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某貨車車架輕量化設(shè)計(jì)
摘 要
本文針對(duì)汽車公司設(shè)計(jì)生產(chǎn)的重型車進(jìn)行車架設(shè)計(jì)，結(jié)合工程理論和實(shí)際，從靜態(tài)和模態(tài)兩方面對(duì)該重型車車架的力學(xué)性能進(jìn)行了評(píng)估，并完成了該車架的結(jié)構(gòu)參數(shù)輕量化設(shè)計(jì)，研究?jī)?nèi)容包括：
（1）進(jìn)行車架設(shè)計(jì)；
（2）采用CATIA和ANSYS軟件建立了該車架基于殼單元的有限元模型， 分別對(duì)滿載彎曲和滿載扭轉(zhuǎn)兩種典型工況下的車架靜強(qiáng)度進(jìn)行了計(jì)算與分析；
（3）開展了該車架的有限元模態(tài)分析，給出了該車架結(jié)構(gòu)的前十階固有頻率和模態(tài)振型；
（4）利用ANSYS的參數(shù)化優(yōu)化方法對(duì)車架進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，在保證剛度和強(qiáng)度的前提下，達(dá)到了輕量化的目的。
本文的研究工作對(duì)企業(yè)在重型車的設(shè)計(jì)檢驗(yàn)、改造和優(yōu)化等方面具有重
要的參考價(jià)值和指導(dǎo)意義。
關(guān)鍵詞：車架 輕量化設(shè)計(jì) 有限元法 Ansys軟件 結(jié)構(gòu)分析 優(yōu)化設(shè)計(jì) 目 錄
摘 要 I
Abstract II
第 1 章 緒論 1
1.1 本課題研究的目的和意義 1
1.2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀概述 2
1.3 本文主要研究?jī)?nèi)容 3
第 2 章 車架設(shè)計(jì) 5
2.1 設(shè)計(jì)目標(biāo)車輛主要參數(shù) 5
2.2 車架結(jié)構(gòu)的確定 5
2.3 車架結(jié)構(gòu)形式的設(shè)計(jì) 6
2.3.1 車架寬度的確定 6
2.3.2 車架縱梁形式的確定 6
2.3.3 車架橫梁形式的確定 6
2.3.4 車架縱梁與橫梁連接型式的確定 7
2.4 車架的受載分析 7
2.4.1 靜載荷 8
2.4.2 對(duì)稱的垂直動(dòng)載荷 8
2.4.3 斜對(duì)稱的動(dòng)載荷 8
2.4.4 其它載荷 8
2.5 彎曲強(qiáng)度計(jì)算時(shí)的基本假設(shè) 9
2.6 軸荷分配 9
2.7 縱梁的彎矩和剪力的計(jì)算 10
2.8 車架材料的確定 12
2.9 縱梁截面特性的計(jì)算 13
2.10 彎曲應(yīng)力計(jì)算與校核 13
2.11 臨界彎曲應(yīng)力的計(jì)算和校核 13
2.12 橫縱梁尺寸 14
2.12.1 縱梁 14
2.12.2 橫梁 14
2.12.3 連接板 14
2.13 CATIA三維實(shí)體建模 14
2.14 本章小結(jié) 15
第 3 章 車架的靜強(qiáng)度計(jì)算與分析 16
3.1 車架有限元建模 17
3.2 車架基本載荷和工況的確定 17
3.3 各工況下的強(qiáng)度計(jì)算 18
3.3.1 滿載彎曲工況 18
3.3.2 滿載扭轉(zhuǎn)工況 20
3.4 計(jì)算結(jié)果分析 21
3.5 本章小結(jié) 22
第 4 章 車架模態(tài)分析 23
4.1 模態(tài)分析的基本理論 23
4.2 模態(tài)分析計(jì)算結(jié)果 24
4.3 計(jì)算結(jié)果分析 28
4.4 本章小結(jié) 29
第 5 章 車架輕量化設(shè)計(jì) 31
5.1 優(yōu)化設(shè)計(jì)的概念 31
5.2 優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型及構(gòu)成要素 31
5.3 載貨車車架的尺寸優(yōu)化設(shè)計(jì) 34
5.3.1縱梁 34
5.3.2橫梁 35
5.3.3連接板 36
5.4 優(yōu)化結(jié)果的檢驗(yàn) 36
5.5 本章小結(jié) 36
結(jié)論 38
致 謝 39
參考文獻(xiàn) 40
- III -
第 1 章 緒論
1.1 本課題研究的目的和意義
汽車問世百余年來，特別是從汽車產(chǎn)品的大批量生產(chǎn)及汽車工業(yè)的大發(fā)展以來，汽車為世界經(jīng)濟(jì)的大發(fā)展、為人類進(jìn)入現(xiàn)代生活產(chǎn)生了無法估量的巨大影響。今天，在發(fā)達(dá)國(guó)家，汽車的普及已經(jīng)達(dá)到很高的程度，在美國(guó)平均每個(gè)家庭擁有各種汽車2、3輛；雖然中國(guó)的汽車人均擁有量遠(yuǎn)低于發(fā)達(dá)國(guó)家水平，但是由于中國(guó)巨大的市場(chǎng)和國(guó)際汽車工業(yè)對(duì)中國(guó)汽車工業(yè)的影響，中國(guó)汽車工業(yè)經(jīng)過50年的風(fēng)雨歷程，已形成一個(gè)比較完整的工業(yè)體系。
任何問題都有兩面性，汽車工業(yè)的發(fā)展為人們帶入現(xiàn)代生活的同時(shí)也帶來了許多問題[1]，例如，一、能源問題，每年汽車的石油消耗量保持在近100億桶，并每年以一定的速度增加，而世界石油資源只能開采幾十年，煤炭資源也只夠開采一百來年，人類面臨著嚴(yán)重的能源危機(jī)，節(jié)能環(huán)保成為工業(yè)領(lǐng)域不可避免的課題，汽車工業(yè)同樣不可避免。二、環(huán)境問題，汽車每年向大氣排放大約幾億噸的有害氣體，占大氣污染物的60％以上，被認(rèn)為大氣污染的“頭號(hào)殺手”。汽車尾氣中C02、CO、HC是大氣污染的主要有害氣體，特別是C02溫室效應(yīng)近年來傾向日趨明顯。
汽車作為現(xiàn)代化社會(huì)大工業(yè)的產(chǎn)物，在推動(dòng)人類文明向前躍進(jìn)并給人類生活帶來了便捷舒適的同時(shí)，對(duì)大自然生態(tài)環(huán)境的惡化也有著難以推卸的責(zé)任。目前世界汽車的保有量超過6億輛，每年新生產(chǎn)的各種汽車約3500萬輛，汽車每年的石油消耗量約占世界每年石油產(chǎn)量的一半以上。隨著人們對(duì)環(huán)境保護(hù)的日益重視，以緩解石油資源緊缺所帶來的能源危機(jī)，節(jié)能環(huán)保技術(shù)越來越多為廣大汽車公司所采用，車輛輕量化是降低能量消耗的有效措施之一，資料表明，車重減輕10%，燃油消耗可降低6%-8%[2]。普遍認(rèn)為客車、貨車的車架骨架質(zhì)量占整車質(zhì)量的60%，對(duì)于專用車，車架所占的質(zhì)量比例則更大，因此減小車架質(zhì)量可為車輛輕量化提供最大的潛力[3]。輕量化還可以減少原材料的消耗，降低車輛的生產(chǎn)成本。
本課題就是在上述背景下提出的，目的在于研究載貨車車架結(jié)構(gòu)使之受力合理，等強(qiáng)度及等壽命設(shè)計(jì)。對(duì)重型車的車架進(jìn)行以減輕自重為目標(biāo)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化，提出車架的輕量化方案，在保證承載能力的前提下有效降低質(zhì)量，一定程度上起到節(jié)能的作用。最終達(dá)到保證載貨車在性能和功能不受影響或有所提高的情況下，減輕載貨車車架質(zhì)量。
1.2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀概述
受到能源和環(huán)境保護(hù)的壓力，世界汽車工業(yè)很早就開始了輕量化的研究。雖然應(yīng)用輕金屬、現(xiàn)代復(fù)合材料是現(xiàn)代車輛輕量化研究的熱點(diǎn)之一，但是這些新材料應(yīng)用在主要承載部件上的成本較高，因此在短時(shí)間內(nèi)很難普及[4]。另一方面，車輛的傳統(tǒng)材料——鋼材，由于其強(qiáng)度高、成本低、工藝成熟，并且是最適于回收循環(huán)利用的材料，因此利用鋼材實(shí)現(xiàn)輕量化的可能性備受關(guān)注[5]。
1994年,國(guó)際鋼鐵協(xié)會(huì)成立了由來自全世界18個(gè)國(guó)家的35個(gè)鋼鐵生產(chǎn)企業(yè)組成的ULSAB(Ultra-Light Steel Auto Body)項(xiàng)目組，其目的是在保持性能和不提高成本的同時(shí)，有效降低鋼制車身的質(zhì)量[6]。ULSAB項(xiàng)目于1998年5月完成，其成果是顯著的。ULSAB試制的車身總質(zhì)量比對(duì)比車的平均值降低25%，同時(shí)扭轉(zhuǎn)剛度提高80%，彎曲剛度提高52%，一階模態(tài)頻率提高58%，滿足碰撞安全性要求，同時(shí)成本比對(duì)比車身造價(jià)降低15%[7]。
從1997年5月啟動(dòng)的ULSAC (Ultra-Light Steel Auto Closures)、ULSAS
(Ultra-Light Steel Auto Suspension)和1999年1月啟動(dòng)ULSAB_AVC(Advanced
Vehicle Concepts)為ULSAB的后續(xù)項(xiàng)目，也在輕量化研究上取得很大成[8]。
除了以上提到的國(guó)際上著名的四個(gè)輕量化項(xiàng)目外，全世界范圍內(nèi)對(duì)基于結(jié)構(gòu)優(yōu)化的輕量化技術(shù)也進(jìn)行了大量的研究。韓國(guó)漢陽(yáng)大學(xué)J.K.Shin、K.H.Lee、S.I.Song和G.J.Park應(yīng)用ULSAB的設(shè)計(jì)理念和組合鋼板的工藝，對(duì)轎車前車門內(nèi)板進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化，成功地使前車門內(nèi)板的質(zhì)量減重8.72%，此技術(shù)己在韓國(guó)一家汽車企業(yè)中得到應(yīng)用[9]。
通用汽車公司的R.R.MAYER、密西根大學(xué)的N.KIKUCHI和R.A.SCOTT應(yīng)用拓?fù)鋬?yōu)化技術(shù)以碰撞過程中最大吸收能量為目標(biāo)對(duì)零件進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。此技術(shù)已應(yīng)用到一款轎車的后圍結(jié)構(gòu)上[10]。
瑞典Linkoping University的P.O.Marklund和L.Nilsson從碰撞安全性角度對(duì)轎車B柱進(jìn)行了減重研究。研究以B柱變形過程中的最大速度為約束變量，以B柱各段的厚度為優(yōu)化變量，以質(zhì)量為優(yōu)化目標(biāo)，實(shí)現(xiàn)在不降低安全性能的條件下減重25%[11]。
美國(guó)航天航空局蘭利研究中心的J.Sobieszczanski Sobieski和SGI公司的S.Kodiyalam以及福特汽車公司車輛安全部門的R.Y.Yang共同進(jìn)行了轎車的BIP(Body In Prime)基于NVH(噪聲、振動(dòng)、穩(wěn)定性)和碰撞安全性要求下的輕量化研究，實(shí)現(xiàn)了在不降低性能的條件下減重15Kg[12]。
從上面的文獻(xiàn)中,可知國(guó)外的汽車結(jié)構(gòu)輕量化研究主要可分為四類:
（1）提出先進(jìn)的設(shè)計(jì)理念，發(fā)展先進(jìn)的制造工藝并通過尺寸參數(shù)優(yōu)化而得到新的輕量結(jié)構(gòu)；
（2）將拓?fù)鋬?yōu)化和形狀優(yōu)化引入到結(jié)構(gòu)輕量化過程中；
（3）利用硬件優(yōu)勢(shì)，大量考慮動(dòng)態(tài)過程(如碰撞、振動(dòng)過程)中的各種約束，對(duì)尺寸參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化而得到輕量結(jié)構(gòu)，主要強(qiáng)調(diào)安全性；
（4）提出和應(yīng)用新的現(xiàn)代優(yōu)化算法，并引入到結(jié)構(gòu)輕量化過程中。
國(guó)內(nèi)對(duì)基于結(jié)構(gòu)優(yōu)化的車輛輕量化研究開展也很多，在車架的輕量化方面，吉林工業(yè)大學(xué)的黃金陵曾經(jīng)在對(duì)影響車架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度的因素進(jìn)行理論分析的基礎(chǔ)上，運(yùn)用懲罰函數(shù)法得到了汽車車架各梁截面參數(shù)的最佳值。河北工學(xué)院的馮國(guó)勝曾經(jīng)在有限元分析的基礎(chǔ)上，采用復(fù)合形法和罰函數(shù)法對(duì)汽車車架結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了實(shí)例優(yōu)化計(jì)算。此外，國(guó)內(nèi)對(duì)轎車和客車的結(jié)構(gòu)輕量化做了大量的研究。
由國(guó)內(nèi)外的研究現(xiàn)狀可以看出，目前國(guó)內(nèi)外對(duì)車輛的輕量化都主要集中在車身上，對(duì)車架的輕量化研究也集中在對(duì)轎車和客車的研究，真正將輕量化應(yīng)用到重型車和專用車結(jié)構(gòu)方面的還相當(dāng)少。對(duì)于車架占據(jù)絕大部分質(zhì)量的專用車輛來說，減小其車架質(zhì)量可為車輛輕量化提供最大的潛力挖掘空間。
依據(jù)國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀，目前對(duì)轎車和客車骨架應(yīng)用有限元法進(jìn)行靜力分析和模態(tài)分析，并在此基礎(chǔ)上對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析和改進(jìn)己是常用的技術(shù)手段，但對(duì)于一些需求量相對(duì)較少，產(chǎn)量不高的重型車和專用車，有限元技術(shù)還沒有得到廣泛使用。本文將有限元法引入重型專用車的設(shè)計(jì)、分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化工作中，既解決企業(yè)設(shè)計(jì)生產(chǎn)過程中的實(shí)際問題，也有較高的應(yīng)用價(jià)值。
1.3 本文主要研究?jī)?nèi)容
本文的研究對(duì)象為載重汽車車架，論文的任務(wù)側(cè)重于對(duì)車架
的結(jié)構(gòu)有限元分析，完成其輕量化設(shè)計(jì)研究。主要內(nèi)容包括：
1. 車架設(shè)計(jì)
參照載重汽車相關(guān)參數(shù)進(jìn)行車架設(shè)計(jì)；
2. 車架有限元建模
先在CATIA中建立其三維幾何模型，在此基礎(chǔ)上利用ANSYS建立其有限元模型及邊界條件；
3. 典型工況下車架靜態(tài)分析
根據(jù)實(shí)際車架受力情況對(duì)車架進(jìn)行加載,分析各種工況下車架的靜態(tài)強(qiáng)度和剛度,對(duì)靜態(tài)性能進(jìn)行評(píng)估；
4. 車架模態(tài)分析
運(yùn)用ANSYS對(duì)車架進(jìn)行有限元模態(tài)分析，得到車架的前十階固有頻率和固有振型，為改進(jìn)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。
5. 車架質(zhì)量的優(yōu)化設(shè)計(jì)
在滿足強(qiáng)度和剛度的前提下，使其質(zhì)量盡可能小，并做優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)分析，檢驗(yàn)方案的可行性。
第 2 章 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：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：9500×2294×800 mm
總質(zhì)量：29400 kg 整備質(zhì)量：11405 kg
額定載質(zhì)量：17800 kg 接近角/離去角：32/20
前懸/后懸：1250/2530、3230 mm 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）9/9/10
2.2 車架結(jié)構(gòu)的確定
車架承受著全車的大部分重量，在汽車行駛時(shí)，它承受來自裝配在其上的各部件傳來的力及其相應(yīng)的力矩的作用。當(dāng)汽車行駛在崎嶇不平的道路上時(shí)，車架在載荷作用下會(huì)產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形，使安裝在其上的各部件相互位置發(fā)生變化。當(dāng)車輪受到?jīng)_擊時(shí)，車架也會(huì)相應(yīng)受到?jīng)_擊載荷。因而要求車架具有足夠的強(qiáng)度，合適的剛度，同時(shí)盡量減輕重量。
本設(shè)計(jì)選用邊梁式車架。用于載貨汽車的邊梁式車架，由兩根相互平行但開口朝內(nèi)、沖壓制成的槽型縱梁及一些沖壓制成的開口槽型橫梁組合而成。通常，縱梁的上表面沿全長(zhǎng)不變或局部降低，而兩端的下表面則可以根據(jù)應(yīng)力情況相應(yīng)地縮小。車架寬度多為全長(zhǎng)等寬。
選取的方案的優(yōu)點(diǎn)： 邊梁式車架由兩根縱梁的若干根橫梁組成，該結(jié)構(gòu)便于安裝駕駛室、車廂和其它總成，被廣泛用在載重貨車、特種車和大客車上。
2.3 車架結(jié)構(gòu)形式的設(shè)計(jì)
2.3.1 車架寬度的確定
車架的寬度是左、右縱梁腹板外側(cè)面之間的寬度。車架前部寬度的最小值取決于發(fā)動(dòng)機(jī)的外廓寬度，其最大值受到前輪最大轉(zhuǎn)角的限制。車架后部寬度的最大值主要是根據(jù)車架外側(cè)的輪胎和鋼板彈簧片寬等尺寸確定。為了提高汽車的橫向穩(wěn)定性，希望增大車架的寬度。
通常，車架的寬度根據(jù)汽車總體布置的參數(shù)來確定，整車寬度不得超過2.5m。
本設(shè)計(jì)方案取車架的寬度為860mm。
2.3.2 車架縱梁形式的確定
車架的縱梁結(jié)構(gòu)，一方面要保證車架的功能，另一方面要滿足整車總體布置的要求，同時(shí)形狀應(yīng)盡量簡(jiǎn)單，以簡(jiǎn)化其制造工藝。
縱梁的長(zhǎng)度一般接近汽車長(zhǎng)度，其值約為1.4—1.7倍汽車輪距。
根據(jù)本設(shè)計(jì)的要求，再考慮縱梁截面的特點(diǎn)，本方案設(shè)計(jì)的縱梁采用上、下翼面是平直等高的槽形鋼。縱梁總長(zhǎng)為11500mm。優(yōu)點(diǎn)：其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠，有較好的抗彎強(qiáng)度，便于安裝汽車部件，不僅能降低工人工作強(qiáng)度，而且其造價(jià)低廉，有良好的經(jīng)濟(jì)性，將廣泛地用于各種載貨汽車上。
2.3.3 車架橫梁形式的確定
車架橫梁將左、右縱梁連接在一起，構(gòu)成一個(gè)框架，使車架有足夠的抗彎剛度。汽車主要總成通過橫梁來支承。
載貨汽車的橫梁一般有多根橫梁組成，其結(jié)構(gòu)和用途不一樣。
本設(shè)計(jì)課題是關(guān)于重型車車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，采用開口斷面，大小共11根橫梁，各根橫梁的結(jié)構(gòu)及用途如下：
第一根橫梁斷面形狀為槽型，用來支撐水箱。
第二根橫梁為發(fā)動(dòng)機(jī)托架，為防止其與前軸發(fā)生碰撞幾干涉，故將其安排放在發(fā)動(dòng)機(jī)前端，其形狀就是近似元寶的元寶梁，此種形狀有較好的剛度。
第三根橫梁為駕駛室的安裝梁。用于駕駛室后部的安裝，將其結(jié)構(gòu)做成上拱形。
第四、五、六根橫梁用作傳動(dòng)軸的支承，其斷面形狀為槽形，為了保證傳動(dòng)軸有足夠的跳動(dòng)空間和安裝空間。
第七、九根橫梁分別在后鋼板彈簧前、后支架附近，它們所受到的力或轉(zhuǎn)矩都很大。它們的斷面形狀也是采用槽形。
第十根橫梁不僅要承受各種力和力矩的作用，還要作為安裝備胎的的安置機(jī)構(gòu)。它的斷面形狀為槽型。
第十一根橫梁為后橫梁，其將左、右縱梁連接在一起，構(gòu)成一個(gè)框架，使車架有足夠的抗彎剛度。其斷面形狀為槽形。
2.3.4 車架縱梁與橫梁連接型式的確定
縱梁和橫梁的連接方式對(duì)車架的受力有很大的影響。大致可分有以下幾種：
（1）橫梁和縱梁的腹板相連接；
（2）橫梁同時(shí)和縱梁的腹板及任一翼緣（上或下）相連接；
（3）橫梁同時(shí)和上、下翼緣相連接。
橫梁和縱梁的固定方法可分為鉚接、焊接和螺栓連接等方式。
本設(shè)計(jì)方案中，橫梁與縱梁的連接形式大體都使用螺栓連接。
總之，車架結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)要充分考慮到整車布置對(duì)車架的要求及企業(yè)的工藝制造能力，合理選擇縱梁截面高度、橫梁的結(jié)構(gòu)形式、橫梁與縱梁的聯(lián)接方式，使車架結(jié)構(gòu)滿足汽車使用要求。以達(dá)到較好的經(jīng)濟(jì)效益和社會(huì)效益。
2.4 車架的受載分析
汽車的使用條件復(fù)雜，其受力情況十分復(fù)雜，因此車架上的載荷變化也很大，其承受的載荷大致可分為下面幾類：
2.4.1 靜載荷
車架所承受的靜載荷是指汽車靜止時(shí)，懸架彈簧以上部分的載荷。即為車架質(zhì)量、車身質(zhì)量、安裝在車架的各總成與附屬件的質(zhì)量以及有效載荷（客車或貨物的總質(zhì)量）的總和。
2.4.2 對(duì)稱的垂直動(dòng)載荷
這種載荷是當(dāng)汽車在平坦的道路上以較高車速行駛時(shí)產(chǎn)生的。其大小與垂直振動(dòng)加速度有關(guān)，與作用在車架上的靜載荷及其分布有關(guān)，路面的作用力使車架承受對(duì)稱的垂直動(dòng)載荷。這種動(dòng)載使車架產(chǎn)生彎曲變形。
2.4.3 斜對(duì)稱的動(dòng)載荷
這種載荷是當(dāng)汽車在崎嶇不平的道路上行駛時(shí)產(chǎn)生的。此時(shí)汽車的前后幾個(gè)車輪可能不在同一平面上，從而使車架連同車身一同歪斜，其大小與道路不平的程度以及車身、車架和懸架的剛度有關(guān)。這種動(dòng)載荷會(huì)使車架產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形。
2.4.4 其它載荷
汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，離心力將使車架受到側(cè)向力的作用；汽車加速或制動(dòng)時(shí)，慣性力會(huì)導(dǎo)致車架前后部載荷的重新分配；當(dāng)一個(gè)前輪正面撞在路面凸包上時(shí)，將使車架產(chǎn)生水平方向的剪力變形；安裝在車架上的各總成（如發(fā)動(dòng)機(jī)、轉(zhuǎn)向搖臂及減振器等）工作時(shí)所產(chǎn)生的力；由于載荷作用線不通過縱梁截面的彎曲中心（如油箱、備胎和懸架等）而使縱梁產(chǎn)生附加的局部轉(zhuǎn)矩。
綜上所述，汽車車架實(shí)際上是受到一定空間力系的作用，而車架縱梁與橫梁的截面形狀和連接點(diǎn)又是多種多樣，更導(dǎo)致車架受載情況復(fù)雜化。
2.5 彎曲強(qiáng)度計(jì)算時(shí)的基本假設(shè)
為了便于彎曲強(qiáng)度的計(jì)算，對(duì)車架進(jìn)行以下基本假設(shè)：
1、因?yàn)檐嚰芙Y(jié)構(gòu)是左右的對(duì)稱的，左右縱梁的受力相差不大，故認(rèn)為縱梁是支承在汽車前后軸的簡(jiǎn)支梁。
2、空車時(shí)的簧載質(zhì)量（包括車架自身的質(zhì)量在內(nèi)）均勻分布在左右二縱梁的全長(zhǎng)上。其值可根據(jù)汽車底盤結(jié)構(gòu)的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)大致估計(jì)，一般對(duì)于輕型和中型載貨汽車來說，簧載質(zhì)量約為汽車自身質(zhì)量的2/3。
3、汽車的有效載荷均勻分布在車廂全長(zhǎng)上。
4、所有作用力均通過截面的彎曲中心。
2.6 軸荷分配
由上述假設(shè)，簡(jiǎn)化后車架結(jié)構(gòu)如圖2-1所示。
圖2-1 車架結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化圖
（2-1）
式中 F1——汽車受滿載靜載荷時(shí)，前一軸地面反力（kN）；
F2——汽車受滿載靜載荷時(shí)，前二軸地面反力（kN）；
F3——汽車受滿載靜載荷時(shí)，后一軸地面反力（kN）；
F4——汽車受滿載靜載荷時(shí)，后二軸地面反力（kN）；
La——前一二軸軸距，1.9 m；
Lb——前二后一軸軸距，1.9 m；
Lc——后一二軸軸距，1.9 m；
Ld——質(zhì)心位置距前一軸距離，1.9 m；
mg——汽車滿載時(shí)所受靜載荷（kN）；
將數(shù)據(jù)代入公式（2-1）可得：F1為58.8 kN，F(xiàn)2為88.2 kN，F(xiàn)3為58.8 kN，F(xiàn)4為88.2 kN。
2.7 縱梁的彎矩和剪力的計(jì)算
將縱梁簡(jiǎn)化為一個(gè)三跨連續(xù)梁，如圖2-2所示。
圖2-2 縱梁受力簡(jiǎn)化圖
對(duì)連續(xù)梁的每一個(gè)中間支座都可以列出一個(gè)三彎矩方程，如公式2-2。
（2-2）
式中 Mn-1、Mn、Mn+1——各支座上梁截面的彎矩（kN·m）；
ln-1、ln、ln+1——連續(xù)梁各跨距離（m）；
ωn-1、ωn、ωn+1——各簡(jiǎn)支梁在載荷作用下的彎矩圖面積（kN·m2）；
an-1、an、an+1——各簡(jiǎn)支梁在載荷作用下的彎矩圖面積的形心的
位置（m）。
基本靜定系的每個(gè)跨度皆為簡(jiǎn)支梁，這些簡(jiǎn)支梁在載荷作用下的彎矩圖如圖2-3所示。
圖2-3 簡(jiǎn)支梁彎矩圖
梁在左端有外伸部分支座0上梁截面的彎矩M0為-4 kN·m。
將數(shù)據(jù)代入公式2-2可得：支座1上梁截面的彎矩M1為-9.9 kN·m，支座2上梁截面的彎矩M2為-9.8 kN·m。
求得M1和M2以后，連續(xù)梁三個(gè)跨度的受力情況如圖2-4所示。
圖2-4 受力情況圖
可以把它們看作是三個(gè)靜定梁，而且載荷和端截面上的彎矩都是已知的。將每一跨的剪力圖和彎矩圖連接起來就是連續(xù)梁的剪力圖和彎矩圖，如圖2-5和圖2-6所示。
圖2-5 剪力圖
圖2-6 彎矩圖
因此，汽車受到的最大彎矩Mdmax為81.6 kN·m，最大剪力Qdmax為83.96kN.
2.8 車架材料的確定
車架材料應(yīng)具有足夠高的屈服極限和疲勞極限，低的應(yīng)力集中敏感性，良好的冷沖壓性能和焊接性能。低碳和中碳低合金鋼能滿足這些要求。車架材料與所選定的制造工藝密切相關(guān)。拉伸尺寸較大或形狀復(fù)雜的沖壓件需采用沖壓性能好的低碳鋼或低碳合金鋼08、09MnL、09MnREL等鋼板制造；拉伸尺寸不大、形狀又不復(fù)雜的沖壓件采用強(qiáng)度稍高的20、25、16Mn、09SiVL、10TiL等鋼板制造。強(qiáng)度更高的鋼板在冷沖壓時(shí)易開裂且沖壓回彈較大，故不宜采用。
這次設(shè)計(jì)，采用Q345（16 Mn）鋼板制造車架。
2.9 縱梁截面特性的計(jì)算
車架縱梁和橫梁截面系數(shù)W按材料力學(xué)的方法計(jì)算。
對(duì)于槽形斷面，斷面系數(shù)W為
（2-3）
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=0.01512 m3
2.10 彎曲應(yīng)力計(jì)算與校核
縱梁斷面的最大彎曲應(yīng)力為：
（2-4）
則最大應(yīng)力為：=249Mpa
按照公式（2-4）求得的彎曲應(yīng)力應(yīng)不大于材料的許用應(yīng)力[]。許用應(yīng)力可以按照公式（3-5）計(jì)算：
(2-5)
式中 s——材料的疲勞極限，對(duì)于Q345材料，δs=345MPa；
n——安全系數(shù)，一般取安全系數(shù)n=1.15—1.40。
則許用應(yīng)力為：[]=345/1.15=304.35MPa
所以=249Mpa小于[]的范圍內(nèi)
上述計(jì)算符合應(yīng)力要求[]，
最終確定縱梁槽形斷面的尺寸為：
t=20mm
b=90mm
h=300mm
2.11 臨界彎曲應(yīng)力的計(jì)算和校核
當(dāng)縱梁受彎變形時(shí)，上下翼緣分別受到壓縮和拉伸的作用，可能會(huì)造成翼緣的破裂。因此應(yīng)按薄板理論進(jìn)行校核。對(duì)于槽型截面縱梁來說，其臨界彎曲應(yīng)力c為：
(2-6)
式中 E——材料的彈性模量，E=206GPa；
u——泊松比。對(duì)于Q345，u=0.3。
由公式（2-6）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。
2.12 橫縱梁尺寸
2.12.1 縱梁
斷面形式 ：等斷面 ；
長(zhǎng)度形式 ：直線式；
料厚：20mm；
縱梁長(zhǎng)度：11500mm。
2.12.2 橫梁
斷面形式 ：等斷面；
厚度 ：12mm；
形狀 ：槽形式橫梁、拱形式橫梁等。
2.12.3 連接板
厚度 ：12mm。
連接板用于連接橫梁和縱梁，增強(qiáng)縱梁的強(qiáng)度。以壓彎件為主，材料主要為高強(qiáng)度鋼板。對(duì)材料的成形性能要求不高，但要求材料的壓彎回彈小。
2.13 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2-1所示。
圖2-1 車架三維實(shí)體模型圖
2.14 本章小結(jié)
汽車性能的優(yōu)劣不僅取決于組成汽車的各部件的性能，而且在很大程度上取決于各部件的協(xié)調(diào)和配合，取決于車架的布置。從技術(shù)先進(jìn)性、生產(chǎn)合理性和使用要求出發(fā)，正確選擇性能指標(biāo)、質(zhì)量和主要尺寸參數(shù)，提出車架總體設(shè)計(jì)方案，為各部件設(shè)計(jì)提供整車參數(shù)和設(shè)計(jì)要求，保證汽車主要性能指標(biāo)實(shí)現(xiàn)，使零部件通過合理的車架布局更好的結(jié)合在一起，使整車的性能、可靠性達(dá)到設(shè)計(jì)要求。
第 3 章 車架的靜強(qiáng)度計(jì)算與分析
汽車車架不僅要承受發(fā)動(dòng)機(jī)、底盤和牽引貨物的重量，而且還要承受汽車行使過程中所產(chǎn)生的各種力和力矩的作用。汽車在行使過程中，要行使和經(jīng)過各種路面工況，如：一個(gè)車輪跳過臺(tái)階上或一個(gè)車輪駛過路面上的坑洞等，同時(shí)還會(huì)因?yàn)橐惚苄腥嘶蛘系K物等緊急狀況而要進(jìn)行緊急制動(dòng)和緊急轉(zhuǎn)彎。在上述各種行駛工況下，都會(huì)產(chǎn)生新的附加載荷并作用于車架上，因此車架就必須要有足夠的強(qiáng)度和剛度來承受作用于其上的各種載荷。若車架的強(qiáng)度和剛度達(dá)不到要求則會(huì)造成車架開裂等各種損壞現(xiàn)象的發(fā)生，輕則影響汽車的正常行使，重則造成嚴(yán)重的交通事故，因此車架的強(qiáng)度和剛度不僅關(guān)系到車輛能否正常行使，同時(shí)還關(guān)系到整車的安全性好壞。對(duì)車架進(jìn)行強(qiáng)度、剛度的分析同時(shí)也是對(duì)車架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)和結(jié)構(gòu)改進(jìn)的基礎(chǔ)。
車架結(jié)構(gòu)靜態(tài)分析用于計(jì)算由那些不包括慣性和阻尼效應(yīng)的載荷作用于結(jié)構(gòu)或部件上引起的相對(duì)位移，應(yīng)力和應(yīng)變。固定不變的載荷和響應(yīng)是一種假定，即假定載荷和結(jié)構(gòu)的響應(yīng)隨時(shí)問的變化非常緩慢。靜力分析所旌加的載荷包括外部施加的作用力和壓力、穩(wěn)態(tài)的慣性力(如重力和離心力)、相對(duì)位移等。通過車架強(qiáng)度和剛度的有限元靜態(tài)分析，可以找到車架在各種工況下各零部件變形和材料應(yīng)力的最大值以及分布情況[13]。以此為依據(jù)，通過改變結(jié)構(gòu)的形狀尺寸或者改變材料的特性來調(diào)整質(zhì)量和剛度分布，使車架各部位的變形和受力情況盡量均衡。同時(shí)可以在保證結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度滿足使用要求的前提下，最大限度地降低材料用量，使整車的自重減輕，從而節(jié)省材料和降低油耗，提高整車性能。
3.1 車架有限元建模
建立有限元模型是有限元分析的基礎(chǔ)，它的準(zhǔn)確性是影響分析結(jié)果最重要的因素之一。本次設(shè)計(jì)采用參數(shù)化建模的方法建立車架的有限元模型，在 CATIA中采用創(chuàng)成式曲面設(shè)計(jì)得到原結(jié)構(gòu)沒有厚度的片體模型，導(dǎo)入 ANSYS 后進(jìn)行填充處理，賦予厚度，得到板殼模型，最后得到基于殼單元的有限元模型，為后面的車架靜態(tài)和動(dòng)態(tài)分析做好準(zhǔn)備。
車架的片體模型如圖3-1所示。
圖3-1 車架片體模型圖
3.2 車架基本載荷和工況的確定
汽車在試制出樣車之后必須進(jìn)行實(shí)車實(shí)驗(yàn)，汽車定型試驗(yàn)規(guī)程規(guī)定[14]：樣車必須以一定車速在各種道路上行使一定里程。行駛時(shí)會(huì)出現(xiàn)勻速直線行駛(車架彎曲)，一輪懸空(車架扭轉(zhuǎn)) ，緊急制動(dòng)和急速轉(zhuǎn)彎四種工況。在本章的研究中，就針對(duì)車架彎曲和車架扭轉(zhuǎn)兩種工況，分別對(duì)車架有限元模型施加相應(yīng)的自由度約束并對(duì)車架施加各種載荷，再在有限元軟件ANSYS中對(duì)車架在彈性范圍內(nèi)進(jìn)行各工況下的應(yīng)力和應(yīng)變進(jìn)行計(jì)算，以進(jìn)行車架的強(qiáng)度和剛度較核，并為廠家提供車架改進(jìn)的依據(jù)。
整個(gè)車架采用Q345鋼材，材料性能參數(shù)如表3-1所示。
表 3-1 車架材料特性
彈性模量(GPa)
泊松比
密度(kg/m2)
屈服極限(MPa)
206
0.3
345
3.3 各工況下的強(qiáng)度計(jì)算
3.3.1 滿載彎曲工況
垂直彎曲工況對(duì)應(yīng)于勻速直線行駛，是載貨車最經(jīng)常使用的基本工況。該工況下車速較高，動(dòng)載荷最大。路面的反作用力使車架承受對(duì)稱的垂直載荷，它使車架產(chǎn)生彎曲變形，其大小取決于作用在車架各處的靜載荷和垂直加速度，必須保證有足夠的強(qiáng)度。垂直彎曲工況計(jì)算主要是對(duì)載貨車滿載狀態(tài)下，四輪著地時(shí)的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度進(jìn)行校核，主要模擬載貨車在良好路面下勻速直線行駛時(shí)的應(yīng)力分布和變形情況[15]。研究滿載情況下車架的抗彎強(qiáng)度，車架質(zhì)量和載荷乘以動(dòng)載系數(shù)(本文動(dòng)載系數(shù)取2.5)，方向豎直向下，以模擬載貨車在平坦路面上以較高速度行駛時(shí)產(chǎn)生的對(duì)稱垂直動(dòng)載荷。
（1）載荷與邊界條件
車架的載荷包括車架自重、發(fā)動(dòng)機(jī)和變速箱重量、駕駛室重量、乘員重量、車廂重量、汽車載重量以及其它附件重量。根據(jù)車載質(zhì)量的空間布置情況將它們換算成加在其布置位置的粱的節(jié)點(diǎn)上。為消除車架的剛性位移，需要對(duì)骨架與懸架的裝配位置的節(jié)點(diǎn)進(jìn)行約束。邊界條件為：約束懸架與車架連接節(jié)點(diǎn)除Y方向的全部自由度。
車架上各主要總成質(zhì)量、質(zhì)心及作用在車架上的位置的坐標(biāo)如表3-2所示。
表3-2 車架載荷分布
總成
質(zhì)量（kg）
各總成質(zhì)心在車架坐標(biāo)系中的位置
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。
計(jì)算結(jié)果如圖3-2和圖3-3所示。
圖3-3 彎曲工況應(yīng)力圖
圖3-3 彎曲工況變形圖
遠(yuǎn)大于前端承受的駕駛室等重量，因而在彎曲工況下車架尾部發(fā)生翹曲，遠(yuǎn)小于汽車定型試驗(yàn)規(guī)程中所規(guī)定的最大變形參考值．說明車架具有較好的抗變形的能力。左右兩根縱粱相同位置的變形量相等說明車架具有好的載荷配比。
3.3.2 滿載扭轉(zhuǎn)工況
扭轉(zhuǎn)工況計(jì)算主要考慮一個(gè)車輪懸空而另一車輪抬高時(shí)旄加在車橋上的扭矩之作用，這是最嚴(yán)重的扭轉(zhuǎn)工況。實(shí)踐表明：車架遭受最劇烈的扭轉(zhuǎn)工況，一般都是在載貨車低速通過崎嶇不平路面時(shí)發(fā)生的。此種扭轉(zhuǎn)工況下的動(dòng)載，在時(shí)間上變化得很緩慢，所以慣性載荷很小，車架的扭轉(zhuǎn)特性可阻近似地看作是靜態(tài)的。因此，利用靜扭轉(zhuǎn)試驗(yàn)可以反映出車架的實(shí)際強(qiáng)度。
（1）載荷與邊界條件
扭轉(zhuǎn)工況下載荷的處理方式與垂直彎曲工況相同。邊界條件為：約束左前輪裝配位置處節(jié)點(diǎn)的三個(gè)平動(dòng)自由度UX、UY、UZ，釋放三個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)自由度ROTX、ROTY、ROTZ：釋放右前輪裝配位置處節(jié)點(diǎn)的所有自由度：約束后輪裝配位置處4個(gè)節(jié)點(diǎn)的三個(gè)平動(dòng)自由度UX、UY、UZ，釋放其它自由度。
如圖3-4和3-5所示。
（2）計(jì)算結(jié)果分析
計(jì)算結(jié)果得出車架結(jié)構(gòu)等效應(yīng)力最大值為233MPa，位于第四橫梁與縱梁的連接處，原因是橫梁與縱梁剛性相連，當(dāng)車架發(fā)生較大扭轉(zhuǎn)變形時(shí)，此處較高的抗扭副度阻礙扭轉(zhuǎn)變形沿縱梁傳遞，從而造成連接處應(yīng)力大幅度增加，產(chǎn)生應(yīng)力集中，而車架的其余部分應(yīng)力大都在40MPa左右。
圖3-5為車架在扭轉(zhuǎn)工況下的變形分布。車架的最大位移發(fā)生在車架右縱梁最前端，最大變形量為11mm，車架的變形量較大。同時(shí)由于右前輪被抬起，右縱粱的變形明顯大于左縱粱的變形。右縱粱前端的變形量最大，向后逐漸減小，到后軸處最小。
3.4 計(jì)算結(jié)果分析
通過對(duì)車架有限元模型進(jìn)行靜力學(xué)計(jì)算，由計(jì)算結(jié)果知四種工況最大應(yīng)力均小于345MPa(Q345 鋼的屈服極限)，由此可見車架結(jié)構(gòu)滿足強(qiáng)度要求。除個(gè)別應(yīng)力集中點(diǎn)外，其它各點(diǎn)的安全系數(shù)在5.0 以上。
根據(jù)文獻(xiàn)[16]載貨車車架的最大豎向位移應(yīng)小于10mm，而彎扭聯(lián)合工況
圖3-4 扭轉(zhuǎn)工況應(yīng)力圖
圖3-5 扭轉(zhuǎn)工況變形圖
下車架最大豎向位移的許可值一般為30mm，由計(jì)算結(jié)果知該車架的剛度也遠(yuǎn)遠(yuǎn)滿足要求，存在進(jìn)一步優(yōu)化的空間。
3.5 本章小結(jié)
本章主要討論了在載貨車實(shí)際運(yùn)行中經(jīng)常出現(xiàn)的兩種典型工況，即垂直彎曲工況，扭轉(zhuǎn)工況下，利用車架有限元模型，研究相應(yīng)載荷及邊界約束條件的施加方法，分析計(jì)算車架結(jié)構(gòu)的變形和應(yīng)力分布情況，給出強(qiáng)度和剛度分析評(píng)價(jià)結(jié)果。從計(jì)算結(jié)果可以看出，各工況下，該車架的強(qiáng)度和剛度都滿足使用要求。除個(gè)別處應(yīng)力較大外，車架各部分的應(yīng)力值都較低，強(qiáng)度余量大，輕量化的潛力很大，為后期結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供了方便。
第 4 章 車架模態(tài)分析
隨著振動(dòng)理論及相關(guān)學(xué)科的發(fā)展，人們?cè)缫迅淖兞藘H僅依靠靜強(qiáng)度理論進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的觀念?，F(xiàn)實(shí)中許多結(jié)構(gòu)是在外部激勵(lì)或自身動(dòng)力作用下處于運(yùn)動(dòng)狀態(tài)的，從而表現(xiàn)出了振動(dòng)特性。因此，這些機(jī)械的設(shè)計(jì)、評(píng)估中自然必須考慮其動(dòng)態(tài)特性。隨著現(xiàn)代工業(yè)的發(fā)展，許多產(chǎn)品朝著更快、更輕和更安全可靠的方向發(fā)展，因此對(duì)動(dòng)態(tài)特性的要求越來越高。
車架作為整個(gè)汽車的基體，一方面既要支承車身等基礎(chǔ)構(gòu)件，另一方面還通過懸架裝置坐落在車輪上，通過車輪來接受不同道路系統(tǒng)的各種激勵(lì)。當(dāng)汽車在崎嶇不平的道路上行駛時(shí)，隨著車速和路況行駛條件的變化，車架主要承受對(duì)稱的垂直動(dòng)載荷和非對(duì)稱的動(dòng)載荷。若所受動(dòng)載荷的頻率與某些結(jié)構(gòu)的固有頻率接近時(shí)，結(jié)構(gòu)將產(chǎn)生強(qiáng)烈的振動(dòng)，從而引起很大的動(dòng)應(yīng)力，造成早期疲勞破壞或產(chǎn)生不允許的變形。為了在汽車使用中避免共振、降低噪聲、確保安全可靠，需要知道結(jié)構(gòu)振動(dòng)的固有頻率及其相應(yīng)的振型、當(dāng)一側(cè)車輪遇到障礙時(shí)，還可能使整個(gè)車架扭曲。車架的變形會(huì)加劇汽車各個(gè)部件的振動(dòng)，加速這些汽車構(gòu)件的損壞，增加環(huán)境噪聲，加快駕駛員的疲勞，縮短其有效工作時(shí)間，影響行車的安全。因此，對(duì)車架由于道路不平度引起的動(dòng)力響應(yīng)進(jìn)行深入的研究，有利于為降低車輛的振動(dòng)，為改善汽車的行駛安全性提供參考[17]。
4.1 模態(tài)分析的基本理論
振動(dòng)結(jié)構(gòu)的系統(tǒng)模型經(jīng)常分為三種：物理參數(shù)模型，即以質(zhì)量、剛度、阻尼為特征參數(shù)的數(shù)學(xué)模型，這三個(gè)參數(shù)可完全確定一個(gè)振動(dòng)系統(tǒng)；模態(tài)參數(shù)模型，以模態(tài)頻率、模態(tài)矢量和衰減系數(shù)為特征的數(shù)學(xué)模型和以模態(tài)質(zhì)量 模態(tài)剛度、模態(tài)阻尼、模態(tài)矢量組成的另一種模態(tài)參數(shù)模型，這兩種參數(shù)模型都可以描述一個(gè)振動(dòng)系統(tǒng)；非參數(shù)模型，即頻響函數(shù)或傳遞函數(shù)、脈沖響應(yīng)函數(shù)，它們是兩種反應(yīng)振動(dòng)系統(tǒng)特性的非參數(shù)模型。一般地，以振動(dòng)理論為基礎(chǔ)，以模態(tài)參數(shù)為目標(biāo)函數(shù)的分析方法就稱為模態(tài)分析。
根據(jù)研究模態(tài)分析的手段和方法不同，模態(tài)分析分為理論模態(tài)分析和實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析。理論模態(tài)分析或稱模態(tài)分析的理論過程，是指以線形振動(dòng)理論為基礎(chǔ)，研究激勵(lì)、系統(tǒng)、響應(yīng)的關(guān)系；實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析(EMA)又稱為模態(tài)分析的實(shí)驗(yàn)過程，是理論模態(tài)分析的逆過程，實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析是綜合運(yùn)用線性振動(dòng)理論動(dòng)態(tài)測(cè)試技術(shù)、數(shù)字信號(hào)處理和參數(shù)識(shí)別等手段、進(jìn)行系統(tǒng)識(shí)別的過程。
計(jì)算模態(tài)分析實(shí)際上是一種理論建模過程，主要是運(yùn)用有限元法對(duì)振動(dòng)結(jié)構(gòu)進(jìn)行離散，建立系統(tǒng)特征值問題的數(shù)學(xué)模型，用各種近似方法求解系統(tǒng)特征值和特征向量。由于阻尼難以準(zhǔn)確處理,因此通常均不考慮小阻尼系統(tǒng)的阻尼解得的特征值和特征向量即為系統(tǒng)的固有頻率和固有振型矢量。
4.2 模態(tài)分析計(jì)算結(jié)果
在進(jìn)行該車架結(jié)構(gòu)振動(dòng)特性分析時(shí)，模態(tài)分析的有限元模型是建立在靜態(tài)有限元模型基礎(chǔ)上的。 在對(duì)車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析時(shí)，由于求解的是車架結(jié)構(gòu)的固有特性、固有頻率和固有振型，與所受外力無關(guān)，故可忽略外部載荷的作用。就車架結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性而言，如果車架有限元模態(tài)分析采用實(shí)際邊界條件支撐，當(dāng)然能更精確的反映出車架在工作時(shí)的動(dòng)態(tài)性能，但實(shí)際邊界條件極其復(fù)雜，例如懸架的非線性，而且添加剛度較大的實(shí)際邊界會(huì)在有限元分析中造成剛度矩陣的病態(tài)，影響計(jì)算的精度。因此實(shí)際支撐條件下的有限元分析很難實(shí)施。而且從理論上講，自由邊界條件下計(jì)算得到的模態(tài)參數(shù)可以通過數(shù)學(xué)建模的方法計(jì)算得到任意邊界約束條件下的特性；反之，在指定邊界條件下取得的計(jì)算結(jié)果則不能轉(zhuǎn)化為其它邊界約束條件下的動(dòng)態(tài)特性[6]?；谝陨蠋追矫嬖?，本文在車架有限元模態(tài)分析中采用自由邊界支撐即用剛度較小的彈性邊界約束住車架結(jié)構(gòu)的剛體位移。
計(jì)算頻段的選擇應(yīng)考慮到車架在實(shí)際運(yùn)行條件下可能的激振頻率范圍[18]。通常認(rèn)為，遠(yuǎn)離振源頻帶的模態(tài)對(duì)結(jié)構(gòu)的實(shí)際振動(dòng)影響貢獻(xiàn)量較小，通俗的說法就是低頻激勵(lì)激不出高頻模態(tài)。事實(shí)上，高頻模態(tài)的貢獻(xiàn)大小，除與激振頻率有關(guān)，還與激振力的分布狀態(tài)有關(guān)。因此，計(jì)算頻段應(yīng)略高于激勵(lì)力的頻段。此外，如果車架的模態(tài)計(jì)算結(jié)果還將用來與其它多個(gè)部件進(jìn)行綜合分析以求取整體結(jié)構(gòu)的模態(tài)時(shí)，為了使整體模態(tài)具有更高的精確度，車架模態(tài)計(jì)算的頻段也應(yīng)適當(dāng)放寬，以求得較多的模態(tài)。若車架模態(tài)數(shù)過少，而與各部件之間的連接點(diǎn)又較多時(shí)，很可能使整體綜合分析不能進(jìn)行?？紤]到實(shí)際的運(yùn)行速度與路面條件以及車架與其他部件進(jìn)行綜合分析的需要，選取0~100Hz作為其計(jì)算頻段。
經(jīng)過計(jì)算得到車架的前10階固有頻率和振型，具體振型如圖4.1~4.10所示頻率值如表4.2所示。
表4-1 車架模態(tài)分析結(jié)果
階次
固有頻率（Hz）
1
40.702
2
48.023
3
54.097
4
55.836
5
56.052
6
60.292
7
64.863
8
80.552
9
80.849
10
82.315
圖4-1 第1階模態(tài)振型
圖4-2 第2階模態(tài)振型
圖4-3 第3階模態(tài)振型
圖4-4 第4階模態(tài)振型
圖4-5 第5階模態(tài)振型
圖4-6 第6階模態(tài)振型
圖4-7 第7階模態(tài)振型
圖4.-8 第8階模態(tài)振型
圖4-9 第9階模態(tài)振型
圖4-10 第10階模態(tài)振型
由圖4-1至圖4-10可以看出，該車架固有振型可分為兩類：一類是車架的整體振動(dòng)，另一類是以車架一個(gè)或幾個(gè)部分振動(dòng)為主的局部振動(dòng)。這幾階振型中，第1階為一階扭轉(zhuǎn)振型，第5 、8階為彎曲振型，第9階為彎曲扭轉(zhuǎn)振型，第2、4、6、7、10 階振型出現(xiàn)了局部振動(dòng)，其中，第5階在車架后端處發(fā)生局部彎曲，第7階在車架的發(fā)動(dòng)機(jī)托架附近的縱梁處發(fā)生局部扭轉(zhuǎn)，第10階在車架的前部發(fā)生局部扭轉(zhuǎn)。
4.3 計(jì)算結(jié)果分析
汽車在行駛時(shí)受到的外部激振源主要有兩種：一種是由于路面不平度所造成的車輪不平衡激振；另一種是發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，工作沖程燃燒爆發(fā)壓力和活塞往復(fù)慣性力引起的簡(jiǎn)諧激勵(lì)，它的特點(diǎn)是頻率范圍很寬。根據(jù)文獻(xiàn)[19]，應(yīng)用模態(tài)分析方法對(duì)該車結(jié)構(gòu)進(jìn)行評(píng)價(jià)的具體原則如下：
（1）該車低階頻率即一階扭轉(zhuǎn)和彎曲頻率的響應(yīng)應(yīng)高于懸架結(jié)構(gòu)的固有頻率，而又低于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速運(yùn)轉(zhuǎn)頻率，以避免發(fā)生整體共振現(xiàn)象；
（2）該車的彈性模態(tài)頻率應(yīng)盡量避開發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)常工作的頻率范圍；
（3）該車振型應(yīng)盡量光滑，避免有突變。
根據(jù)以上原則可以看出，查明該車在使用環(huán)境中所受激振力的實(shí)際激勵(lì)頻率，對(duì)整車結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)性能的評(píng)價(jià)是非常重要的。本車在使用環(huán)境中的實(shí)際激勵(lì)頻率分析如下：
（1）由于路面不平，汽車運(yùn)動(dòng)所引起的激勵(lì)多屬于20Hz以下的垂直振動(dòng)；
（2）發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速頻率。牽引車使用的是C260 20型6缸柴油機(jī)，發(fā)
動(dòng)機(jī)的怠速激振頻率取決于發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速轉(zhuǎn)速及氣缸數(shù)目，其計(jì)算公式為：
式中 N——發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速，對(duì)于六缸發(fā)動(dòng)機(jī)其怠速轉(zhuǎn)速通常為600r/min；
M——發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸數(shù)目的一半，對(duì)該發(fā)動(dòng)機(jī)而言M=3；
故該型發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速激勵(lì)頻率為30Hz；在常用車速50km/h ~80km/h 時(shí)，相應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)爆發(fā)頻率為1~90Hz；
（3）非簧載質(zhì)量的固有頗率一般為6~15Hz；
由計(jì)算結(jié)果知，該車的第1階振型為一階扭轉(zhuǎn)，固有頻率為15.236Hz，第2階振型為一階彎曲，固有頻率為20.061Hz 基本可以避開路面對(duì)汽車的激勵(lì)頻率范圍，且高于非簧載質(zhì)量的固有頻率，低于發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速頻率。第6階振型在第一個(gè)后支座至車架前端處出現(xiàn)局部扭轉(zhuǎn)，扭點(diǎn)位于牽引座后端的橫梁，而第8階振型也是在該處出現(xiàn)局部彎曲，說明該處極易發(fā)生疲勞損傷，同樣，第7階振型在車架的尾部出現(xiàn)局部扭轉(zhuǎn)，第10階振型在該處出現(xiàn)局部彎曲，說明車架的尾部也是疲勞損傷的易發(fā)處。
計(jì)算結(jié)果表明該車架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)基本可以避開使用環(huán)境中所受激振力的實(shí)際激勵(lì)頻率，避免了整車振動(dòng)現(xiàn)象的發(fā)生，車架的中部和尾部的剛度較薄弱易發(fā)生疲勞損傷。
4.4 本章小結(jié)
基于模態(tài)分析的基本理論和方法，選用了ANSYS對(duì)車架進(jìn)行了有限元模態(tài)分析，得到了車架的前十階固有頻率和固有振型，為改進(jìn)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)，并為深入研究振動(dòng)、疲勞和噪聲等問題打下了基礎(chǔ)。
第 5 章 車架輕量化設(shè)計(jì)
在汽車設(shè)計(jì)輕量化要求越來越高的今天，運(yùn)用優(yōu)化設(shè)計(jì)手段提高產(chǎn)品的競(jìng)爭(zhēng)力已經(jīng)提上日程。汽車車架結(jié)構(gòu)是汽車上的一個(gè)重要部件，設(shè)計(jì)出重量輕而各方面性能達(dá)到要求的車架結(jié)構(gòu)是一項(xiàng)重要的工作。傳統(tǒng)的車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)采用的是類比的思想進(jìn)行經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)，這種方法只能得到近似解，而且精度低。從第三章車架結(jié)構(gòu)靜力分析結(jié)果知道，車架上除了個(gè)別零件的應(yīng)力水平較高外，大部分構(gòu)件的應(yīng)力水平低，強(qiáng)度富余大。因此，有必要對(duì)車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化以降低車架的重量，減小汽車的制造成本，提高市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力。
5.1 優(yōu)化設(shè)計(jì)的概念
優(yōu)化設(shè)計(jì)是一種尋找確定最優(yōu)設(shè)計(jì)方案的技術(shù)，最優(yōu)設(shè)計(jì)指一種方案可以滿足所有設(shè)計(jì)要求，而且所需支出(如重量、面積、體積、應(yīng)力及費(fèi)用等)最小，最優(yōu)設(shè)計(jì)方案即最有效率的方案。優(yōu)化設(shè)計(jì)是現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法的主要內(nèi)容，也是計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)的核心部分。機(jī)械優(yōu)化設(shè)計(jì)是以數(shù)字規(guī)劃論為基礎(chǔ)，運(yùn)用計(jì)算機(jī)尋求機(jī)械設(shè)計(jì)最優(yōu)參數(shù)的現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法。采用這種方法可以使設(shè)計(jì)方案按預(yù)定目標(biāo)達(dá)到完善的地步，并帶來顯著的經(jīng)濟(jì)技術(shù)效益。近幾十年來機(jī)械優(yōu)化設(shè)計(jì)研究的發(fā)展表明，優(yōu)化設(shè)計(jì)己愈來愈多地應(yīng)用于產(chǎn)品設(shè)計(jì)中，如零部件的優(yōu)化設(shè)計(jì)、結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)、工藝裝備基本參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)等，而且取得了顯著的經(jīng)濟(jì)效果。
汽車工業(yè)隨著國(guó)民經(jīng)濟(jì)發(fā)展和交通運(yùn)輸體系的全面建立得到了飛速的發(fā)展。汽車產(chǎn)品開發(fā)和科學(xué)管理都采用了現(xiàn)代的計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)，而優(yōu)化設(shè)計(jì)又是其靈魂和核心。汽車優(yōu)化設(shè)計(jì)已應(yīng)用于諸多領(lǐng)域的很多環(huán)節(jié)，如汽車整車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)優(yōu)化和匹配，汽車的發(fā)動(dòng)機(jī)、底盤、車身等各主要總成的優(yōu)化設(shè)計(jì)、機(jī)械加工的優(yōu)化設(shè)計(jì)、汽車車身CAD／CAE／CAM一體優(yōu)化等，使汽車產(chǎn)品的性能和水平得到提高，生產(chǎn)的科學(xué)管理得到加強(qiáng)。
5.2 優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型及構(gòu)成要素
一個(gè)優(yōu)化問題必須要有一個(gè)數(shù)學(xué)模型加以描述，這種描述必須能夠把該問題的基本目標(biāo)及其所受的各種限制和約束列舉清楚，表示明確，在各種設(shè)計(jì)變量和各種參數(shù)之間必須保持應(yīng)有的、嚴(yán)格的邏輯結(jié)構(gòu)和協(xié)調(diào)關(guān)系，否則是無法通過計(jì)算，特別是電子計(jì)算機(jī)的運(yùn)算而得出正確結(jié)果的。包含著各種不合理的關(guān)系，不準(zhǔn)確的表達(dá)和含糊不清、不明確的關(guān)系式，以及不切實(shí)際的要求和限制，都絕對(duì)得不到準(zhǔn)確的結(jié)果。計(jì)算機(jī)在一定程度上可以說是檢驗(yàn)優(yōu)化數(shù)學(xué)模型是否是符合科學(xué)邏輯的“試金石”，是絕對(duì)欺騙不了的，只能夠不折不扣的按照數(shù)學(xué)的邏輯工作和運(yùn)算。對(duì)數(shù)學(xué)模型的要求極其嚴(yán)格，不允許有錯(cuò)誤，否則會(huì)影響計(jì)算的結(jié)果。
數(shù)學(xué)模型同時(shí)也是從工程實(shí)際問題中提煉出來的。把實(shí)際的工程問題加以科學(xué)的概括，推敲和分析，提煉出能夠表達(dá)問題本質(zhì)和根本關(guān)系的參數(shù)及其各種關(guān)系和條件，沒有理論上和實(shí)踐上的深刻探討是絕對(duì)不可能的。一個(gè)工程中的難題，一個(gè)真實(shí)科學(xué)的符合實(shí)際的有價(jià)值的設(shè)計(jì)，都是在徹底弄清各種參數(shù)之間的關(guān)系后，推導(dǎo)和建立他的數(shù)學(xué)模型的時(shí)候才算真正解決。在掌握了優(yōu)化計(jì)算的基本原理和方法后，要在有一定工程實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)的基礎(chǔ)上，努力解決數(shù)學(xué)模型這個(gè)基本問題上。
一個(gè)優(yōu)化問題的數(shù)學(xué)模型有三個(gè)要素構(gòu)成：設(shè)計(jì)變量、目標(biāo)函數(shù)、約束條件。優(yōu)化設(shè)計(jì)的描述是：給定系統(tǒng)描述和目標(biāo)函數(shù)，選取一組設(shè)計(jì)變量及其范圍，求設(shè)計(jì)變量的值，使得目標(biāo)函數(shù)最小(或者最大)。
（1）設(shè)計(jì)變量
在正確的設(shè)計(jì)思想指導(dǎo)下，用計(jì)算機(jī)定量地求出一組可變化的參數(shù)，在滿足各種要求的條件下，使預(yù)定追求的目標(biāo)達(dá)到最優(yōu)或者最佳值。我們把如上這樣一種命題稱為優(yōu)化問題或優(yōu)化設(shè)計(jì)。在優(yōu)化設(shè)計(jì)中不斷變化的一組參數(shù)，叫做設(shè)計(jì)變量。一組設(shè)計(jì)變量，即在設(shè)計(jì)空間中的一個(gè)向量，都代表著一個(gè)設(shè)計(jì)方案或簡(jiǎn)稱一個(gè)設(shè)計(jì)。在數(shù)學(xué)上變量應(yīng)該是連續(xù)變化的，但在工程設(shè)計(jì)中某些作為設(shè)計(jì)變量的參數(shù)是不能像數(shù)學(xué)邏輯上要求的那樣連續(xù)變化，而只能是離散地變化，比如齒輪的齒數(shù)z，只能是整數(shù)，還只能是正數(shù)：齒輪的模數(shù)只能是正數(shù)而且也只能在所規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)范圍內(nèi)選取和改變，小數(shù)點(diǎn)及其后更多的位數(shù)也都不需要使用，因而是不必要的。有兩類參數(shù)：一種是在設(shè)計(jì)中確定不變的，比如彈性模量E，剪切模量G，泊松系數(shù)u等等：另一種是在設(shè)計(jì)中可以獨(dú)立改變數(shù)值大小的，包括尺寸位置參數(shù)中的長(zhǎng)度、坐標(biāo)、截面積，運(yùn)動(dòng)特性參數(shù)中的位移、軌跡、速度，物理性能參數(shù)中的體積、重量、外力、溫度以及經(jīng)濟(jì)指標(biāo)參數(shù)中的費(fèi)用、成本、利潤(rùn)等。設(shè)計(jì)變量越多，問題則越復(fù)雜，求解的難度也越大，但是優(yōu)化的效果可能更好更明顯。設(shè)計(jì)變量的多少也決定優(yōu)化問題的規(guī)模：變量數(shù)為2—10為小型問題；10—50為中型問題；50—200為大型問題。
對(duì)于設(shè)計(jì)變量的確定要加以嚴(yán)格認(rèn)真的分析。設(shè)計(jì)的變量數(shù)目越多，設(shè)計(jì)向量及設(shè)計(jì)空間的維數(shù)也就越多，目標(biāo)函數(shù)的元數(shù)也越多，可能的設(shè)計(jì)方案也就越多，因而可變可選擇的余地也就越大，求解運(yùn)算的復(fù)雜程度也越高，計(jì)算量也隨之相應(yīng)增大。因而應(yīng)當(dāng)慎重地認(rèn)真地加以研究和推敲，盡量減少設(shè)計(jì)變量的總數(shù)，把那些變化不大的影響較小的變量作為給定條件或轉(zhuǎn)化為約束條件予以必要的限制和保證。但是，對(duì)于設(shè)計(jì)方案有重大影響，關(guān)系到系統(tǒng)和過程全局的參數(shù)，則無論多少均應(yīng)以恰當(dāng)?shù)姆绞胶完P(guān)系列入函數(shù)的表達(dá)式，以便真實(shí)地反應(yīng)事物和系統(tǒng)的本質(zhì)和特點(diǎn)。
（2）目標(biāo)函數(shù)
在確定的設(shè)計(jì)思想指導(dǎo)下，由設(shè)計(jì)變量表達(dá)的，用來評(píng)價(jià)所追求指標(biāo)的函數(shù)，稱為目標(biāo)函數(shù)。目標(biāo)函數(shù)是根據(jù)設(shè)計(jì)的要求，按著設(shè)計(jì)準(zhǔn)則建立起來的，這些準(zhǔn)則可以是：距離、速度、位移、體積、受力、重量、效率、能耗、成本等等。在優(yōu)化設(shè)計(jì)發(fā)展的初期，多以投資費(fèi)用和利潤(rùn)作為目標(biāo)函數(shù)，所以目標(biāo)函數(shù)也稱為評(píng)價(jià)函數(shù)。一般設(shè)計(jì)變量和己定參數(shù)的的非線性多元函數(shù)，求解時(shí)都采用求極小值的問題。在幾個(gè)可行設(shè)計(jì)中，如果有一些設(shè)計(jì)比另一些“好”，那么他就必定具有更多一些的某種特性，我們?cè)O(shè)法把這種使其更優(yōu)越于其他設(shè)計(jì)方案的特性表示為設(shè)計(jì)變量的一個(gè)可以計(jì)算的函數(shù)，再去優(yōu)化這個(gè)函數(shù)，將得到最好的設(shè)計(jì)。這個(gè)使設(shè)計(jì)得以優(yōu)化的函數(shù)為目標(biāo)函數(shù)。選擇和確定目標(biāo)函數(shù)是優(yōu)化設(shè)計(jì)中最重要決策之一。如果存在一種對(duì)設(shè)計(jì)的特定要求而又難以滿足，也可以構(gòu)成比較明顯的目標(biāo)函數(shù)，可以針對(duì)于此進(jìn)行優(yōu)化。但在構(gòu)造目標(biāo)函數(shù)時(shí)，不能夠混淆概念，比如在靜態(tài)結(jié)構(gòu)中，滿應(yīng)力設(shè)計(jì)不一定重量輕：最輕重量的設(shè)計(jì)不一定花費(fèi)最?。涸跈C(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)中，最佳傳遞角設(shè)計(jì)不一定受力最好：用突跳(位移對(duì)時(shí)間的三階導(dǎo)數(shù))使加速度最小，反而會(huì)導(dǎo)致更大的動(dòng)態(tài)響應(yīng)等等。在探索和解決實(shí)際工程問題時(shí)，應(yīng)盡量把要解決的目標(biāo)集中，盡量不要同時(shí)設(shè)定幾個(gè)目標(biāo)去同時(shí)處理。這是優(yōu)化獲得成功與否的重要戰(zhàn)略，必須慎重考慮。
（3）約束條件
在優(yōu)化設(shè)計(jì)過程中，設(shè)計(jì)變量不斷改變其取值，以其達(dá)到目標(biāo)函數(shù)的最小值，但設(shè)計(jì)變量的改變和取值要受到一系列的限制和約束，如零件設(shè)計(jì)中的強(qiáng)度、剛度、失穩(wěn)條件等都要滿足，以及運(yùn)動(dòng)學(xué)參數(shù)中的連桿構(gòu)成條件，運(yùn)動(dòng)條件，傳動(dòng)角條件等。此外，設(shè)計(jì)變量在該設(shè)計(jì)中的取值范圍，上下邊界也都必須有一定限制。問題本身對(duì)于設(shè)計(jì)變量的一些限制條件，構(gòu)成對(duì)設(shè)計(jì)變量的約束條件。按照物理特點(diǎn)及其作用，可將約束條件分為兩種：邊界約束即區(qū)域約束：性能約束，在機(jī)械設(shè)計(jì)中性能約束多表現(xiàn)為強(qiáng)度、穩(wěn)定性、震動(dòng)：對(duì)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)則表現(xiàn)為存在運(yùn)動(dòng)，運(yùn)動(dòng)條件，運(yùn)動(dòng)參數(shù)間的關(guān)系。在解決實(shí)際工程問題時(shí)，對(duì)于約束條件的研究是極為重要的。必要的約束條件是要嚴(yán)格遵守的，否則不能得出正確的設(shè)計(jì)方案來。但不必要的過嚴(yán)的約束，使得尋找可行點(diǎn)非常困難，往往在設(shè)計(jì)變量較多時(shí)，在眾多的設(shè)計(jì)約束條件下尋找優(yōu)化解困難是很大的，計(jì)算機(jī)要消耗很多的機(jī)時(shí)，甚至很長(zhǎng)的運(yùn)算時(shí)間，都得不到理想的結(jié)果。
5.3 載貨車車架的尺寸優(yōu)化設(shè)計(jì)
以有限元法為基礎(chǔ)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)包括：拓?fù)鋬?yōu)化、形貌優(yōu)化、尺寸優(yōu)化、自由尺寸優(yōu)化、形貌優(yōu)化和自由形狀優(yōu)化。其中ANSYS軟件中提供的優(yōu)化方法可以對(duì)車架靜力、模態(tài)、屈曲、頻響等分析過程進(jìn)行優(yōu)化，其穩(wěn)健高效的優(yōu)化算法允許在模型中定義成千上萬個(gè)設(shè)計(jì)變量。設(shè)計(jì)變量可取單元密度、節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)、屬性。經(jīng)過修改過的設(shè)計(jì)方案往往比概念設(shè)計(jì)的方案結(jié)構(gòu)更輕，而性能更佳。
其中六種優(yōu)化方法的特點(diǎn)和應(yīng)用[20]分別為：
（1）拓?fù)鋬?yōu)化——在給定的設(shè)計(jì)空間內(nèi)找到最優(yōu)的材料分布；
（2）形貌優(yōu)化——在鈑金件上找出最佳的加強(qiáng)肋位置和形狀
（3）尺寸優(yōu)化——尺寸