duì)其本身乘上一個(gè)動(dòng)載系數(shù)，進(jìn)而才能校核汽車車架結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度和剛度。選取動(dòng)載系數(shù)的決定性因素有三個(gè)：第一個(gè)是首先要考慮的是道路條件；第二個(gè)是汽車的行駛狀況，比如車速；第三個(gè)則是汽車的結(jié)構(gòu)參數(shù)，比如汽車構(gòu)造的剛度、強(qiáng)度等。由于這些因素錯(cuò)綜復(fù)雜，所以不能通過(guò)數(shù)學(xué)分析的方法來(lái)選取合適的動(dòng)載系數(shù)。所以，在進(jìn)行分析時(shí)通常都是選取一些路況良好的道路，然后根據(jù)一些理論研究和實(shí)驗(yàn)來(lái)選取較為合理的數(shù)值。本課題分析中，在滿載彎曲工況下其該重型車車架選取的動(dòng)載系數(shù)是2.5。以下圖3.3至3.6表示彎曲工況下的應(yīng)力圖，圖3.7至圖3.10表示彎曲工況下的變形圖。
圖3.3 X方向應(yīng)力圖
圖3.4 Y方向應(yīng)力圖
圖3.5 Z方向應(yīng)力圖
圖3.6 總應(yīng)力圖
圖3.7 X方向變形圖
圖3.8 Y方向變形圖
圖3.9 Z方向變形圖
圖3.10 總變形圖
由圖中分析數(shù)據(jù)可知，滿載彎曲工況下車架的最大應(yīng)力值為115.79MPa，遠(yuǎn)小于鋼Q345的屈服極限345MPa，所以此重型車車架結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度滿足需求；最大變形量為1.9344mm，由相關(guān)文獻(xiàn)可知，載貨車車架的最大豎向位移應(yīng)小于10mm，[1]所以此重型車車架結(jié)構(gòu)亦滿足剛度要求。那么在均滿足強(qiáng)度和剛度要求的情況下，車架存在進(jìn)一步的優(yōu)化空間。
第4章 車架模態(tài)分析
4車架模態(tài)分析
現(xiàn)實(shí)生活中，許多構(gòu)造在運(yùn)動(dòng)狀態(tài)中均體現(xiàn)出了振蕩特性，所以在進(jìn)行構(gòu)造分析中就很有必要加入對(duì)動(dòng)態(tài)特性的考慮。隨著現(xiàn)代工業(yè)的不斷發(fā)展，許多產(chǎn)品都在朝著更好的方向發(fā)展，要求更輕、更快以及更加安全可靠，所以對(duì)動(dòng)態(tài)特性的要求越來(lái)越高是個(gè)必然的趨勢(shì)。
汽車車架作為汽車的載體，不僅要承受車身以及其它各個(gè)部件的質(zhì)量，還要通過(guò)懸架將其自身安置于車輪上，通過(guò)車輪來(lái)接受不同路面的各種激勵(lì)。當(dāng)汽車行駛在路面不平坦的路上時(shí)，如果受到的載荷的頻率與某些構(gòu)造的固有頻率挨近時(shí)，構(gòu)造將會(huì)發(fā)生十分激烈的振蕩，然后引起很大的動(dòng)應(yīng)力，形成早期疲勞損壞或者造成一些不允許的變形。[1]所以了解汽車構(gòu)造振蕩的固有頻率及其相應(yīng)的振型是很有必要的，以此來(lái)防止汽車在行駛過(guò)程中發(fā)生共振，還能降低噪音，保證行駛安全性。
4.1車架的有限元模態(tài)分析
在對(duì)該重型車車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行振蕩特性分析時(shí)，模態(tài)分析的有限元模型是依據(jù)靜態(tài)有限元模型為基礎(chǔ)建立的。[1]對(duì)該重型車車架構(gòu)造進(jìn)行模態(tài)分析時(shí)，可以忽略外部載荷的作用，那是因?yàn)榍蠼獾氖窃撝匦蛙囓嚰芙Y(jié)構(gòu)的固有振型、固有頻率和固有特性，和其所承受的外力沒有關(guān)系。而且就汽車車架結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)特性而言，如果汽車車架進(jìn)行有限元模態(tài)分析的時(shí)候選擇自由邊界條件，汽車車架在工作時(shí)的動(dòng)態(tài)功能能夠更準(zhǔn)確的被反映出來(lái)。
車架在實(shí)際運(yùn)轉(zhuǎn)條件下的激振頻率范圍是選擇計(jì)算頻段必須要考慮的因素之一。如果車架與各部件之間的連接點(diǎn)相對(duì)比較多，然而模態(tài)數(shù)又不足夠的時(shí)候，那么就不能繼續(xù)進(jìn)行整體綜合分析?？紤]到實(shí)際的路面條件、運(yùn)轉(zhuǎn)速度以及對(duì)車架的進(jìn)一步分析，該重型車車架的計(jì)算頻段應(yīng)該選擇0-100Hz。[1]
經(jīng)過(guò)核算獲得了該重型車車架的前10階固有振型和前10階頻率，圖4.1至圖4.10表示了具體的固有振型，表4.1表示了具體的固有頻率。
表4.1 車架模態(tài)分析結(jié)果
階次
固有頻率（Hz）
1
27.782
2
43.585
3
48.814
4
53.959
5
54.424
6
68.053
7
85.484
8
98.019
9
101.46
10
105.85
圖4.1 第1階振型
圖4.2 第2階振型
圖4.3 第3階振型
圖4.4 第4階振型
圖4.5 第5階振型
圖4.6 第6階振型
圖4.7 第7階振型
圖4.8 第8階振型
圖4.9 第9階振型
圖4.10 第10階振型
根據(jù)上述圖中的振型可以將該重型車架的固有振型分成兩種類型：第一類就是以車架一個(gè)或幾個(gè)部分振動(dòng)為主的局部振動(dòng)；第二類則是車架整體振動(dòng)。這幾階振型中，第1階振型，車架貨箱部位沿Y軸彎曲振動(dòng)；第2階振型，車架發(fā)動(dòng)機(jī)托架部位及駕駛室安裝梁部位沿X軸彎曲振動(dòng)；第3階振型，車架貨箱部位及靠近尾部部位沿X軸彎曲振動(dòng)；第4階振型，車架發(fā)動(dòng)機(jī)托架部位、駕駛室安裝梁部位及縱梁部位沿X軸彎曲振動(dòng)；第5階振型，車架貨箱部位沿Y軸彎曲振動(dòng)；第6階振型，車架發(fā)動(dòng)機(jī)托架部位及駕駛室安裝梁部位沿Z軸扭轉(zhuǎn)振動(dòng)；第7階振型，車架油箱及貨箱部位沿X軸彎曲振動(dòng)；第8階振型，車架發(fā)動(dòng)機(jī)托架部位、駕駛室安裝梁部位及橫梁部位沿Z軸彎扭振動(dòng)；第9階振型，車架備胎部位沿Y軸彎曲振動(dòng)；第10階振型，車架備胎部位Y軸彎曲振動(dòng)以及車架整體沿Y軸小幅彎曲振動(dòng)。
4.2結(jié)果分析
有兩種外部激蕩振源是汽車在行駛過(guò)程中會(huì)產(chǎn)生：一種是因?yàn)槠囆旭偟牡铰凡黄教苟l(fā)的車輪不平衡激振；另一種是簡(jiǎn)諧激勵(lì)，這是汽車發(fā)動(dòng)機(jī)在工作時(shí)，工作沖程中燃燒爆發(fā)壓力以及活塞往復(fù)慣性力所造成的，其頻率范圍很寬。[1]根據(jù)相關(guān)文獻(xiàn)，對(duì)汽車車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元模態(tài)分析的原則如下：
（1）該車的扭轉(zhuǎn)低階頻率也就是指一階回旋及彎曲頻率結(jié)構(gòu)響應(yīng)要比懸架布局的固有頻率高，并且要比發(fā)動(dòng)機(jī)怠速整體頻率低，才能防止共振的發(fā)生；[9]
（2）該車的彈性模態(tài)頻率應(yīng)該盡量避開發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)常工作的頻率范圍；[1]
（3）該車為了防止有突變振型應(yīng)該盡量保持光滑。[9]
根據(jù)上述原則得知，在對(duì)汽車車架結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)性能的分析過(guò)程中，應(yīng)該查明在實(shí)際運(yùn)用環(huán)境中該車所承受激蕩力的實(shí)際結(jié)構(gòu)頻率。以下是對(duì)該重型車在運(yùn)用環(huán)境中的實(shí)際結(jié)構(gòu)頻率的分析：
（1）因?yàn)槠囆旭傊械穆访娌黄教梗沟闷囘\(yùn)動(dòng)引起的激勵(lì)大多是低于20Hz的筆直振動(dòng)；
（2）發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速頻率。該牽引車使用的是，發(fā)動(dòng)機(jī)的氣缸個(gè)數(shù)以及發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速轉(zhuǎn)速能夠決定發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速激振頻率，它的計(jì)算公式為：
(4-1)
式中：N——發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速轉(zhuǎn)速，對(duì)此其一般是；
M——發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸數(shù)的一半，對(duì)此而言；????
所以30Hz是這個(gè)型號(hào)的發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速鼓勵(lì)頻率；在汽車車速是時(shí)，是相應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)爆發(fā)頻率；
???（3）非簧載質(zhì)量的固有頻率一般是6~15Hz；
通過(guò)以上的分析可以看出，第1階振型是一階彎曲，頻率是27.782Hz，比發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速鼓勵(lì)頻率低，比非簧載質(zhì)量的固有頻率高，能夠避開路面汽車的鼓勵(lì)頻率范圍；在第3階振型中車架發(fā)動(dòng)機(jī)安裝梁部位及駕駛室安裝梁部位兩處發(fā)生局部彎曲，而且在第6階振型中該兩處發(fā)生局部扭轉(zhuǎn)，那么說(shuō)明車架發(fā)動(dòng)機(jī)安裝梁部位及駕駛室安裝梁部位兩處發(fā)生疲勞損害的可能性很大；前幾階的固有頻率都在發(fā)動(dòng)機(jī)爆發(fā)頻率之內(nèi)，由于牽引車和車架不直接相連，發(fā)生共振的概率很小。
計(jì)算結(jié)果說(shuō)明，該重型車車架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)完全能夠避開現(xiàn)實(shí)運(yùn)用環(huán)境中所受激振力的實(shí)際激勵(lì)頻率，所以能夠防止共振現(xiàn)象的發(fā)生。其中該重型車車架上的發(fā)動(dòng)機(jī)托架部位和駕駛室安裝梁部?jī)商幍膭偠容^為薄弱，容易發(fā)生疲勞損害。
4.3本章小結(jié)
在有限元模態(tài)分析的方法和基本理論的基礎(chǔ)之下。選擇有限元軟件ANSYS對(duì)該重型車車架進(jìn)行有限元模態(tài)分析，從而獲得該重型車車架前十階的固有振型以及前十階的固有頻率，為今后汽車振動(dòng)控制的研究打下基礎(chǔ)，為優(yōu)化車架結(jié)構(gòu)提供了依據(jù)。
第5章 車架縱梁的結(jié)構(gòu)優(yōu)化
5車架縱梁的結(jié)構(gòu)優(yōu)化
通過(guò)以上對(duì)車架的靜態(tài)和模態(tài)分析可知，該重型車車架的結(jié)構(gòu)性能滿足需求，在此基礎(chǔ)上可以對(duì)其進(jìn)行進(jìn)一步優(yōu)化。其中，縱梁作為該車架的主要承重部件，為了簡(jiǎn)化優(yōu)化過(guò)程，可以直接對(duì)車架縱梁進(jìn)行優(yōu)化。
5.1優(yōu)化前縱梁的靜力分析
在有限元軟件ANSYS中建立縱梁的三維模型，如圖5.1所示。對(duì)該車架縱梁進(jìn)行靜力分析，載荷處理同彎曲工況。
圖5.1車架縱梁三維模型圖
對(duì)該車架縱梁進(jìn)行靜力分析，載荷處理同彎曲工況。圖5.2至5.5表示優(yōu)化前車架縱梁的應(yīng)力圖，圖5.6至圖5.9表示優(yōu)化前車架縱梁的變形圖。
圖5.2 優(yōu)化前X方向應(yīng)力圖
圖5.3 優(yōu)化前Y方向應(yīng)力圖
圖5.4 優(yōu)化前Z方向應(yīng)力圖
圖5.5 優(yōu)化前總應(yīng)力圖
圖5.6 優(yōu)化前X方向變形圖
圖5.7 優(yōu)化前Y方向變形圖
圖5.8 優(yōu)化前Z方向變形圖
圖5.9 優(yōu)化前總變形圖
5.2優(yōu)化后車架縱梁的靜力分析
現(xiàn)將車架縱梁厚度由原來(lái)的20mm減為現(xiàn)在的16mm進(jìn)行靜力分析，載荷處理同彎曲工況。圖5.10至5.13表示優(yōu)化前車架縱梁的應(yīng)力圖，圖5.14至圖5.17表示優(yōu)化前車架縱梁的變形圖。
圖5.10 優(yōu)化后X方向應(yīng)力圖
圖5.11 優(yōu)化后Y方向應(yīng)力圖
圖5.12 優(yōu)化后Z方向應(yīng)力圖
圖5.13 優(yōu)化后總應(yīng)力圖
圖5.14 優(yōu)化后X方向變形圖
圖5.15 優(yōu)化后Y方向變形圖
圖5.16 優(yōu)化后Z方向變形圖
圖5.17 優(yōu)化后總變形圖
5.3優(yōu)化小結(jié)
優(yōu)化前后車架縱梁的最大應(yīng)力值和最大變形量分別如下表5.1和表5.2所示。
表5.1優(yōu)化前后最大應(yīng)力值
優(yōu)化前(MPa)
優(yōu)化后(MPa)
X方向應(yīng)力
24.742
20.912
Y方向應(yīng)力
21.896
8.7597
Z方向應(yīng)力
10.508
22.009
總應(yīng)力
36.426
45.597
表5.2優(yōu)化前后最大變形量
優(yōu)化前(mm)
優(yōu)化后(mm)
X方向變形
0.55806
0.75574
Y方向變形
0.01878
0.56399
Z方向變形
0.071442
0.096626
總變形
1.1379
2.1318
由表中統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)可以看出，優(yōu)化后應(yīng)力和變形值均有所增加，但是最大應(yīng)力值45.597MPa依然小于鋼Q345的屈服極限345MPa,最大變形量2.1318mm也小于載貨車車架的最大豎向位移10mm，說(shuō)明優(yōu)化后的車架縱梁依舊滿足強(qiáng)度和剛度需求，那么此次結(jié)構(gòu)優(yōu)化是合理的。
對(duì)于很多時(shí)候，在沒有可參考的情況下，要設(shè)計(jì)出最省料的結(jié)構(gòu)是比較難的。通過(guò)有限元分析，可以提供參考，在設(shè)計(jì)初期就避免浪費(fèi)材料，設(shè)計(jì)出優(yōu)秀的結(jié)構(gòu)。
第6章 結(jié)論
6結(jié) 論
本課題以東風(fēng)汽車公司規(guī)劃出產(chǎn)的J6P重型車為例，對(duì)該車車架進(jìn)行合理的有限元分析，從而進(jìn)行其結(jié)構(gòu)優(yōu)化的項(xiàng)目研究。以下是課題研究成果：
1.車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與建模
參照J(rèn)6P載重汽車的相關(guān)參數(shù)設(shè)計(jì)重型車車架結(jié)構(gòu)，利用了CATIA三維畫圖軟件對(duì)該重型車的車架建立模型。
2.典型工況下車架的靜態(tài)分析
在ANSYS中建立了有限元模型，在典型工況下根據(jù)該重型車的實(shí)際受力情況對(duì)其車架進(jìn)行了靜力分析，分析了該車架結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度和剛度要求；
3.車架模態(tài)分析
利用了有限元軟件ANSYS對(duì)該重型車車架進(jìn)行模態(tài)分析，列出了其前十階固有頻率和固有振型。
4. 車架結(jié)構(gòu)優(yōu)化
在車架靜態(tài)與模態(tài)分析的基礎(chǔ)之上，對(duì)該重型車車架縱梁進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化，縱梁厚度由20mm減少為了16mm。
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致謝
致 謝
本課題的完成離不開我的指導(dǎo)老師凌秀軍老師給我的幫助。在撰寫本課題的期間，凌老師給了我許多意見和指導(dǎo)方向，為我開拓了寫作思路，并指出設(shè)計(jì)過(guò)程中誤區(qū)，為我指點(diǎn)迷津，這讓我在這個(gè)過(guò)程中受益匪淺！此外，凌老師認(rèn)真嚴(yán)謹(jǐn)?shù)膽B(tài)度也給我留下了深刻的印象，并且不斷地感染著我，讓我不拋棄不放棄，同樣以著認(rèn)真的態(tài)度去完成每一步要做的事！不但如此，工作上，凌老師也是給予了許多有用的意見，教會(huì)了我許多做人處事的道理，這將會(huì)讓我在今后的工作中受益良多！在此我衷心的感謝凌老師，并祝福凌老師！
此外，我還要感謝所有曾經(jīng)幫助過(guò)我同學(xué)、老師、家人以及朋友，這篇論文的完成離不開他們每一個(gè)人的幫助，并且感謝審核老師能在百忙之中抽出時(shí)間來(lái)參加審核，再次由衷表示感謝！