輕型卡車(chē)貨車(chē)車(chē)架設(shè)計(jì)【附贈(zèng)CAD圖紙和三維模型】

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附贈(zèng)CAD圖紙和三維圖紙、說(shuō)明書(shū),領(lǐng)取加Q 197216396 或 11970985 摘 要 車(chē)架也稱(chēng)大梁，是汽車(chē)的基體，通常的是由兩根縱梁和幾根橫梁構(gòu)成的，經(jīng)過(guò)懸掛裝置﹑前橋﹑后橋支承在車(chē)輪上。擁有足夠的剛度和強(qiáng)度來(lái)承受汽車(chē)的載荷和從車(chē)輪傳來(lái)的沖擊，因此車(chē)架的剛度和強(qiáng)度在汽車(chē)整體設(shè)計(jì)中起著非常重要的作用。于是，車(chē)架結(jié)構(gòu)性能的好壞關(guān)乎著整個(gè)設(shè)計(jì)結(jié)果的成敗。為了避開(kāi)傳統(tǒng)力學(xué)計(jì)算的弊端本文采用了有限元分析技術(shù)，以此來(lái)縮短工作周期提高效率。本文使用三維建模軟件CATIA和有限元分析軟件ANSYS對(duì)某輕型卡車(chē)車(chē)架進(jìn)行了三維建模和有限元分析。 關(guān)鍵詞：輕型貨車(chē)車(chē)架，三維建模，載荷，有限元靜力學(xué)分析 ABSTRACT The frame is the base of the car, which is also called girder. The noemal frame is composed of two stringers and several beams and it is supported on wheels by suspension system, front axle and rear axle. The frame must have enough stiffness and strength to withstand the loads and shocks coming from the wheels, so the stiffness and strength of the frame play a very important role in the designing of the full vehicle. Consequently, the quality of the frame have ralation to the success of the design. In order to avoid the drawbacks of traditional mechanical calculation, this paper adopted the finite element analysis technique to shorten the work cycle and improve efficiency.This paper complete the modeling and the analysis of a light truck frame using CATIA and ANSYS software. Key words: Light truck chassis, Three-dimensional modeling, Loading, Finite element static analysis III 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 前 言 1 1輕型貨車(chē)車(chē)架設(shè)計(jì) 3 1.1車(chē)架的設(shè)計(jì)要求 3 1.2車(chē)架的結(jié)構(gòu)形式 3 1.3橫梁、縱梁及其聯(lián)接 6 2車(chē)架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 7 2.1車(chē)架長(zhǎng)度及材料的選取 7 2.2縱梁截面尺寸的確定 7 2.3縱梁的強(qiáng)度計(jì)算 9 2.4縱梁的剛度條件 11 2.4.1公式計(jì)算 11 2.4.2有限元分析 14 2.4.3對(duì)比分析 15 3車(chē)架三維模型的建立 16 3.1三維模型的建立及視圖 16 3.1.1縱梁的建模 16 3.1.2前梁的建模 17 3.1.3元寶梁的建模 17 3.1.4中、后梁的建模 18 3.1.5總裝配模型 18 4車(chē)架有限元分析及優(yōu)化 19 4.1滿(mǎn)載靜態(tài)工況 19 4.1.1啟動(dòng)Workbench 19 4.1.2新材料參數(shù)的添加 19 4.1.3網(wǎng)格的劃分 21 4.1.4滿(mǎn)載時(shí)施加約束和載荷 22 4.1.5結(jié)果處理 22 4.6求解結(jié)果 22 4.2滿(mǎn)載轉(zhuǎn)彎工況 24 4.3縱向載荷最大工況 25 4.4車(chē)架優(yōu)化 27 結(jié) 論 29 參考文獻(xiàn) 30 致 謝 31 前 言 研究目的和意義 在汽車(chē)制造市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)日趨激烈的今天，汽車(chē)制造技術(shù)愈來(lái)愈先進(jìn)，作為載貨汽車(chē)主要承載結(jié)構(gòu)的車(chē)架，它們的質(zhì)料和結(jié)構(gòu)形式直接影響車(chē)身的使用壽命和整車(chē)性能，如動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性、操縱穩(wěn)定性。自從上世紀(jì)末葉繼馬車(chē)摩托化以后第一輛汽車(chē)問(wèn)世以來(lái)，至今已經(jīng)有一百多年的歷史了，汽車(chē)的結(jié)構(gòu)形式已經(jīng)發(fā)生了很大的變化。早期汽車(chē)的主要結(jié)構(gòu)及其制造方法，除了增裝發(fā)動(dòng)機(jī)以外，基本上都是沿襲馬車(chē)，都具有作為整車(chē)基礎(chǔ)的車(chē)架，而且地盤(pán)上的各總成大部分都需要依靠車(chē)架連接才能成為一體。當(dāng)時(shí)，設(shè)計(jì)和制造只注重發(fā)動(dòng)機(jī)和底盤(pán)兩個(gè)部分，很少考慮車(chē)身。 車(chē)架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的目的是為了保證車(chē)架在滿(mǎn)足強(qiáng)度、剛度和動(dòng)態(tài)性能的前提下，減少車(chē)架總的質(zhì)量，從而使鋼材和燃油的消耗得以降低，排放的污染物得以降低，車(chē)速得以提高，汽車(chē)起動(dòng)性能和制動(dòng)性能得以改善，而且也可有效的控制振動(dòng)和噪聲的產(chǎn)生，增加汽車(chē)和公路的使用壽命。 車(chē)架?chē)?guó)內(nèi)外研究狀況 從60年代開(kāi)始外國(guó)人便嘗試用有限元分析法對(duì)汽車(chē)車(chē)架進(jìn)行強(qiáng)度和剛度的分析，1970年美國(guó)宇航局首先將NASTRAN有限元分析程序運(yùn)用到了汽車(chē)結(jié)構(gòu)分析中，并對(duì)車(chē)架的相關(guān)組織結(jié)構(gòu)進(jìn)行了靜強(qiáng)度的有限元分析，從而降低了車(chē)架的自重。當(dāng)前，運(yùn)用有限元分析軟件對(duì)車(chē)架的結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜態(tài)分析、模態(tài)分析在國(guó)外此類(lèi)技術(shù)已經(jīng)達(dá)到非常成熟的地步，他們的工作重點(diǎn)已轉(zhuǎn)向了瞬態(tài)響應(yīng)分析、噪聲分析和碰撞分析等范疇。 國(guó)外將有限元分析法引入到車(chē)架強(qiáng)度計(jì)算中是比較早的，而我國(guó)大約是在七十年代末才把有限元分析法用到了車(chē)架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析中。在有限元分析法對(duì)汽車(chē)車(chē)架結(jié)構(gòu)的分析中，初期較多的選用梁?jiǎn)卧M(jìn)行結(jié)構(gòu)離散化。雖然分析的初步結(jié)果還算令人滿(mǎn)意，但是由于梁?jiǎn)卧陨泶嬖诘谋锥?，例如梁?jiǎn)卧荒茌^好的描述結(jié)構(gòu)略微復(fù)雜的車(chē)架結(jié)構(gòu)，不能較好的反映車(chē)架橫梁與縱梁銜接區(qū)域的應(yīng)力分布，而且它還忽略了扭轉(zhuǎn)時(shí)截面的翹曲變形，因此用梁?jiǎn)卧治龀龅慕Y(jié)果是比較粗糙的。而板殼單元卻能克服梁?jiǎn)卧谲?chē)架建模以及應(yīng)力分析時(shí)的不足，基本上能夠作為一種完全的強(qiáng)度預(yù)測(cè)手段。近十年來(lái)，由于計(jì)算機(jī)軟件和硬件的迅速發(fā)展，板殼單元也漸漸地被應(yīng)用到汽車(chē)車(chē)架分析中，使分析精度大為提高，開(kāi)始從過(guò)去的定性和半定性的分析逐步向定量分析過(guò)度。隨著計(jì)算機(jī)軟、硬性技術(shù)的發(fā)展，特別是微機(jī)機(jī)能的大幅度提高和普及，利用微機(jī)進(jìn)行有限元分析已不在是什么困難的事，從而促使了有限元分析的應(yīng)用向廣度和深度方向發(fā)展。 綜合分析這些文獻(xiàn)便可得知，目前，國(guó)內(nèi)利用有限元分析方對(duì)車(chē)架結(jié)構(gòu)的研究?jī)H限于靜態(tài)扭轉(zhuǎn)、彎曲載荷和極限荷載作用下的車(chē)架或者車(chē)架結(jié)構(gòu)的分析，并從分析數(shù)據(jù)中得到車(chē)架結(jié)構(gòu)的靜態(tài)應(yīng)力分布，并進(jìn)行局部修正。正是因軟、硬件對(duì)計(jì)算機(jī)模型規(guī)模的限制性的存在，模型的細(xì)化程度依然不夠，因此對(duì)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度的分析仍然是比較粗略的，并且計(jì)算結(jié)果較多的是用來(lái)進(jìn)行結(jié)構(gòu)的方案比較，這就離虛擬實(shí)驗(yàn)的要求還有相當(dāng)大的距離。 主要設(shè)計(jì)內(nèi)容 利用三維軟件CATIA V5R21建模并應(yīng)用有限元ANSYS分析軟件對(duì)的車(chē)架進(jìn)行分析，具體內(nèi)容如下： ⑴車(chē)架設(shè)計(jì)方法以及設(shè)計(jì)步驟的研究，確定車(chē)架結(jié)構(gòu)形式。 ⑵以某輕型貨車(chē)車(chē)架為參考進(jìn)行車(chē)架設(shè)計(jì)并對(duì)其進(jìn)行建模，繪制車(chē)架三維實(shí)體模型并生成二維工程制圖。 ⑶將建成的車(chē)架模型導(dǎo)入到ANSYS中準(zhǔn)備進(jìn)行有限元分析并對(duì)車(chē)架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。 1輕型貨車(chē)車(chē)架設(shè)計(jì) 1.1車(chē)架的設(shè)計(jì)要求 車(chē)架作為汽車(chē)承載的基體，除了要支承發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器、變速器、轉(zhuǎn)向器、非承載式車(chē)身和貨箱等全部簧上質(zhì)量的相關(guān)機(jī)件外，還要承受著傳給它的各類(lèi)力和力矩。所以，車(chē)架必須要具有足夠的彎曲剛度，以來(lái)保證裝在其上的相關(guān)機(jī)構(gòu)之間的相對(duì)位置在汽車(chē)行駛的過(guò)程當(dāng)中能保持恒定并保證能讓車(chē)身的變形減少到最低限度；車(chē)架也應(yīng)有足夠的強(qiáng)度，以來(lái)確保其有足夠的可靠性和更久的使用壽命，縱梁等主要零件在使用期內(nèi)不會(huì)出現(xiàn)嚴(yán)重的變形和開(kāi)裂現(xiàn)象。若是車(chē)架的剛度不夠便會(huì)引起振動(dòng)和噪聲，也會(huì)使汽車(chē)的乘坐舒適性、操縱穩(wěn)定性以及某些機(jī)件的可靠性大幅度降低。貨車(chē)車(chē)架的最大彎曲撓度一般不要超出10mm。但車(chē)架扭轉(zhuǎn)剛度又不應(yīng)太大，不然將會(huì)使車(chē)架和懸架系統(tǒng)的載荷增大，同時(shí)會(huì)使汽車(chē)輪胎的接地性變?cè)愀?，使通過(guò)性變差。通常在使用過(guò)程中其軸間扭角應(yīng)在1/m左右。在保證強(qiáng)度、剛度的前提下車(chē)架的本身的質(zhì)量應(yīng)該盡可能的小，以便減小車(chē)身質(zhì)量。貨車(chē)車(chē)架質(zhì)量正常的應(yīng)約為整車(chē)整備質(zhì)量的1/10。另外，車(chē)架設(shè)計(jì)時(shí)還應(yīng)考慮車(chē)型系列和改裝車(chē)等方面的需求[1-5]。 1.2車(chē)架的結(jié)構(gòu)形式 按照縱梁的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，可以將車(chē)架分為如下幾種結(jié)構(gòu)類(lèi)型： ⑴周邊式車(chē)架 周邊式車(chē)架用于中級(jí)以上的轎車(chē)。從俯視圖上可以看出此車(chē)架屬于中間寬兩端窄型。該車(chē)架中部寬度取決于車(chē)身門(mén)檻梁的內(nèi)壁寬；前端寬度取決于前輪距以及前輪最大轉(zhuǎn)角；后端寬度則是靠后輪距來(lái)確定。 圖1.1 周邊式車(chē)架 Fig.1.1 Perimeter frame ⑵X形車(chē)架 這種車(chē)架被一些轎車(chē)所采用。車(chē)架的中部為位于汽車(chē)縱向?qū)ΨQ(chēng)平面上的一根矩形斷面的空心脊梁，其前后端焊以叉形梁，形成俯視圖上的X形狀。前端的叉形梁用于支承動(dòng)力-傳動(dòng)總成，而后端則用于安裝后橋。 圖1.2 X形車(chē)架 Fig.1.2 X-frame ⑶梯形車(chē)架 梯形車(chē)架又稱(chēng)邊梁式車(chē)架，它是由兩根相互平行的縱梁和若干根橫梁組成的。它的彎曲剛度較大。當(dāng)其承受扭矩時(shí)，各部分便會(huì)同時(shí)產(chǎn)生彎曲和扭轉(zhuǎn)。邊梁式車(chē)架的優(yōu)點(diǎn)有，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，容易制造；有利于改裝變型車(chē)或者多品種車(chē)輛；便于布置和安裝；具有較高的強(qiáng)度和剛度；車(chē)架與駕駛室分開(kāi)，采用彈性懸置安裝，有利于隔振。 圖1.3 梯形車(chē)架 Fig.1.3 Ladder frame 上述三種車(chē)架的自身質(zhì)量差別并不是很大。無(wú)論是哪一種車(chē)架，都要求在前、后橋處具有較大的扭轉(zhuǎn)剛度，為此，相關(guān)的縱、橫梁可采用封閉式斷面。 ⑷脊梁式車(chē)架 脊梁式車(chē)架顧名思義它猶如一根脊梁支撐著整車(chē)。它是由一根位于汽車(chē)左右對(duì)稱(chēng)中心的大斷面管形梁和某些懸伸托架構(gòu)成。管梁將汽車(chē)的動(dòng)力系與傳動(dòng)系連成一體，傳動(dòng)軸從其中間通過(guò)，所以采用這種結(jié)構(gòu)時(shí)驅(qū)動(dòng)橋必須是斷開(kāi)式的并且要與獨(dú)立懸架相匹配。與其他類(lèi)型的車(chē)架比較，其扭轉(zhuǎn)剛度是最大的。 圖1.4 脊梁式車(chē)架 Fig.1.4 Backbone tube frame ⑸綜合式車(chē)架 綜合上述脊梁式和邊梁式兩種型式而成。主減速器與脊梁相固定，該驅(qū)動(dòng)橋應(yīng)為斷開(kāi)式的且獨(dú)立懸架相匹配。其實(shí)，所示的X形車(chē)架也應(yīng)歸于這一類(lèi)型，但該車(chē)架可與非斷開(kāi)式驅(qū)動(dòng)橋及非獨(dú)立懸架相匹配。 圖1.5 綜合式車(chē)架 Fig.1.5 Platform frame 其中邊梁式車(chē)架由于其車(chē)身、車(chē)廂結(jié)構(gòu)和布置方式的特點(diǎn)，從而使汽車(chē)的改裝和變型變得易于方便，因此被廣泛的應(yīng)用在載貨汽車(chē)、越野車(chē)、特種車(chē)輛、和用貨車(chē)的盤(pán)改裝的客車(chē)上。在中、輕型客車(chē)上也有所采用，轎車(chē)則較少。尤其是在載貨汽車(chē)上應(yīng)用最為廣泛。本文采用邊梁式車(chē)架結(jié)構(gòu)[2]。 1.3橫梁、縱梁及其聯(lián)接 載貨汽車(chē)的車(chē)架縱梁沿全長(zhǎng)多采用平直且斷面不變或少變的形式，以便簡(jiǎn)化工藝。載貨汽車(chē)的縱梁斷面形狀多采用匚形，除此之外也有Z形、工字形，本文采用匚形。 橫梁主要用于將左、右縱向梁連接在一起，從而形成一個(gè)完整的車(chē)架，也是為了確保車(chē)架能有足夠的扭轉(zhuǎn)剛度，限制其變形，減少應(yīng)力和應(yīng)變。除以上作用外橫梁還起著支承某些總成的作用。汽車(chē)車(chē)架一般存在4～6根橫梁，其分布與總成、駕駛室、貨箱或車(chē)身的支承位置有關(guān)。 橫梁的種類(lèi)：⑴槽形 ⑵鴨嘴型 ⑶背靠背槽型形 ⑷拱形 ⑸圓形 ⑹方形 橫梁的布置： ⑴車(chē)架最前端開(kāi)口處，務(wù)必布置扭轉(zhuǎn)剛度較大的橫梁。 ⑵在前軸后端約1米左右，設(shè)置元寶梁。 ⑶在后板簧支架處，必須設(shè)置橫梁。 ⑷在油箱或電瓶箱處，盡量設(shè)置橫梁。 ⑸后橋處橫梁，需要有足夠的強(qiáng)度和剛度。 ⑹因路況差，自卸汽車(chē)舉升時(shí)對(duì)扭轉(zhuǎn)剛度的需求較大，因此兩個(gè)橫梁之間的距離應(yīng)設(shè)置在 之間。 本文橫、縱梁采用鉚接方式聯(lián)接。 2車(chē)架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 2.1車(chē)架長(zhǎng)度及材料的選取 車(chē)架的總長(zhǎng)度應(yīng)接近整車(chē)的長(zhǎng)度，大概為軸距的1.4～1.7倍，取車(chē)架長(zhǎng)度為5800mm，在縱向梁的全長(zhǎng)范圍內(nèi)應(yīng)設(shè)置相等的高度和寬度。要求縱、橫梁都是由7mm厚的610L鋼板沖壓而成（輕、中型貨車(chē)沖壓縱梁的鋼板厚度一般設(shè)置在5～7mm之間）。槽型斷面的縱梁，上、下翼緣的寬度尺寸應(yīng)控制在其腹板高度尺寸的35%～40%左右[3]。 16Mn鋼是在Q235鋼基礎(chǔ)上加入約1％的錳，使屈服點(diǎn)提高了35％左右，并且冶煉、加工和焊接性能都較好，廣泛用于制造各種大型船舶、鐵路車(chē)輛、橋梁、管道、壓力容器等焊接結(jié)構(gòu)。16Mn屬于350MPa級(jí)的普低鋼。但16Mn鋼淬硬傾向比Q235鋼稍大些，在低溫下或在大剛性、大厚度結(jié)構(gòu)上進(jìn)行小工藝參數(shù)、小焊道的焊接時(shí)，就有可能出現(xiàn)淬硬組織或裂紋。因此，大厚度、低溫條件下焊接時(shí)應(yīng)進(jìn)行適當(dāng)?shù)念A(yù)熱。 2.2縱梁截面尺寸的確定 對(duì)于常見(jiàn)的匚形截面縱梁（圖2.1），可按下式求得其彎曲應(yīng)力 圖2.1 匚形截面尺寸示意圖 Fig.2.1 匚-shaped cross-sectional dimension 其中 按上式求得的彎曲應(yīng)力不應(yīng)超過(guò)縱梁材料的屈服極限，如果縱梁采用的鋼板材料為，其。 由于有縱梁的變形，上下翼緣便會(huì)分別受到壓縮和拉伸的作用致使致翼緣破裂。因此，應(yīng)按薄板理論進(jìn)行校核，此時(shí)臨界彎曲用力為 式中 在選定模板厚度為t的情況下，縱梁翼緣的最大寬度應(yīng)為 取 ，故有 取,縱梁翼緣最大寬度應(yīng)為 （?。? 當(dāng)剪力超過(guò)允許值時(shí)，匚形截面的腹板也會(huì)出現(xiàn)局部損壞現(xiàn)象，為此要求 （取） 由此可算出 由以上各式所確定的是軸距范圍內(nèi)的縱梁截面尺寸，為了減輕自重，讓其盡量接近等強(qiáng)度梁，縱梁前后兩端截面高度不妨適量減小，但是為了防止應(yīng)力集中，應(yīng)特別注意勿讓截面尺寸有急劇性的變化。 2.3縱梁的強(qiáng)度計(jì)算 在車(chē)架設(shè)計(jì)的初級(jí)階段，考慮到可能發(fā)生的可能性和必然性，僅需要對(duì)車(chē)架縱梁進(jìn)行簡(jiǎn)化的抗彎強(qiáng)度計(jì)算，通過(guò)這種方法對(duì)縱梁的截面尺寸進(jìn)行初步的確定，這時(shí)候可作如下幾點(diǎn)假設(shè)： ⑴將縱梁看作為支承在前后軸上的簡(jiǎn)支梁； ⑵空車(chē)時(shí)的簧載重量均勻分布在左、右縱梁的全長(zhǎng)上（包括車(chē)架自重在內(nèi)的簧上載重量可根據(jù)整車(chē)底盤(pán)結(jié)構(gòu)按統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)大致得到，一般輕、中型貨車(chē)的簧載重量大致為汽車(chē)自重的)，滿(mǎn)載時(shí)的有效載荷則均勻分布在車(chē)廂全長(zhǎng)上； ⑶全部作用力都通過(guò)截面的彎心（忽略局部扭轉(zhuǎn)所造成的影響）。如圖3.2所示。 汽車(chē)自重 簧載重量 滿(mǎn)載時(shí)有效載荷 縱梁總長(zhǎng) 縱梁前端到前軸之間的距離 縱梁后端到后軸之間的距離 汽車(chē)軸距 車(chē)廂長(zhǎng) 車(chē)廂前端到后軸之間的距離 車(chē)廂后端到后軸之間的距離 圖2.2 車(chē)架尺寸分布示意圖 Fig. 2.2 Size distribution of the frame 前支反力為 在駕駛長(zhǎng)度以?xún)?nèi)這一段縱梁的彎矩為 駕駛室后端至后軸這一段縱梁的彎矩和剪力為 故當(dāng)時(shí)，可求得靜載荷情況下的最大彎矩值。 最大剪力的絕對(duì)值則產(chǎn)生在后軸線(xiàn)附近出，其值為 經(jīng)驗(yàn)表明，汽車(chē)在工作環(huán)境（動(dòng)載荷情況）下，最大彎矩和剪力大概是靜載荷下的1.55倍。同時(shí)，考慮到在動(dòng)態(tài)載荷下，車(chē)架縱梁所處的疲勞狀況，一般取疲勞系數(shù)為1.4，故得動(dòng)態(tài)載荷下的最大彎矩為 而最大剪力為 2.4縱梁的剛度條件 2.4.1公式計(jì)算 以上所述僅對(duì)縱梁的強(qiáng)度進(jìn)行了必要地公式計(jì)算，為了確保整車(chē)和其他裝置件也能正常的工作，需要對(duì)縱量的彎曲變形進(jìn)行必要地公式計(jì)算。下面提出一種簡(jiǎn)捷的評(píng)價(jià)縱梁剛度的方法。 由“材料力學(xué)”知簡(jiǎn)支梁受作用于跨距中點(diǎn)的集中載荷P時(shí)的最大撓度為 如軸距采用“m”為單位，則當(dāng)時(shí)，上式可簡(jiǎn)化為 上式表明，車(chē)架縱梁中點(diǎn)處受到1000N集中載荷時(shí)的變形量。根據(jù)使用要求，一般規(guī)定此情況下的允許變形量，亦即，可以認(rèn)為車(chē)架縱梁的剛度是足夠的。 圖2.3 彎曲剛度示意圖 Fig.2.3 The bending stiffness 根據(jù)車(chē)架的受載情況，計(jì)算車(chē)架的撓度時(shí)可分為兩部分。 ⑴假設(shè)車(chē)空載，簧上載荷均勻分布在左、右縱梁的全長(zhǎng)上，由于是算一根縱梁的撓度，所以施加的載荷應(yīng)為總載荷的一半。 由“材料力學(xué)”知 ⑵當(dāng)滿(mǎn)載時(shí)，所載貨物的重量集中在了簡(jiǎn)支梁的中間，此時(shí)計(jì)算的撓度值和載荷大于實(shí)際載荷。同樣，算一根縱梁的撓度只需施加半載荷。 可得 （最大撓度小于） (剛度滿(mǎn)足) 2.4.2有限元分析 ⑴空載時(shí) 圖2.4 空載時(shí)縱梁總變形分析云圖 Fig.2.4 Total deformation analysis of frame rail when no-load 據(jù)圖可知，最大變形出現(xiàn)在縱梁中間位置，大小為1.5554mm。 ⑵滿(mǎn)載時(shí) 圖2.5 滿(mǎn)載時(shí)縱梁總變形分析云圖 Fig.2.5 Total deformation analysis of rame rail when full load 據(jù)圖可知，最大變形出現(xiàn)在縱梁中間位置，大小為3.5553mm。 2.4.3對(duì)比分析 從公式計(jì)算法和有限元分析法的對(duì)比中可看出，空載時(shí)兩種方法的計(jì)算結(jié)果相差不大，因此結(jié)果較為可靠。滿(mǎn)載時(shí)，兩種方法的計(jì)算結(jié)果差別較大，需要進(jìn)一步研究問(wèn)題所在（具體步驟本文不在詳細(xì)說(shuō)明）。 3車(chē)架三維模型的建立 3.1三維模型的建立及視圖 貨車(chē)車(chē)架的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，為了簡(jiǎn)化計(jì)算，同時(shí)還在保證不丟失主要因素的前提下,可以略去那些為了滿(mǎn)足要求而設(shè)置的次要構(gòu)件。該車(chē)架選用邊梁式車(chē)架,由左、右兩根縱梁和7根橫梁組成。材料為。車(chē)架總長(zhǎng)為，寬度為，前后等高，高度為。為了減少計(jì)算單元數(shù)目,減輕以后的網(wǎng)格劃分工作，簡(jiǎn)化計(jì)算過(guò)程,對(duì)車(chē)架的部分細(xì)節(jié)進(jìn)行了簡(jiǎn)化。本文應(yīng)用 Pro/E Creo 5.0進(jìn)行實(shí)體建模。 3.1.1縱梁的建模 縱梁是由鋼板沖壓成的，厚度為，全長(zhǎng)為，翼緣寬度為，腹板高為。為了消減應(yīng)力集中，在縱梁的相應(yīng)部位進(jìn)行倒圓角處理[6]，如圖3.1。 圖3.1 縱梁模型圖 Fig.3.1 Frame rail model 3.1.2前梁的建模 橫梁是由鋼板沖壓成的，厚為，全長(zhǎng)為，大圓直徑為，小圓直徑為，如圖3.2。 圖3.2 前梁模型圖 Fig.3.2 Front frame crossmember model 3.1.3元寶梁的建模 元寶梁是由鋼板沖壓成的，厚為，全長(zhǎng)為，大圓直徑為，小圓直徑為，如圖3.3。 圖3.3 元寶梁模型圖 Fig.3.3 crossmember compl model 3.1.4中、后梁的建模 中、后梁是由鋼板沖壓成的，厚為，全長(zhǎng)為，翼緣寬度為，腹板高為。為了消減應(yīng)力集中，在縱梁的相應(yīng)部位進(jìn)行倒圓角處理，如圖3.4。 圖3.4 中、后梁模型圖 Fig.3.4 Rear frame crossmember model 3.1.5總裝配模型 總裝配圖，如圖3.5。 圖3.5 總裝配模型圖 Fig.3.5 General assembly 4車(chē)架有限元分析及優(yōu)化 4.1滿(mǎn)載靜態(tài)工況 4.1.1啟動(dòng)Workbench ⑴在ANSYS Workbench 的主界面中單擊Units(單位)選項(xiàng)，然后選擇其中的Metric(kg,mm,s,℃,mA,N,)命令，設(shè)置模型的單位[7]。 ⑵單擊主界面上Toolbox(工具箱)中的Component Systems項(xiàng)，然后選擇其中的Geometry(幾何體)選項(xiàng)，此時(shí)項(xiàng)目管理區(qū)便會(huì)出現(xiàn)分析項(xiàng)目A。 ⑶單擊工具箱中的Analysis Systems項(xiàng)，在Static Structural選項(xiàng)上按住鼠標(biāo)左鍵并將其拖拽至項(xiàng)目管理區(qū)中，當(dāng)項(xiàng)目A中的Geometry呈現(xiàn)紅色時(shí)，放開(kāi)鼠標(biāo)，此時(shí)便會(huì)創(chuàng)建一個(gè)項(xiàng)目B,這時(shí)相關(guān)聯(lián)的數(shù)據(jù)便可共享，如圖4.1。 圖4.1 關(guān)聯(lián)數(shù)據(jù)共享視圖 Fig.4.1 Relational data sharing 4.1.2新材料參數(shù)的添加 ⑴首先，打開(kāi)Workbench,然后雙擊項(xiàng)目B中的Engineering Data項(xiàng)，在彈出的界面中單擊Click here to add a new material,然后再其輸入16Mn。 ⑵分別雙擊左邊Toolbox下Physical properties項(xiàng)中的Density和Linear Elastic項(xiàng)中的Isotropic Elasticity,然后在彈出的對(duì)話(huà)框中的相應(yīng)位置里填上密度、彈性模量和泊松比的值，如圖4.2。 圖4.2 添加材料屬性截面圖 Fig.4.2 Adding material properties ⑶返回到Project 窗口，更新下Model。 ⑷回到Mechanical界面，點(diǎn)擊Model 下 Geometry 下的MSBR，在左下角找到Assignment，然后點(diǎn)擊Structural Steel，此時(shí)會(huì)出現(xiàn)一個(gè)向右的箭頭小圖標(biāo)，鼠標(biāo)左鍵點(diǎn)擊一下，便可看到里面有剛才添加的材料，選擇M16，這時(shí)材料就添加好了，如圖4.3。 圖4.3 材料添加完成圖 Fig.4.3 The completion of adding material properties 4.1.3網(wǎng)格的劃分 ⑴首先，打開(kāi)Mechanical界面，選中分析樹(shù)中的Mesh,然后單擊Mesh工具欄中的Mesh Control(網(wǎng)格控制)項(xiàng)，再單擊Sizing（尺寸）命令，并添加劃分網(wǎng)格的尺寸控制。 ⑵選中圖形窗口中的所有面，然后在參數(shù)設(shè)置列表中單擊Geometry后的Apply按鈕，完成對(duì)面的選擇，本文設(shè)置Element Size為5mm，如圖4.4。 圖4.4 尺寸設(shè)置圖 Fig.4.4 Size setting ⑶在分析樹(shù)中的Mesh選項(xiàng)上單擊鼠標(biāo)右鍵，然后單擊Generate Mesh命令，此時(shí)等待一段時(shí)間后，便會(huì)出現(xiàn)最終的網(wǎng)格效果圖，如圖4.5。 圖4.5 網(wǎng)格效果圖 Fig.4.5 Mesh renderings 4.1.4滿(mǎn)載時(shí)施加約束和載荷 ⑴單擊Mechanical界面左側(cè)Outline（分析樹(shù)）中的Static Structural(B5)選項(xiàng)，然后單擊Environment工具欄中的Support(約束)項(xiàng)，在彈出的快捷菜單中單擊Fixed Support(固定約束)命令[7-10]。 ⑵選中車(chē)架低端4塊圓板分別施加固定約束。 ⑶單擊Environment工具欄中的Loads(載荷)項(xiàng)，然后單擊Pressure（壓力）命令，選中所要施加載荷的面，最后單擊Apply按鈕，完成對(duì)面的選擇。兩面均設(shè)置大小為0.0281MPa（）的壓力,方向?yàn)閆軸負(fù)方向。 4.1.5結(jié)果處理 ⑴單擊Mechanical界面左側(cè)Outline（分析樹(shù)）中的Solution(B6)選項(xiàng)。 ⑵單擊Solution工具欄中的Stress(應(yīng)力)項(xiàng)，然后在彈出的快捷菜單中單擊Equivalent (von-Mises)命令。 ⑶單擊Solution工具欄中的Deformation(變形)項(xiàng)，然后單擊Total命令。 4.6求解結(jié)果 ⑴選中Outline（分析樹(shù)）中的Solution(B6)項(xiàng)，然后單擊鼠標(biāo)右鍵，在彈出的快捷菜單中單擊Equivalent All Results命令。 ⑵單擊Outline（分析樹(shù)）中Solution(B6)項(xiàng)下的Equivalent Stress項(xiàng)，此時(shí)出現(xiàn)的便是應(yīng)力分析云圖，如圖4.6。 圖4.6 滿(mǎn)載時(shí)應(yīng)力分析云圖 Fig.4.6 Stress analysis when full load 由圖可知，最大應(yīng)力出現(xiàn)在縱梁前段拐角處，大小約為62.2MPa,遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于屈服極限，所以該設(shè)計(jì)合格。 ⑶單擊Outline（分析樹(shù)）中Solution(B6)項(xiàng)下的Equivalent Elastic Strain項(xiàng)，此時(shí)出現(xiàn)的便是應(yīng)變分析云圖，如圖4.7。 圖4.7 滿(mǎn)載時(shí)應(yīng)變分析云圖 Fig.4.7 Strain analysis when full load 由圖可知，最大應(yīng)變出現(xiàn)在縱梁前段拐角處，大小約為0.000314。 ⑷單擊Outline（分析樹(shù)）中Solution(B6)項(xiàng)下的Total Deformation項(xiàng)，此時(shí)出現(xiàn)的便是總變形分析云圖，如圖4.8。 圖4.8 滿(mǎn)載時(shí)總變形分析云圖 Fig.4.8 Total deformation analysis when full load 由圖可知，最大變形量出現(xiàn)在縱梁中間部位，大小約為1.0625mm。 4.2滿(mǎn)載轉(zhuǎn)彎工況 車(chē)輛滿(mǎn)載在水平路面上勻速行駛的情況，模擬車(chē)輛在平直路面上勻速正常行駛，此時(shí)所有車(chē)輪處于同一平面內(nèi)，車(chē)架主要承受彎曲載荷，產(chǎn)生彎曲變形，根據(jù)載荷計(jì)算方法和給定的車(chē)架參數(shù)，可以計(jì)算出兩縱梁和與其焊接的懸臂梁上平面承受加載的均布載荷為0.0821MPa方向垂直于平面向下。 對(duì)左前輪進(jìn)行X、Y、Z方向的約束，對(duì)左后輪進(jìn)行Y、Z方向的約束，對(duì)右前輪進(jìn)行X、Y方向的約束，對(duì)右后輪進(jìn)行無(wú)約束。 應(yīng)力分析云圖，如圖4.9 圖4.9 轉(zhuǎn)彎時(shí)應(yīng)力分析圖 Fig.4.9 Stress analysis when turning 由圖可知，最大應(yīng)力出現(xiàn)在左后輪處，大小約為251.13MPa小于屈服極限，處于安全范圍。 應(yīng)變分析云圖，如圖4.10。 圖4.10 轉(zhuǎn)彎時(shí)應(yīng)變分析云圖 Fig.4.10 Strain Analysis when turning 由圖可知，最大應(yīng)變出現(xiàn)在左后輪處，大小約為0.0013。 總變形云圖，如圖4.11。 圖4.11 轉(zhuǎn)彎時(shí)總變形云圖 Fig.4.11 Total deformation analysis when turning 由圖可知，最大變形量出現(xiàn)在右側(cè)縱梁中后間部位，大小約為2.557mm。 4.3縱向載荷最大工況 車(chē)輛工作時(shí)的載荷約為靜載時(shí)的1.5倍，因此該工況下需對(duì)車(chē)架施加1.5倍的靜載荷即，載荷約為0.0422MPa。 應(yīng)力分析云圖，如圖4.12。 圖4.12 縱向載荷最大時(shí)應(yīng)力分析云圖 Fig.4.12 Maximum longitudinal load stress analysis cloud 由圖可知，最大應(yīng)變出現(xiàn)在總量前段拐角處，大小約為93.47MPa。 應(yīng)變分析云圖，如圖4.13。 圖4.13 縱向載荷最大時(shí)應(yīng)力分析云圖 Fig4.13 Longitudinal load maximum strain analysis cloud 最大應(yīng)變出現(xiàn)在總量前段拐角處，大小約為0.00047。 總變形云圖，如圖4.14。 圖4.14 縱向載荷最大時(shí)應(yīng)力分析云圖 Fig4.14 Maximum longitudinal load stress analysis cloud 總變形量最大值出現(xiàn)在縱梁中部，大小約為1.6mm。 4.4車(chē)架優(yōu)化 從以上分析中可知，滿(mǎn)載轉(zhuǎn)彎時(shí)的安全系數(shù)約為1.3，本文將采用增大腹板高度的方法對(duì)此工況實(shí)行優(yōu)化，使其安全系數(shù)不小于1.4，即最大應(yīng)力不得大于242.86MPa。 將腹板高度增加到155mm并對(duì)其進(jìn)行有限元分析，分析結(jié)果如圖4.15。 圖4.15 優(yōu)化設(shè)計(jì)應(yīng)力云圖 Fig.4.15 Optimal design stress cloud 由圖可知，最大應(yīng)力出現(xiàn)在左后輪處，大小為133.07MPa，其小于預(yù)定的242.86MPa,因此，此腹板高度可取。 結(jié) 論 本文主要通過(guò)三維建模軟CATIA和有限元分析軟件ANSYS軟件對(duì)車(chē)架進(jìn)行建模和靜力分析，通過(guò)本文的研究最終得出以下結(jié)論： （1）通過(guò)對(duì)車(chē)架多種形式結(jié)構(gòu)的比較，可以初步選擇梯形結(jié)構(gòu)，同時(shí)經(jīng)過(guò)計(jì)算得出設(shè)計(jì)方案滿(mǎn)足剛度、撓度的要求。 （2）對(duì)輕型載貨車(chē)架進(jìn)行了三維建模，同時(shí)確定了模型的材料。通過(guò)利用有限元分析軟件ANSYS對(duì)已設(shè)計(jì)出的車(chē)架進(jìn)行網(wǎng)格劃分（適當(dāng)調(diào)整網(wǎng)格劃分的精度），載荷施加及優(yōu)化等步驟后，可初步確定在保證安全系數(shù)不小于1.4的情況下縱梁腹板高度在150mm-155mm即可。 （3）對(duì)于分析中經(jīng)常出現(xiàn)的問(wèn)題，例如，網(wǎng)格劃分不成功，無(wú)法施加應(yīng)力的問(wèn)題，可以通過(guò)ANSYS軟件的自動(dòng)指出錯(cuò)誤功能進(jìn)行模型修改，使優(yōu)化設(shè)計(jì)分析更加精確快速。 參考文獻(xiàn) [1]吉林工業(yè)大學(xué)汽車(chē)教研室.汽車(chē)設(shè)計(jì)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版設(shè)，1981.7. 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New jersey Prentice—Hall, 1992. 致 謝 在大學(xué)的最后一個(gè)學(xué)期，在指導(dǎo)老師的熱心指導(dǎo)下，我按規(guī)定的完成了畢業(yè)設(shè)計(jì)。我的畢業(yè)設(shè)計(jì)之所以能夠順利的進(jìn)行下去，是因?yàn)樵诖似陂g賈老師給了我很多指導(dǎo)，在此特別向賈老師致以衷心的感謝!同時(shí)期間也得到了許多同學(xué)的幫助，在此也非常的感謝他們對(duì)我的幫助。 通過(guò)這次的畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)，讓我撿回來(lái)了不少忘記過(guò)得知識(shí)，在畢業(yè)設(shè)計(jì)的過(guò)程中，了解了車(chē)架相關(guān)設(shè)計(jì)工作的過(guò)程，加強(qiáng)了對(duì)汽車(chē)設(shè)計(jì)、CATIA建模、ANSYS軟件有限元分析的了解，雖然對(duì)這些中軟件的學(xué)習(xí)僅限于初級(jí)階段，但已經(jīng)為今后的工作和學(xué)習(xí)做了一個(gè)良好的鋪墊。 在這兩個(gè)月的時(shí)間里，酸甜苦辣咸百味俱全，算然累過(guò)苦過(guò)，但讓我得到許多寶貴的經(jīng)驗(yàn)，能讓我在今后的設(shè)計(jì)中盡量避免不必要的問(wèn)題，為今后的工作和學(xué)習(xí)積累了寶貴的經(jīng)驗(yàn)。 最后，再次感謝老師為了能使我更好地完成各期間的任務(wù)所作出的努力，以及對(duì)我有幫助的同學(xué)，正是因?yàn)橛辛四銈儯也拍茼樌耐瓿蛇@次畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)，完成畢業(yè)設(shè)計(jì)。本設(shè)計(jì)中可能依然存在著缺陷和不足，誠(chéng)摯希望各位老師多多批評(píng)指正。 31