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摘 要
這篇文章對東風汽車公司出產(chǎn)的J6P重型車進行車架結構設計，然后利用CATIA三維畫圖軟件對車架進行建模。之后在ANSYS有限元軟件中建立此車車架的有限元模型，一方面對此車架在典型工況中做靜力分析，另一方面對其進行模態(tài)分析，在靜態(tài)與模態(tài)分析基礎上對汽車車架結構作出優(yōu)化。
關鍵詞：車架 ；有限元法；結構分析；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車架設計 2
2.1設計目標車輛主要參數(shù) 2
2.2車架結構的確定 2
2.3車架結構形式的設計 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對稱的垂直動載荷 4
2.4.3斜對稱的動載荷 4
2.4.4其它載荷 4
2.5彎曲強度核算時的基本假定 4
2.6縱梁的剪力和彎矩的計算 5
2.7車架材料的確定 6
2.8縱梁截面特性的計算 6
2.9彎曲應力計算與校核 6
2.10臨界彎曲應力的計算和校核 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三維實體建模 8
2.13本章小結 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結果分析 19
4.3本章小結 21
5車架縱梁的結構優(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 28
6結 論 29
參考文獻 30
致 謝 32
III
第2章 車架設計
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)對加快現(xiàn)代人類生活以及發(fā)展世界經(jīng)濟起到了不可估量的重大影響。現(xiàn)如今，在一些經(jīng)濟相對發(fā)達的國家，汽車的普及率已經(jīng)達到了很高的水平，雖然我國每個家庭的汽車普及率比不上一些相對發(fā)達的國家，但是我國龐大的人口對汽車行業(yè)的發(fā)展擴大了很大市場，根據(jù)前瞻產(chǎn)業(yè)研究院發(fā)布的《2015-2020年中國成品油行業(yè)市場調(diào)研與投資預測分析報告》顯示，自新中國成立以來，中國居民汽車的保有量迅速擴大。到2008年底，全國民用汽車突破五千萬輛。其中，載貨汽車就有1126.07萬輛，這樣的形勢對我國汽車行業(yè)發(fā)展有著很大的影響。此外我國汽車行業(yè)在經(jīng)歷了多年的風雨歷程之后，已經(jīng)形成了一個相對良好的工業(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)的不斷擴大與發(fā)展給現(xiàn)代生活帶來了很多便利，同時也造成了很多問題，例如能源問題和環(huán)境問題。在能源方面，每年汽車耗費的石油量相當龐大，并且有逐年加多的趨勢，然而能源是有限的，按照這樣的趨勢下去，地球會面臨相當可怕的能源危機；此外，在環(huán)境方面，汽車尾氣對環(huán)境的污染以及人體的危害是相當之大的，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，可見其污染之嚴重，并且汽車尾氣中所排放的氣體尤其是二氧化碳會加劇溫室效應，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，對汽車設計進行進一步的優(yōu)化設計就顯得尤為重要，而汽車車架作為汽車的載體，對車架進行優(yōu)化設計便能帶動整車的優(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，對其車架結構進行合理的靜態(tài)與模態(tài)分析，進而在靜態(tài)與模態(tài)分析的基礎之上對車架結構進行優(yōu)化。
2車架設計
2.1設計目標車輛主要參數(shù)
參考車型：解放J6P載貨汽車
詳細參數(shù)：
外形尺寸（長×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車架結構的確定
本課題以邊梁式車架作為研究對象。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隨著應力情況的變化相應的減小，然而縱梁的上表面則不然，沿著全長不變或者有點降低。
車架寬度多為全長等寬。
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，這樣的結構有利于設置駕駛室、車箱以及其它總成。[2]
2.3車架結構形式的設計
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)動機的外廓寬度所決定。[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，并且為了簡化它的制造技術和成本，應該要求其構造盡量簡單。
縱梁的長度約為汽車輪距的1.4倍至1.7倍，通常約為汽車的長度。
根據(jù)本課題的要求，考慮到縱梁截面的特點，本設計方案的縱梁選用上、下翼面是平直等高的槽形鋼，縱梁總長為11500mm。優(yōu)點：能被廣泛地運用于各種載貨汽車上，結構簡單，制造方便牢靠，便于安裝各個汽車部件，有很好的的抗彎強度，不僅能夠節(jié)約生產(chǎn)成本，還能簡化制造工藝，降低工人的作業(yè)強度。
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，組成一個穩(wěn)定的結構，從而使車架有滿意的抗彎剛度。[3]汽車主要總成經(jīng)過橫梁來支承。
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]
本設計課題是關于重型車車架構造規(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，汽車車架結構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造方法，[3]這樣才能是汽車車架能夠滿足汽車運用的要求，以到達較好的經(jīng)濟效益和社會效益。?
2.4車架的受載分析
實際情況中，汽車的使用情況十分多樣化，從而導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行不同的分類：
2.4.1靜載荷
汽車靜止時，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對稱的垂直動載荷
對稱的垂直動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較高的車速在比較平坦的道路上行駛的時候會發(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加速度與它的大小有關，路面的作用力使車架承受這樣對稱的垂直動載荷。[5]
2.4.3斜對稱的動載荷
斜對稱的動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。[3]
2.4.4其它載荷
汽車車架會因汽車行進過程中轉(zhuǎn)彎產(chǎn)生的離心力而受到側(cè)向力的作用；[3]會因行進過程中加速或者制動產(chǎn)生的慣性力而重新分配汽車車架前后部載荷；[2]會因一個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部件（如減振器、轉(zhuǎn)向搖臂及發(fā)動機等）運作時而產(chǎn)生的力；縱梁也會因為載荷的作用線不經(jīng)過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，一方面是因為多種多樣的車架縱梁與橫梁的截面形狀以及不同的銜接點，另一方面是因為受到了一定的空間力系的作用。
2.5彎曲強度核算時的基本假定
為了便于彎曲強度的核算，對車架進行以下基本假定：
1、汽車前后軸的簡支梁由縱梁來支承。因為汽車車架有對稱的結構，左右縱梁受到相差不大的力。
2、兩根縱梁的全部長度上均勻分布著空載時的簧載質(zhì)量，其中包括汽車車架的自重。根據(jù)車底盤構造的統(tǒng)計數(shù)據(jù)，其值差不多可以估量出來。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、汽車車箱全長上均勻分布有效載荷。
4、所有作用力均經(jīng)過截面的彎曲中心。
2.6縱梁的剪力和彎矩的計算
用一個三跨連續(xù)梁簡化縱梁，如下圖2.1所示。
圖2.1 縱梁受力簡化圖
已知L1=1.3m, L2=1.9m, L3=5m,L4=1.3m,L5=2m,汽車滿載時所受靜載荷mg=（29.4+17.8）*9.8=462.56（KN）,計算可知：汽車受滿載靜載荷時，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載系數(shù)k，由于重型車滿載行駛時的路面狀況良好，考慮到實際行駛過程中遇到的載荷增值，取 k=2.5。所以動載下的Mmax = 204 KN·m。
2.7車架材料的確定
車架材料的選擇應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雜的沖壓件，強度稍高的鋼板適合拉伸尺寸不大、形狀又不復雜的沖壓件。[2]然而，在冷沖壓時，鋼板強度越高越容易開裂，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鋼板來制造。
2.8縱梁截面特性的計算
用材料力學的方法計算車架縱梁和橫梁截面系數(shù)W。
對于槽形斷面，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彎曲應力計算與校核
縱梁斷面的最大彎曲應力σmax為：
(2-2)
(2-3)
按照公式（2-2）求得的最大彎曲應力應不大于材料的許用應力[σ]，[6]其中許用應力可以按照公式（2-3）計算。
式中 σs——，對于鋼Q345，；
n——，一般取安全系數(shù)。
：σmax=242.85MPa
許用應力為：[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臨界彎曲應力的計算和校核
當彎曲變形發(fā)生在縱梁上時，可能會造成翼緣的破裂，是因為壓縮和拉伸分別作用于上下翼緣。因此應按薄板理論進行校核。對于槽型截面縱梁來說，其臨界彎曲應力σc為：
(2-4)
式中 E——，；
u——，對于鋼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力的要求。
2.11橫縱梁尺寸
2.11.1縱梁
斷面形式：等斷面；
長度形式：直線式；
料厚：；
縱梁長度：。
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，從而增強縱梁的強度。[7]以壓彎件為主，材料主要為高強度鋼板，要求材料的壓彎回彈小。
2.12 CATIA三維實體建模
由上述設計建立車架三維實體模型如圖2.4所示。
圖2.4 車架三維實體模型圖
2.13本章小結
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)合理以及技術先進性的要求下，合理選擇汽車車架的主要尺寸參數(shù)、質(zhì)量以及性能指標等參數(shù)，制定出一套可行的總體設計方案，保證汽車主要性能指標實現(xiàn)，在合理的車架布局上更好地安置各個零部件，從而使整車的可靠性、性能達到設計要求。
32
第3章 車架的靜強度計算與分析
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部件的質(zhì)量，包括牽引貨品、底盤以及發(fā)動機的質(zhì)量，還要承受汽車在行駛過程中所受到的各種載荷，包括各種力和力矩。[8]對汽車車架結構進行的靜態(tài)分析，能夠計算出這些載荷作用于車架后所產(chǎn)生相對的應力和變形。
3.1車架有限元建模
影響有限元分析結果最重要的因素之一是所建立的有限元模型的準確性。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)處理分析的準確性本次設計采用ANSYS中自帶的三維幾何建模工具來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SOLID186六面體單元對重型車車架進行網(wǎng)格劃分，單元數(shù)19952，節(jié)點數(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)動機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)點上。約束車架與懸架的連接位置節(jié)點進行約束以此來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)量以及車架坐標系中各總成質(zhì)心所在的具體坐標。
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）
車架坐標系中各總成質(zhì)心所在的坐標
X（mm）
Y（mm）
Z（mm)
動力總成
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。汽車在實際行駛過程中，在載荷作用下，各個點的位移以及其加速度都是不同的。所以在計算對該重型車車架所施加的載荷時，要對其本身乘上一個動載系數(shù)，進而才能校核汽車車架結構的強度和剛度。選取動載系數(shù)的決定性因素有三個：第一個是首先要考慮的是道路條件；第二個是汽車的行駛狀況，比如車速；第三個則是汽車的結構參數(shù)，比如汽車構造的剛度、強度等。由于這些因素錯綜復雜，所以不能通過數(shù)學分析的方法來選取合適的動載系數(shù)。所以，在進行分析時通常都是選取一些路況良好的道路，然后根據(jù)一些理論研究和實驗來選取較為合理的數(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載系數(shù)是2.5。以下圖3.3至3.6表示彎曲工況下的應力圖，圖3.7至圖3.10表示彎曲工況下的變形圖。
圖3.3 X方向應力圖
圖3.4 Y方向應力圖
圖3.5 Z方向應力圖
圖3.6 總應力圖
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力值為115.79MPa，遠小于鋼Q345的屈服極限345MPa，所以此重型車車架結構的強度滿足需求；最大變形量為1.9344mm，由相關文獻可知，載貨車車架的最大豎向位移應小于10mm，[1]所以此重型車車架結構亦滿足剛度要求。那么在均滿足強度和剛度要求的情況下，車架存在進一步的優(yōu)化空間。
第4章 車架模態(tài)分析
4車架模態(tài)分析
現(xiàn)實生活中，許多構造在運動狀態(tài)中均體現(xiàn)出了振蕩特性，所以在進行構造分析中就很有必要加入對動態(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，所以對動態(tài)特性的要求越來越高是個必然的趨勢。
汽車車架作為汽車的載體，不僅要承受車身以及其它各個部件的質(zhì)量，還要通過懸架將其自身安置于車輪上，通過車輪來接受不同路面的各種激勵。當汽車行駛在路面不平坦的路上時，如果受到的載荷的頻率與某些構造的固有頻率挨近時，構造將會發(fā)生十分激烈的振蕩，然后引起很大的動應力，形成早期疲勞損壞或者造成一些不允許的變形。[1]所以了解汽車構造振蕩的固有頻率及其相應的振型是很有必要的，以此來防止汽車在行駛過程中發(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
在對該重型車車架結構進行振蕩特性分析時，模態(tài)分析的有限元模型是依據(jù)靜態(tài)有限元模型為基礎建立的。[1]對該重型車車架構造進行模態(tài)分析時，可以忽略外部載荷的作用，那是因為求解的是該重型車車架結構的固有振型、固有頻率和固有特性，和其所承受的外力沒有關系。而且就汽車車架結構的動態(tài)特性而言，如果汽車車架進行有限元模態(tài)分析的時候選擇自由邊界條件，汽車車架在工作時的動態(tài)功能能夠更準確的被反映出來。
車架在實際運轉(zhuǎn)條件下的激振頻率范圍是選擇計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相對比較多，然而模態(tài)數(shù)又不足夠的時候，那么就不能繼續(xù)進行整體綜合分析。考慮到實際的路面條件、運轉(zhuǎn)速度以及對車架的進一步分析，該重型車車架的計算頻段應該選擇0-100Hz。[1]
經(jīng)過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或幾個部分振動為主的局部振動；第二類則是車架整體振動。這幾階振型中，第1階振型，車架貨箱部位沿Y軸彎曲振動；第2階振型，車架發(fā)動機托架部位及駕駛室安裝梁部位沿X軸彎曲振動；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；第4階振型，車架發(fā)動機托架部位、駕駛室安裝梁部位及縱梁部位沿X軸彎曲振動；第5階振型，車架貨箱部位沿Y軸彎曲振動；第6階振型，車架發(fā)動機托架部位及駕駛室安裝梁部位沿Z軸扭轉(zhuǎn)振動；第7階振型，車架油箱及貨箱部位沿X軸彎曲振動；第8階振型，車架發(fā)動機托架部位、駕駛室安裝梁部位及橫梁部位沿Z軸彎扭振動；第9階振型，車架備胎部位沿Y軸彎曲振動；第10階振型，車架備胎部位Y軸彎曲振動以及車架整體沿Y軸小幅彎曲振動。
4.2結果分析
有兩種外部激蕩振源是汽車在行駛過程中會產(chǎn)生：一種是因為汽車行駛的到路不平坦而引發(fā)的車輪不平衡激振；另一種是簡諧激勵，這是汽車發(fā)動機在工作時，工作沖程中燃燒爆發(fā)壓力以及活塞往復慣性力所造成的，其頻率范圍很寬。[1]根據(jù)相關文獻，對汽車車架結構進行有限元模態(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構響應要比懸架布局的固有頻率高，并且要比發(fā)動機怠速整體頻率低，才能防止共振的發(fā)生；[9]
（2）該車的彈性模態(tài)頻率應該盡量避開發(fā)動機經(jīng)常工作的頻率范圍；[1]
（3）該車為了防止有突變振型應該盡量保持光滑。[9]
根據(jù)上述原則得知，在對汽車車架結構動態(tài)性能的分析過程中，應該查明在實際運用環(huán)境中該車所承受激蕩力的實際結構頻率。以下是對該重型車在運用環(huán)境中的實際結構頻率的分析：
（1）因為汽車行駛中的路面不平坦，使得汽車運動引起的激勵大多是低于20Hz的筆直振動；
（2）發(fā)動機的怠速頻率。該牽引車使用的是，發(fā)動機的氣缸個數(shù)以及發(fā)動機的怠速轉(zhuǎn)速能夠決定發(fā)動機的怠速激振頻率，它的計算公式為：
(4-1)
式中：N——發(fā)動機的怠速轉(zhuǎn)速，對此其一般是；
M——發(fā)動機氣缸數(shù)的一半，對此而言；????
所以30Hz是這個型號的發(fā)動機的怠速鼓勵頻率；在汽車車速是時，是相應的發(fā)動機爆發(fā)頻率；
???（3）非簧載質(zhì)量的固有頻率一般是6~15Hz；
通過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)動機的怠速鼓勵頻率低，比非簧載質(zhì)量的固有頻率高，能夠避開路面汽車的鼓勵頻率范圍；在第3階振型中車架發(fā)動機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)，那么說明車架發(fā)動機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)動機爆發(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。
計算結果說明，該重型車車架的結構設計完全能夠避開現(xiàn)實運用環(huán)境中所受激振力的實際激勵頻率，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)動機托架部位和駕駛室安裝梁部兩處的剛度較為薄弱，容易發(fā)生疲勞損害。
4.3本章小結
在有限元模態(tài)分析的方法和基本理論的基礎之下。選擇有限元軟件ANSYS對該重型車車架進行有限元模態(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，為今后汽車振動控制的研究打下基礎，為優(yōu)化車架結構提供了依據(jù)。
第5章 車架縱梁的結構優(yōu)化
5車架縱梁的結構優(yōu)化
通過以上對車架的靜態(tài)和模態(tài)分析可知，該重型車車架的結構性能滿足需求，在此基礎上可以對其進行進一步優(yōu)化。其中，縱梁作為該車架的主要承重部件，為了簡化優(yōu)化過程，可以直接對車架縱梁進行優(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。對該車架縱梁進行靜力分析，載荷處理同彎曲工況。
圖5.1車架縱梁三維模型圖
對該車架縱梁進行靜力分析，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方向應力圖
圖5.3 優(yōu)化前Y方向應力圖
圖5.4 優(yōu)化前Z方向應力圖
圖5.5 優(yōu)化前總應力圖
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的20mm減為現(xiàn)在的16mm進行靜力分析，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方向應力圖
圖5.11 優(yōu)化后Y方向應力圖
圖5.12 優(yōu)化后Z方向應力圖
圖5.13 優(yōu)化后總應力圖
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
優(yōu)化前后車架縱梁的最大應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)化前后最大應力值
優(yōu)化前(MPa)
優(yōu)化后(MPa)
X方向應力
24.742
20.912
Y方向應力
21.896
8.7597
Z方向應力
10.508
22.009
總應力
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)計數(shù)據(jù)可以看出，優(yōu)化后應力和變形值均有所增加，但是最大應力值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，說明優(yōu)化后的車架縱梁依舊滿足強度和剛度需求，那么此次結構優(yōu)化是合理的。
對于很多時候，在沒有可參考的情況下，要設計出最省料的結構是比較難的。通過有限元分析，可以提供參考，在設計初期就避免浪費材料，設計出優(yōu)秀的結構。
第6章 結論
6結 論
本課題以東風汽車公司規(guī)劃出產(chǎn)的J6P重型車為例，對該車車架進行合理的有限元分析，從而進行其結構優(yōu)化的項目研究。以下是課題研究成果：
1.車架結構設計與建模
參照J6P載重汽車的相關參數(shù)設計重型車車架結構，利用了CATIA三維畫圖軟件對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)該重型車的實際受力情況對其車架進行了靜力分析，分析了該車架結構的強度和剛度要求；
3.車架模態(tài)分析
利用了有限元軟件ANSYS對該重型車車架進行模態(tài)分析，列出了其前十階固有頻率和固有振型。
4. 車架結構優(yōu)化
在車架靜態(tài)與模態(tài)分析的基礎之上，對該重型車車架縱梁進行了結構優(yōu)化，縱梁厚度由20mm減少為了16mm。
參考文獻
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致謝
致 謝
本課題的完成離不開我的指導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方向，為我開拓了寫作思路，并指出設計過程中誤區(qū)，為我指點迷津，這讓我在這個過程中受益匪淺！此外，凌老師認真嚴謹?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，教會了我許多做人處事的道理，這將會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)幫助過我同學、老師、家人以及朋友，這篇論文的完成離不開他們每一個人的幫助，并且感謝審核老師能在百忙之中抽出時間來參加審核，再次由衷表示感謝！