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摘 要
發(fā)展節(jié)能車是未來汽車發(fā)展的趨勢，而節(jié)能車車架輕量化則是影響節(jié)能車節(jié)能的關鍵因素之一。本論文即是以節(jié)能車車架的設計為研究基點，以降低油耗為出發(fā)點，分析車架結構對車輛油耗特性的影響規(guī)律，為節(jié)能車車架的設計做一些從理論到實戰(zhàn)的基礎研究工作。
國內汽車設計的主要手段是用傳統(tǒng)的樣車和舊車型作參考的模式，在對車架進行分析設計時經(jīng)常會對車架進行大幅度的簡化。隨著計算機技術的高速發(fā)展，汽車車架的結構設計逐漸由傳統(tǒng)的經(jīng)驗設計方法轉向了現(xiàn)代設計方法。其中，有限元方法已經(jīng)成為建立有限元模型、模擬車架的主要分析途徑，并慢慢走向成熟。
本論文運用solidworks軟件對車架進行建模，并進行利用有限元分析來分析車架的結構強度，然后再對車架進行優(yōu)化，優(yōu)化后再對車架進行驗證，驗證后對車架進行再優(yōu)化，使車架結構達到最優(yōu)的結果。本文不僅運用軟件對車架進行設計分析，還對車架進行實物驗證，力求設計出最合理的車架結構。
關鍵詞：節(jié)能車；車架；輕量化；三維建模；靜力分析；優(yōu)化設計
ABSTRACT
The development of energy-saving vehicles is the trend of the future development of automobiles, and the lightweight of energy-saving vehicles is one of the key factors that affect the energy saving of energy saving vehicles. This thesis is that energy saving car chassis design as the research basis, in order to reduce the fuel consumption as a starting point, analysis the influence law of the frame structure of vehicle fuel consumption characteristics, for energy conservation design of the car frame to do some basic research from theory to practical work.
The main method of domestic automobile design is to use the traditional model and the old model as the reference model, and the vehicle frame can be greatly simplified in the analysis and design of the frame. With the rapid development of computer technology, the structure design of automobile frame is gradually changed from the traditional experience design method to the modern design method. Among them, the finite element method has become the main analytical way to establish the finite element model and the simulation frame, and gradually mature.
This paper use solidworks software modeling was carried out on the frame, and using finite element analysis to analyze the frame structure strength, and then optimize the frame, optimization of frame again after verification, validation of frame after optimization, the frame structure to achieve optimal results. This paper not only uses the software to design the frame, but also carries on the physical verification of the frame, and tries to design the most reasonable frame structure.
Key words： Fuel Efficient Veicle; Frame; Lightweight; Statical Analysis ; Optimizasion Design
II
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目 錄
摘 要 I
ABSTRACT II
1 緒論 1
1.1節(jié)能車的概述 1
1.2節(jié)能車車架研究的目的和意義 1
1.3節(jié)能車的節(jié)能技術 1
1.4車架優(yōu)化的技術手段 2
2 節(jié)能車車架的設計 3
2.1節(jié)能車車架研究的基本內容及設計路線 3
2.2車架結構選擇 4
2.3車架材料的選擇 5
2.4車架的結構設計 5
3 節(jié)能車車架模型的建立 8
3.1車架方案一三維模型的建立 8
3.2節(jié)能車車架方案二三維模型的建立 9
3.3車架方案三三維模型的建立 10
4 節(jié)能車車架有限元分析 13
4.1 Solidworks有限元分析應用簡介 13
4.2節(jié)能車車架的結構靜力分析 13
4.3車架方案三結構優(yōu)化 22
5 節(jié)能車車架事物焊接及優(yōu)化設計 25
5.1車架實物焊接 25
5.2節(jié)能車試跑結果分析 26
5.3驗證后的優(yōu)化設計 27
6 結論 30
參考文獻 31
附錄1：外文翻譯 32
附錄2：外文原文 39
致 謝 43
III
節(jié)能車車架優(yōu)化設計與實驗分析
1 緒論
1.1節(jié)能車的概述
節(jié)能車是一種低耗底排的新型車，比普通汽車更環(huán)保更符合經(jīng)濟發(fā)展的趨勢。本論文即是即是進行節(jié)能車車架的設計研究，為節(jié)能車車架的設計做一些從理論到實戰(zhàn)的基礎研究工作。車架是車的重要部件，支撐著發(fā)動機、轉向器、離合器、駕駛室等所有車上有關部件的質量，承受著基本上整個車子的各種重力和力矩。此外，節(jié)能車要達到節(jié)能的目的必須進行輕量化設計，而輕量化設計則對車架的結構有嚴格的要求，車架必須有足夠的彎曲剛度以保證安裝在其上的有關機構之間的相對位置在車輛行駛過程中保持不變并使車身的變形量最??；車架也應有足夠的強度，以保證其有足夠的可靠性與使用壽命，整個車架在使用期內不應有嚴重變形和開裂。
1.2節(jié)能車車架研究的目的和意義
1.2.1車架優(yōu)化設計的目的
而通過車架結構優(yōu)化設計，對車架進行輕量化設計又能有效的減少車重，從而降低油耗。
1.2.2車架優(yōu)化設計的意義
我國的汽車保有量逐年增加，需要更多的燃油，所以節(jié)能減排是中國汽車產(chǎn)業(yè)需要考慮的關鍵，也值得國家重視。車架的輕量化能夠減少整車質量，從而能使汽車達到節(jié)能減排的目的，節(jié)油了能源和資本，從而具有一定的現(xiàn)實意義和經(jīng)濟意義。
1.3節(jié)能車的節(jié)能技術
為能提高節(jié)能車的節(jié)油特性，可以優(yōu)化的對象有：傳動系統(tǒng)、點火系統(tǒng)、汽缸、化油器、車架、轉向系統(tǒng)、車輪和輪胎等，本文著手于節(jié)能車車架的設計分析。
車架提供給節(jié)能車的節(jié)油特性就是車架的重量。首先是車架材料的選擇，車架材料很大程度上決定著車架的重量。然后是車架的結構要簡單，簡單的結構能有效減少車架的重量。但是車架是節(jié)能車的重要部件，車架支撐著發(fā)動機、轉向器、離合器、駕駛室等所有車架上需要支撐的部件的質量，承受著基本上整個車子的各種重力和力矩，因此對節(jié)能車車架結構的設計有一定的要求。接著是車架的輕量化設計，在保證車架的彎曲剛度和結構強度都滿足要求的情況下，對車架的一些不重要部位以及車架材料結構進行調整，一些受力不大或者對整車的結構強度影響不大的部位可以相應的去除。以此來減輕車架的重量，然后達到節(jié)能的目的。
1.4車架優(yōu)化的技術手段
本次節(jié)能車車架的設計主要用solidworks軟件進行設計，車架的優(yōu)化也是用solidworks軟件的Simulation插件進行有限元分析，分析車架的靜應力以及受力變形情況，根據(jù)分析結果對車架進行優(yōu)化。solidworks有限元分析應用于機械、汽車、家電、電子產(chǎn)品等產(chǎn)品設計及研發(fā)，能夠確保產(chǎn)品設計的安全合理性，同時采用優(yōu)化設計，找出產(chǎn)品設計最佳方案。
本論文最初設計了三套車架方案，運用solidworks軟件建模，然后再用solidworks的Simulation插件分別對三套車架方案進行靜應力分析，分析后選擇出一套比較合理的車架方案，然后進行優(yōu)化，優(yōu)化后進行實物驗證，驗證后再優(yōu)化分析，然后再驗證。通過這樣分析-優(yōu)化-分析-驗證-優(yōu)化-分析-驗證的方式，進行來回的優(yōu)化、分析和驗證，對車架結構不斷的進行調整和驗證，以求出最合理的車架。
2 節(jié)能車車架的設計
2.1節(jié)能車車架研究的基本內容及設計路線
2.1.1 節(jié)能車設計的大致內容
（1）進行節(jié)能車總體布局設計；
（2）進行車架結構設計；
（3）進行有限元分析與優(yōu)化設計；
（4）進行車架實物焊接驗證。
2.1.2 技術路線
表2-1 節(jié)能車車架設計路線
分析題目，查閱并收集資料
根據(jù)資料確定設計方案
完成節(jié)能車總體布局設計
節(jié)能車車架結構設計
用solidworks軟件分析
對車架進行實物焊接驗證
完成裝配圖、零件圖
完成設計說明書
N
2.2車架結構選擇
車架是整個節(jié)能車的骨架，其需要支撐發(fā)動機、轉向裝置、車輪、駕駛座、車殼等。因此在進行車架結構設計時，需要考慮發(fā)動機的安裝、駕駛員的駕駛空間、轉向裝置的安裝方式、車輪軸的支撐方式以及傳動裝置傳動方式的調整等。
目前車架的類型大概有這幾種：平板式、空間桁架式、梯形式、X型式、脊骨式。雖然近段有的汽車廠在進行車架結構設計時使用多種車架類型組合的復合結構甚至無骨架結構。但由于本文所設計的是節(jié)能車的車架，其要求重量更輕、結構簡單，所以本文還是選擇單一結構形式的車架。而在車架材料的選擇上，管道或型鋼焊接的車架最符合本文的設計要求，但這需要焊接設備和焊接技術做支撐。
在多種車架類型中，最常用的是平板式、空間桁架式和脊骨式，在進行車架總體方案選擇時注意控制轉向結構形式，車手的駕駛姿勢以及車殼的裝卸等問題。由于車架在是整車的骨架，其要支撐起整個車輛，所以還得考慮駕駛產(chǎn)生震動時車架的變形量，這會影響到各個部位安裝后會發(fā)生位移變形，導致節(jié)能車在駕駛時出現(xiàn)各種問題，比如轉向靈敏度不符合要求，傳動裝置出現(xiàn)卡死等。
以下是常見的車架類型：
圖2.1 平板式
圖2.2 空間式
圖2.3 梯形
圖2.4 X型
圖2.5 脊骨式
在節(jié)能車車架的結構上，在經(jīng)過對多種車架類型的分析比較后，本設計的車架方案選擇上浮式和空間桁架式進行設計，其大體結構如下圖：
圖2.6 上浮式和空間桁架式車架
2.3車架材料的選擇
本次設計的節(jié)能車車架所采用的材料是6061鋁合金。
6061鋁合金的主要合金元素是鎂和硅具有中等強度、良好的抗腐蝕性、可焊接性，氧化效果較好等優(yōu)點。美鋁6061是6系合金的主要合金，是經(jīng)熱處理預拉伸工藝的高品質鋁合金產(chǎn)品；美鋁6061具有加工性能極佳、良好的抗腐蝕性、韌性高及加工后不變形、上色容易、氧化效果極佳等優(yōu)良特點。
2.4車架的結構設計
目前汽車制造企業(yè)的汽車設計的車輪大多都是3-4個，但本文所設計的節(jié)能車是為了簡化結構，提高傳動效率，進一步減少車重，從而達到節(jié)能的目的。發(fā)動機的驅動齒輪直接通過鏈條與驅動車輪的鏈輪相連并進行傳動，所以本次所設計的車架都是前兩輪后一輪的節(jié)能車車型。
車架的類型以及車輪結構確定后本次就需要測量車架的具體尺寸，其大致是通過對車手的體型和坐姿定下整車的初步尺寸，在根據(jù)發(fā)動機和車輪等個裝置進行各項數(shù)據(jù)的測量，車身高度盡可能降低，可以參考發(fā)動機豎直放置時的最高點，這個高度車手躺下時的視野也是可以滿足車手的駕駛要求。整車的車架重心不能太高，避免車輛在駕駛時高速轉彎會發(fā)生翻車的危險，底盤高度也要保證有足夠的離地間隙，防止車輛行駛過程中由于地面不平和自身震動而出現(xiàn)底盤觸地的現(xiàn)象。通過前后載荷的分配來確定軸距輪距，保證有車輪對地面有足夠附著力，避免車輛在高速行駛時轉向和剎車不靈的情況發(fā)生。在保證車架用料少的同時，也利于車身設計的流線型。
車架的前半部分大致是根據(jù)駕駛員的身高以及試駕姿勢確定，首先是置腳橫梁到前輪支撐梁的距離，在駕駛員坐下之后腿部伸長的距離來確定；再根據(jù)駕駛員的前腳部的活動范圍確定了置腳橫梁的橫向距離，因為要考慮安裝腳踏板，所以置腳橫梁的寬度要比實際腳部的活動范圍稍大；然后根據(jù)駕駛員駕駛時臀部的位置，確定車架前輪支撐梁到座椅橫梁的縱向距離，再根據(jù)駕駛員的體形需要確定座椅橫梁的橫向寬度；根據(jù)發(fā)動機的極限高度和駕駛員駕駛時頭部的高度確定座椅立梁的極限高度；根據(jù)發(fā)動機體積的尺寸確定發(fā)動機固定橫梁與車架座椅橫梁的間距；根據(jù)發(fā)動機底部定位孔的位置來確定支撐發(fā)動機的兩個固定橫梁的相對位置；根據(jù)后輪的大小以及發(fā)動機與車輪傳動時需要的空間確定后輪支撐梁的位置；根據(jù)選用車輪的直徑的大小和節(jié)能車底盤高度來確定后輪支撐樑與車架最下端的相對高度；根據(jù)駕駛員的駕駛姿勢來確定支撐駕駛員背部的斜樑的角度；由于前輪支撐梁中間連接的橫梁需要安裝轉向，所以前輪支撐梁的高度則根據(jù)駕駛員駕駛時其手部最方便的活動范圍以及駕駛員的視野狀況來確定前輪支撐梁的高度。
根據(jù)要求，本文運用CAD軟件設計了三個不同結構的車架進行分析對比，三種車架方案駕駛員都是選用體型較小的40kg重、身高在1550mm左右的女駕駛員，駕駛員半躺駕駛，后置發(fā)動機，單后輪驅動。車架尺寸如下：
1、方案一
握把轉動式轉向，最大轉向角20度，駕駛員視線角度上下為90度，左右為120度，接近角為8度。車架總長2335mm，總高625mm，車架最寬600mm，軸距1861mm，輪距800mm。
圖2.7 車架方案一設計圖紙
2、方案二
握把轉動式轉向，最大轉向角20度，視線角度上下為90度，左右為120度，接近角為8度。總長2805mm，總高675mm ，車架最寬600mm， 軸距1861mm，輪距800mm。
圖2.8 車架方案二設計圖紙
3、方案三
前后拉桿式轉向，最大轉向角20度，視線角度上下為90度，左右為120度，接近角為8度。總長2380mm，總高390mm，車架最寬500mm，軸距1420mm，輪距800mm。
圖2.9 車架方案三設計圖紙
3 節(jié)能車車架模型的建立
前面設計了車架的具體尺寸大小，下面再利用solidworks繪制三個車架的立體圖形，方便對車架進行分析和優(yōu)化。
3.1車架方案一三維模型的建立
1、建模流程如下：
（1）用solidworks建模，用多步凸臺拉伸命令，創(chuàng)建車架底板模型。
圖3.1 車架方案一模型創(chuàng)建過程截圖
（2） 用solidworks建模，用凸臺拉伸和掃描命令，進一步創(chuàng)建車架前輪支撐樑和前置腳橫梁的斜拉梁。
圖3.2 車架方案一模型創(chuàng)建過程截圖
（3）用solidworks建模，用凸臺拉伸和掃描命令，進一步創(chuàng)建車架座椅斜梁及后橋立梁。
圖3.3 車架方案一模型創(chuàng)建過程截圖
（4） 車架方案一建模完成。
圖3.4 車架一模型創(chuàng)建過程截圖
2、車架模型特點
由于車架座椅斜梁及后橋立梁支撐駕駛員，為了加強駕駛員后部、后橋前部這一部分縱梁的剛度，防止出現(xiàn)嚴重變形的情況，本文在上部增加了輔助縱梁，但為了發(fā)動機安裝方便，輔助縱梁和車架底部的高度大于450mm。
3.2節(jié)能車車架方案二三維模型的建立
1、建模流程如下：
（1）用solidworks建模，用凸臺拉伸和掃描命令。
圖3.5 車架方案二模型創(chuàng)建過程截圖
（2） 車架方案一建模完成。
圖3.6 車架方案二模型創(chuàng)建過程截圖
2、車架模型特點
為加強后橋的強度，增設了輔助斜梁，從而加強車架車架整體的剛度和強度。而且比方案一節(jié)省了一定的材料，和減少了一定的車架質量。進一步實現(xiàn)了整車的輕量化，但是其結構強度需要進一步分析是否滿足要求。
3.3車架方案三三維模型的建立
1、 建模過程如下：
（1） 用solidworks建模，用多步凸臺拉伸命令，創(chuàng)建車架底板模型。
圖3.7 車架方案三模型創(chuàng)建過程截圖
（2） 用solidworks建模，用多步凸臺拉伸、掃描和鏡像命令，進一步創(chuàng)建車架其余橫梁以及斜樑。
圖3.8 車架方案三模型創(chuàng)建過程截圖
（3） 車架方案三模型建立完成。
圖3.9 方案三車架建模過程截圖
2、車架模型特點
由于此車架沒有設計安裝轉向把手的橫梁，所以此車架的轉向采用安裝在兩側的前后拉桿式轉向，這樣設計是為了方便車手的近出入，而且結構更簡單，此車架結構為空間桁架結構，設計時運用了大量的三角形結構來增加其結構的穩(wěn)定性。
4 節(jié)能車車架有限元分析
4.1 Solidworks有限元分析應用簡介
solidworks有限元分析應用于機械、汽車、電子產(chǎn)品、建筑等產(chǎn)品設計及研發(fā)。其作用是：確保產(chǎn)品設計的安全合理性，同時采用優(yōu)化設計，找出產(chǎn)品設計最佳方案，降低材料的消耗或成本，在產(chǎn)品制造或工程施工前預先發(fā)現(xiàn)潛在的問題; 模擬各種試驗方案，減少試驗時間和經(jīng)費，是產(chǎn)品設計研發(fā)的核心技術。
使用solidworks進行有限元分析的一般步驟：
1、建立數(shù)學模型；
2、建立有限元模型；
3、求解有限元模型；
4、結果分析。
4.2節(jié)能車車架的結構靜力分析
分析車架的結構應力就是要保證所設計的車架其結構強度在材料的屈服強度范圍之內，防止車架有超出其結構能承受的最大應力而出現(xiàn)結構失效的情況。本文采用的車架材料是6061鋁合金，材料屈服強度為55.15MPa，所以我們要控制車架的結構應力在其范圍之內。并且車架出現(xiàn)的變形要小于2mm。
4.2.1 Solidworks車架網(wǎng)格的劃分
方案一、二、三對應的車架模型都是采用基于曲率的網(wǎng)格劃分。
圖4.1 網(wǎng)格因子參數(shù)
1、 方案一網(wǎng)格劃分前后截圖。
圖4.2 網(wǎng)格劃分截圖
2、 方案二網(wǎng)格劃分前后截圖。
圖4.3 網(wǎng)格劃分截圖
3、 方案三網(wǎng)格劃分前后截圖。
圖4.4 網(wǎng)格劃分截圖
4.2.2 Solidworks施加夾具和載荷
1、施加約束
本次分析主要是為了研究車架的靜應力，忽略其他力的影響，本文分別對所設計三個車架的主受力面施加約束，車架主要受力有整車和車手的重力，而其支撐部位則為三個車輪的位置，所以需要要在車輪的支撐樑上施加約束。
圖4.5 solidworks關于約束的描述
根據(jù)車架受到車輪的力，本次分析本文采用的夾具為在平面上，然后限制其兩個方向的自由度，只留一個方向運動的自由度，這樣能夠更直觀的分析出車架受到的靜應力。
圖4.6 solidworks添加約束
圖4.7 車架方案一施加約束圖
圖4.8 車架方案二施加約束圖
圖4.9 車架方案三施加約束圖
2、 施加載荷
添加約束完成后，接著對車架施加載荷。除了車架自身重力外，還有車手、發(fā)動機等施加在車架上的重力，本次分析主要是車架自身、車手和發(fā)動機對車架施加的重力，所以載荷施加的部位分別為支撐車手和發(fā)動機的位置。
圖4.10 方案一施加載荷截圖
圖4.11 方案二施加載荷截圖
圖4.12 方案三施加載荷截圖
4.2.3 Solidworks車架的靜應力分析結果
圖4.13 方案一的車架位移圖
圖4.14 方案一的車架應力圖
圖4.15 方案二的車架位移圖
圖4.16 方案二的車架應力圖
圖4.17 方案三的車架位移圖
圖4.18 方案三的車架應力圖
4.2.4車架靜力分析的對比
通過solidworks軟件對三個車架進行有限元結構靜力分析，發(fā)現(xiàn)車架變形不顯著，應力均不大，位移也都在預算范圍之內，三種車架方案的分析結果對比如下：
表4.1 三種方案的靜應力分析結果
方案一
方案二
方案三
最大位移值 /mm
0.38
1.57
1.01
最大應力值 /MPa
10.43
18.21
24.67
由表4.1可知，方案三所對應的車架的應力最大值為24.67MPa，小于所選材料6061鋁合金的屈服極限55MPa，而且其位移為1.01mm，方案二的最大位移量則是最大的，其應力也不是最小的。三種方案通過比較可以看出，方案一所受的最大應力和最大位移都比方案二和方案三的要小。再結合在第二章所討論的內容可以得出一個暫時的結論：方案一是三個方案中較好的一個方案。
圖4.19 三種車架方案的質量屬性
在完成對三種車架的靜應力分析后，發(fā)現(xiàn)車架所受的最大應力都遠小于車架材料的屈服強度，因此都滿足本次的要求，然后本文再對三種車架方案的重量進行對比，方案一重量7.614kg是三個車架中最重的一個，而方案二和方案三分別為2.405kg和2.845kg，其重量差距不大接。因此，本文再對三種車架方案的結構合理性、焊接難度以及車手上下車的方便的問題進行了對比，最終決定對方案三進行優(yōu)化和實物焊接驗證。
表4.2 三種方案的重量對比
方案一
方案二
方案三
重量 kg
7.614
2.405
2.845
4.3車架方案三結構優(yōu)化
選定方案三作為本文設計的車架方案后，再對其進行結構優(yōu)化，對其在前面的分析中，發(fā)現(xiàn)其發(fā)動機部位的輔助直梁受力并不大，因此取消該直梁對車架整體的結構影響并不大。
圖4.20 車架優(yōu)化取消的輔助直梁
同樣，前輪橫梁的輔助支撐斜梁所受應力也不大，其對車架的結構應力影響較小，因此也可以取消。
圖4.21 車架優(yōu)化取消的輔助支撐斜梁
取消該直梁后再對車架進行應力分析，確認取消輔助直梁后車架整體結構強度在允許范圍之內，應力分析結果圖如下：
圖4.22 車架取消輔助直梁后的應力分析結果圖
圖4.23 車架取消輔助直梁后的應力分析結果圖
圖4.24 車架取消輔助直梁后的應力分析結果圖
根據(jù)應力分析結果圖顯示，車架最大受力位置位于前輪橫梁與中間直梁的接觸位置，其大小為39.17MPa，小于材料的屈服強度55.15MPa，所以取消發(fā)動機部位的輔助直梁后車架整體強度在允許范圍之內，而其最大位移為1.483mm，重量為1.8kg。受力，位移和重量在優(yōu)化后的變化如下表：
表4.3 車架優(yōu)化后的對比
優(yōu)化前
優(yōu)化后
最大位移值 /mm
1.01
1.594
最大應力值 /MPa
24.67
36.66
重量 /kg
2.845
2.567
5 節(jié)能車車架事物焊接及優(yōu)化設計
5.1車架實物焊接
本次節(jié)能車車架的設計不能止步于書面的研究，應該進行實物模型的建立，這樣才能更直觀的對車架進行設計分析，優(yōu)化那些用solidworks設計時沒有發(fā)現(xiàn)的問題。在進行分析對比后，本文選擇對方案三進行實物焊接，并進行裝載驗證。
圖5.1 車架焊接
車架焊接完成后進行車輪、轉向、發(fā)動機等部件的安裝，在安裝部件的過程中，由于最初設計時為了讓駕駛員出入方便，前輪位置并沒有設計上橫梁，因此轉向不能采用常規(guī)的輪盤式轉向盤，轉向手把常見有兩種方式，輪盤式和前后拉桿式。由于本次設計的車架結構的原因，本次設計采用前后拉桿式的轉向，其體積小，控制靈敏。
圖5.2 車架部件安裝
在安裝完各個主要部件后試駕：
圖5.3 節(jié)能車試駕
然后進行實地試跑，并收集實驗數(shù)據(jù)。根據(jù)操場一圈400米算，駕駛節(jié)能車跑25圈，等于行駛10公里，而行駛10公里的油耗為75ml，換算為133.33km/L。
圖5.4 節(jié)能車試跑
5.2節(jié)能車試跑結果分析
在實物模型的建立和試駕過程中，發(fā)現(xiàn)以下的問題，并進行改動：
（1） 車架前端變形幅度較大。由于采用的不是本次設計預設的6061鋁合金材料，而是用鍍鋅管焊接，材料的性能差異導致車架前端支撐腳部的位置出現(xiàn)較大變形。
（2） 底盤過低。這會導致節(jié)能車在行駛過程中發(fā)生較大震動時可能會出現(xiàn)底盤觸地的情況，這需要修改車架后輪支撐部分的高度，前輪只需要對轉向節(jié)連接前輪輪軸的高度進行改動。
（3） 駕駛員坐姿太低。本次所設計的車架是半躺式，這就會影響駕駛員駕駛時的視野情況，并且舒適度不高，因此需要對背靠的斜梁的角度進行調整，提高車手的視野角度。
5.3驗證后的優(yōu)化設計
針對上述的問題對車架進行優(yōu)化，提高車架性能。首先是對車架進行結構調整，由于車架前端出現(xiàn)較嚴重的變形，所以要改變前端直梁的結構，由原先的正方形管改為長方形管：
圖5.5 車架前端樑直梁修改前和修改后截面圖
然后是提高背靠斜梁的傾斜角度以提高駕駛員的駕駛視角，將原先的傾斜角度41°改為46°：
圖5.6 車架背靠斜梁角度調整
然后是對車架進行輕量化處理，由于前面本文對車架進行靜應力分析時車架受到的應力遠小于其屈服應力，所以可以減小車架材料的壁厚，以減小車架的整體重量，壁厚由原先的2.5mm改為1.5mm。修改壁厚后再對車架進行分析，得到結果其最大應力值為39.17Pa，依然在屈服強度之內，而其變形位移最大位于前端橫梁值處，位移大小為1.48mm，都在預算范圍之內。
圖5.7 優(yōu)化后的車架應力分析圖
圖5.8 優(yōu)化后的車架位移分析圖
圖5.9 車架修改壁厚后的質量屬性
與修改壁厚前的車架重量相比，修改壁厚后的車架重量得到減輕，所受最大應力和最大位移的變化如下表：
表5.1 車架輕量化后的分析數(shù)據(jù)對比
優(yōu)化前
優(yōu)化后
最大位移值 /mm
1.594
1.483
最大應力值 /MPa
36.66
39.17
重量 kg
2.567
1.802
隨后本文在進行各種調整之后，再重新對車架進行焊接并安裝上車輪、發(fā)動機和轉向等各個裝置，再進行試跑，同樣是行駛10公里，油耗為63ml，換算為158.73km/L，優(yōu)化后的車架結構強度滿足要求，并且油耗得到降低，達到本次設計的目的。
表5.2 車架優(yōu)化前后油耗對比
優(yōu)化前
優(yōu)化后
油耗ml
75
63
6 結論
本次畢業(yè)設計是對節(jié)能車車架進行優(yōu)化設計與實驗分析，其大體流程是：首先本文是根據(jù)查閱的資料用CAD設計出三套車架方案，然后用SolidWorks進行建模并分析，選出較符合本文設計要求的車架方案進行優(yōu)化，然后進行車架焊接驗證，再根據(jù)驗證的結果對車架進行優(yōu)化，優(yōu)化完成在進行車架焊接而后實地試跑并進行數(shù)據(jù)對比，以便看出車架優(yōu)化后是否達到預期節(jié)油的效果。在對車架進行數(shù)次的結構優(yōu)化和輕量化后，根據(jù)幾次數(shù)據(jù)的對比，車架重量從最初的2.845kg優(yōu)化到1.802kg，車輛的油耗得到下降，達到本次設計的目的。在第五章部分，在對車架進行輕量化時，車架的設計結構和車架材料對輕量化有很大的影響，車架設計的結構能直接影響到輕量化時的方向，而材料則影響到車架的結構強度和重量。并且進行車架實物焊接時我們遇到許多在設計時沒有發(fā)現(xiàn)的問題，比如駕駛員的視角狀況，駕駛員上下車是否方便等問題。駕駛可見視角會影響到駕駛員駕駛時對路面情況的判斷，而上下車是否方便則考慮的是在駕駛車輛的過程中如果車輛發(fā)生事故駕駛員能否快速逃生。所以在對車架進行設計時實物驗證是很有必要的。最后本文設計出了一個結構比較合理，重量較輕的節(jié)能車車架。
雖然設計的還算合理，但是由于本文制作車架的材料采用的是鍍鋅管，并不是預設的6061鋁合金，兩者的結構強度不同，所以焊接出來的車架在真正駕駛時其產(chǎn)生的內應力與變形都會與設計分析時的結果會有一些出入。但是進行焊接實驗可以驗證其結構上的問題。
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43
附錄1：外文翻譯
隨機路面激勵下被動半主動懸架四分車模型的設計優(yōu)化
G. VERROS
S. NATSIAVAS
亞里斯多德大學機械工程系，希臘(natsiava@auth.gr)
C. PAPADIMITRIOU
德國塞薩利大學機械與工業(yè)工程學系，38 334卷，希臘。
(2005年3月28日獲接納2005年1月4日)
文摘:提出了一種基于隨機路面激勵的非線性四分車模型懸架阻尼和剛度參數(shù)的優(yōu)化方法。調查開始時，汽車模型涉及被動阻尼，具有恒定或雙速率特性。在此基礎上，我們還研究了懸架阻尼系數(shù)選取的汽車模型，從而使系統(tǒng)近似模擬了具有天鉤阻尼的主動懸架系統(tǒng)的性能。對于半主動或無源雙速率阻尼器的模型，等效懸架阻尼系數(shù)的值是關于車輪子系統(tǒng)的簧載質量相對速度的函數(shù)。因此，產(chǎn)生的運動方程是強非線性的。對于這些模型，首先采用適當?shù)姆椒▉慝@得由具有隨機剖面的道路產(chǎn)生的運動的第二個力矩特征。該信息在車輛性能指標的定義下得到了進一步的應用，該指標對最重要的懸架參數(shù)進行了優(yōu)化，得到了具有代表性的數(shù)值結果。特別關注道路質量的影響以及與車輪跳動有關的檢查效果。最后，對被動線性懸架阻尼器和半主動減振器汽車所得到的結果進行了臨界比較。
關鍵詞:四分車模型，雙速率阻尼器，天鉤阻尼，輪跳，隨機優(yōu)化。
1. 介紹
在汽車工業(yè)的許多領域，通常采用單自由度或雙自由度四分之一汽車模型。這些ar-eas包括對地面車輛動態(tài)響應、識別、優(yōu)化和控制的預測(如Karnopp等，19741 Harrison和Hammond, 19861 Sharp和Has-san, 19861 Hrovat, 19931 Dixon, 19961 Metallidis etal .， 2003)。這主要是由于四分之一車型的簡單和他們提供的質量上正確的信息，特別是在騎車和搬運研究方面。此外，從這些簡單的mod-els中提取的信息，為更詳盡、準確和全面的研究提供了一個堅實的基礎，更多的涉及到動力汽車模型(Verros et al.， 2000a)。
本研究的主要目的是開發(fā)和應用一種系統(tǒng)的方法-ogy，使地面車輛的懸架阻尼和剛度參數(shù)在隨機道路激勵下的最佳組合。以往對該課題的研究大多涉及具有線性特征的汽車模型或受確定性道路激勵作用的力學模型。此外，很少注意揭示和研究與車輪跳躍現(xiàn)象有關的重要影響，主要是由于其數(shù)學建模的固有困難(Palkovics和Venhovens, 19921 Verros和Natsiavas, 2001)。
目前的工作結合最近的發(fā)展，涉及到對非線性四分之一車型的響應和優(yōu)化，受到道路激勵。在粒子-lar中，研究的模型包括具有強烈非線性阻尼和剛度特性的懸浮液，并允許車輪跳躍。此外，道路的不規(guī)則性被假定為random的性質，它們被頻率光譜描述，這被認為是典型的汽車工程(Dodds和Robson, 19731 Gillespie, 1992)。然后將此激勵應用于具有線性或雙線性減震器和線性或三線性懸架彈簧的雙自由度四分之一汽車模型。具體來說，除了線性模型外，還研究了帶有被動或半主動懸架阻尼器的汽車系統(tǒng)。在最后一種情況下，根據(jù)懸架阻尼系數(shù)的選擇，應用控制策略，使車輛接近理想狀態(tài)的天鉤。在阻尼或剛度系數(shù)可變的情況下，分析變得復雜，因為產(chǎn)生的運動方程涉及強非線性。類似的非線性也被引入到線性模型中，當車輪跳躍被包括在公式中(例如Verros和Natsiavas, 2001)。
在選擇了道路激發(fā)譜后，利用蒙特卡羅模擬法對所研究的非線性車輛模型進行了概率分析。隨機道路輪廓的樣本函數(shù)是利用光譜抑制方法生成的，然后通過對運動方程的積分(Shinozuka, 1972)計算出車輛對每個樣本道路輪廓的響應。最后，利用所得到的樣本車輛響應時間歷史來估計響應的特征。這些特性反過來又形成了一個基礎，這對于開發(fā)一個計算上合適和高效的優(yōu)化過程是必要的。
本論文的材料組織如下。在下一節(jié)中，我們介紹了被動和半主動的四分之一汽車模型。在第3節(jié)中，我們提出了一種計算非直線車輛模型的二階矩特性的方法，該模型受已知光譜的隨機道路輪廓的影響。該信息用于第4節(jié)，定義車輛性能指標，包括車輛行駛舒適性、車輛處理和懸掛的工作空間。然后，建立了基于該性能指標的懸架阻尼和剛度參數(shù)的最優(yōu)值選擇方法。在第5節(jié)中，給出了一些典型的數(shù)值結果，并通過應用該方法得到了一些數(shù)值結果。重點是對線性、雙線性和天車模型的結果進行關鍵的比較。最后，總結了工作的重點。
圖1所示.車輛模型:(a)線性模型，(b)分段線性模型，(c)天鉤模型。
2. 力學模型
本研究中研究的車輛系統(tǒng)的力學模型如圖1所示。它們被稱為四分之一車型，由于它們的簡單性和質量上的正確信息，它們被廣泛應用于汽車工程中，至少在最初的設計階段(Hrovat, 1993年)。在所有情況下，坐標x1和x2分別表示車輪子系統(tǒng)和車身的絕對垂直位移。
首先，對于圖1(a)的線性模型，運動方程可以很容易地放入經(jīng)典矩陣形式。
其中x1t2 - 5 1x1 x22t表示響應向量，而數(shù)量
表示質量矩陣，阻尼矩陣，以及系統(tǒng)的剛度矩陣。此外，矢量f 1t2包括由于道路粗糙度而產(chǎn)生的強迫項。特別地，車輛被假定為以一個恒定的水平速度40在道路上的一個側面圖s1z2。在這里，這個配置文件由一個隨機過程表示，它具有統(tǒng)計分布，這與典型的道路概況(Dodds和Robson, 1973)的測量是一致的。因此，強迫向量是以形式表示的。
其中xg 1t2, s140t2。
圖2.(a)懸浮阻尼器的受力特性。(b)恢復彈簧的力。(c)天鉤模型的等效懸架阻尼系數(shù)。
圖1(b)和圖1(a)中所示的模型的主要區(qū)別是，前者遵循一種常用的被動控制策略，即懸架阻尼系數(shù)c2在兩個不同的值之間轉換的值。更具體地說，對于這個模型，車身和車輪之間形成的阻尼力具有這種形式。
其中x4 5 x42 6 x41。這意味著懸架阻尼系數(shù)取決于簧載質量與非簧載質量之間相對速度的符號，如圖2(a)所示。換句話說，它在壓縮時的值與擴展值不同(例如，沃爾瑪公司，19901 Surace et al.， 1992)。此外，懸架彈簧也可能具有分段線性特性。一般情況下，典型的汽車懸架的恢復力具有非線性特性，可以通過折疊表達得到足夠的精度。
其中x5 x2 6 x1，而xc和xe表示被暫停的間隙(參見圖2(b))。最后，圖1(c)所示的力學模型被稱為理想的“天鉤”模型，并在傳統(tǒng)懸架模型(Verros et al.， 2000b)上具有一定的優(yōu)勢。此外，該模型還包括了一個帶阻尼系數(shù)的阻尼器阻尼器，它比輪胎的等效阻尼系數(shù)c1要大得多。在最簡單的形式中，該模型具有線性特征。然而，由于不可能實現(xiàn)這類懸架，必須采用適當?shù)目刂撇呗裕薷钠涮匦?。根?jù)前人對這一課題的研究，采用以下控制力對天鉤模型的行為進行了研究。
在系統(tǒng)的兩個質量之間。這意味著，為了對車輛進行主動控制，需要對懸架阻尼系數(shù)值進行連續(xù)監(jiān)測，比如c92，基于對x41、x42和x4g的量的測量。
在實際操作中，最經(jīng)濟、最容易實現(xiàn)的策略是基于半主動控制邏輯，采用雙開關阻尼器。更具體地說，從c21和c22選取適當?shù)淖枘嵯禂?shù)值的公式中選擇等效的懸掛阻尼系數(shù)(見圖2(c))。
在被動雙線性或半主動控制策略的應用后產(chǎn)生的動力系統(tǒng)是強非線性的，因為懸架阻尼系數(shù)的值在某些點上發(fā)生變化。此外，即使對于具有線性特性的系統(tǒng)，當允許車輪單獨分離和起飛時，也會產(chǎn)生強烈的非線性效應。這一現(xiàn)象被稱為“車輪跳躍”(wheel hop in the literature)，它對車輛的整體動態(tài)響應產(chǎn)生了巨大的變化(Verros和Natsiavas, 2001)。為了將這種可能性納入到力學模型中，首先引入了運動學變量。
然后，如果X1 5 0，輪子與地面沒有接觸，當接觸力在車輪與地面之間產(chǎn)生接觸力的時間間隔內，失去接觸，等于零(Leine et al.， 2000)。最后，運動方程的相應修正是，在輪作階段，k1、c1和強制函數(shù)f 1t2等于零。
3. 隨機路面情況下的響應特性。
一般來說，典型的道路是存在著大量的孤立的不規(guī)則現(xiàn)象，例如坑坑洼洼或凸起，它們被疊加在較小的但連續(xù)分布的剖面上。為了本研究的目的，我們只考慮后一種類型的道路。也就是說，本節(jié)討論的是在前一節(jié)給出的車輛模型的二階矩響應特性的估計。這些隨機域是實值的，零均值，平穩(wěn)，高斯分布。因此，對于他們的完整的統(tǒng)計描述，足以指定他們的二階矩。在這里，這一要求是通過假設道路不規(guī)則有一個已知的單面功率譜密度來實現(xiàn)的，例如Sg 192，其中9 5 2是一個空間頻率，對應的是一個具有波長的諧波規(guī)律性。根據(jù)之前對該主題的許多調查(例如，Dodds和Robson, 1973)，典型道路的幾何輪廓非常精確地符合以下簡單的分析形式。
用對數(shù)對數(shù)刻度表示的直線。用這種方法，兩種不同道路斷面的粗糙度的振幅比與各自的Ag值的平方根比成正比。此外，在公式(5)中選擇指數(shù)的值為n 5 2時，通常是相當準確和分析方便的，這也就意味著道路坡度具有類似于白噪聲信號的特征。
定性地說，在方程(5)中，指數(shù)n的一個很大的值強調了較長的波長的粗糙度，而它抑制了較短的波長的粗糙度。由于這一原因，人們普遍認為，與典型道路的幾何輪廓相對應的光譜，可以通過如下的更復雜的函數(shù)來近似。
其中，9051,2是一個參考空間頻率。此外，價值Sg1902提供了一種衡量道路粗糙度的措施。在這里，指數(shù)被選擇了，因此n1 5n2和結果譜在一個對數(shù)對數(shù)尺度上顯示了一個斜率不連續(xù)的9 590。最后，由于Sg 192的值趨近于9 0，所以路譜被高通濾波器濾波。
對于具有線性特性的車輛模型的特殊情況，對道路輪廓譜密度和車輛速度的知識通過眾所周知的公式(Lutes和Sarkani, 1997)對固定車輛響應的譜密度進行評估
在前面的方程中，5 940是時間頻率，Sx x 1 2和Sgg 1 2表示。
響應和強迫的譜密度矩陣分別為，H - 1 2，包括系統(tǒng)的頻率響應函數(shù)，而上標T，分別表示轉位和共軛(如:Roberts和Spanos, 1990)。通過對這些響應的功率譜密度函數(shù)的積分，可以很容易地得到各種響應量的正極矩特征。然而，在前一節(jié)中提出的所有車輛模型，除了沒有車輪跳躍的線性模型外，都具有包含強非線性的運動方程。在這種情況下，頻域分析不再有效，而對二階矩響應特性的分析公式是不可用的。對于這種情況，使用蒙特卡羅模擬法評估響應的概率特征，并結合早期為分段線性系統(tǒng)開發(fā)的合適的集成方法(例如Natsiavas, 19931 Verros等，2000b)。
特別地，對于非線性車輛模型，道路輪廓的樣本是使用光譜表示方法生成的(Shinozuka, 19721 Shinozuka和Deodatis, 1991)。更具體地說，如果假設車輛在給定的道路上以恒定的水平速度行駛40英里，那么由于道路的不規(guī)范而產(chǎn)生的強迫行為可以通過下面的系列來模擬。
在前一個方程中，從所選的道路光譜中對激勵諧波的振幅進行了評價，其中，952l和L是考慮的路段長度。此外，還確定了基本的時間頻率0的值。
而階段n被視為隨機變量，在區(qū)間內的均勻分布[03 2 2。然后，通過對運動方程的積分，計算出車輛對各樣本道路輪廓的響應。最后，利用樣本響應估計了響應的二階矩特征。幾百個樣本通常足以獲得對反應第二時刻的適當估計。
上述選擇基激發(fā)歷史的方法需要了解道路輪廓的功率譜密度和車輛速度的水平分量。圖3(a)顯示了兩組道路的光譜，這是在第五部分中進行的數(shù)值計算的例子。更具體地說，較低的曲線代表了高質量的道路(n1 5 2, n2 5 175和Sg 1902 5 16 1066 m2 cycle61 m61)，而上曲線代表的是質量差的道路(Sg 1902 5256 1066 m2 cycle61 m61)，根據(jù)ISO 2631標準。圖3(b)展示了兩種典型道路概況的具體形式，一種屬于高質量群體，另一種屬于壞質量集團。
在本研究的第一部分，提出了一種系統(tǒng)的方法，給出了在隨機變化的幾何剖面上移動的四分之一汽車模型的懸掛阻尼和剛度參數(shù)的最優(yōu)值。摘要研究了被動線性和雙速率懸架阻尼器模型，以及半主動天鉤阻尼模型。應用的控制策略，結合對車輪跳躍的考慮，導致了運動方程中出現(xiàn)了強非線性。這反過來又在應用程序的集成和優(yōu)化過程中造成了困難，這是通過使用適當?shù)姆椒▉砜朔?。在工作的第二部分，給出了數(shù)值計算結果，主要是對典型的四分之一汽車模型的懸架參數(shù)的優(yōu)化選擇，以及在適當定義的性能指標中權重因子的不同組合。注意力還集中在調查與道路概況質量有關的影響方面。在這種情況下，特別強調了在懸浮彈簧中對車輪跳或非線性的影響，發(fā)現(xiàn)它被激活并對低質量的道路造成嚴重的后果。通過檢查所研究的模型的動力學，也獲得了對優(yōu)化結果中觀察到的最重要趨勢的一些有用的見解。最后，在對所檢測的所有病例的信息進行批判性評價的基礎上，得出結論：半主動控制的車輛比被動雙速率阻尼器更好地設計了汽車模型，從而比具有線性懸架阻尼器的模型表現(xiàn)出更好的性能。
附錄2：外文原文
致 謝
在完成本次論文的過程中，遇到不少的問題，通過老師和同學的幫助都一一解決了。非常感謝老師的耐心指導并提出了不少很有幫助的意見，還有同學的各種幫助，順利的完成了本次論文。
通過本次論文學到了不少的知識，本次論文雖然完成了，但仍有許多問題，仍有許多我需要學習的地方，希望老師能夠多多指正。