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某貨車車架輕量化設(shè)計
摘 要
本文針對汽車公司設(shè)計生產(chǎn)的重型車進(jìn)行車架設(shè)計，結(jié)合工程理論和實(shí)際，從靜態(tài)和模態(tài)兩方面對該重型車車架的力學(xué)性能進(jìn)行了評估，并完成了該車架的結(jié)構(gòu)參數(shù)輕量化設(shè)計，研究內(nèi)容包括：
（1）進(jìn)行車架設(shè)計；
（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)化方法對車架進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，在保證剛度和強(qiáng)度的前提下，達(dá)到了輕量化的目的。
本文的研究工作對企業(yè)在重型車的設(shè)計檢驗、改造和優(yōu)化等方面具有重
要的參考價值和指導(dǎo)意義。
關(guān)鍵詞：車架 輕量化設(shè)計 有限元法 Ansys軟件 結(jié)構(gòu)分析 優(yōu)化設(shè)計 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 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀概述 2
1.3 本文主要研究內(nèi)容 3
第 2 章 車架設(shè)計 5
2.1 設(shè)計目標(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 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 對稱的垂直動載荷 8
2.4.3 斜對稱的動載荷 8
2.4.4 其它載荷 8
2.5 彎曲強(qiáng)度計算時的基本假設(shè) 9
2.6 軸荷分配 9
2.7 縱梁的彎矩和剪力的計算 10
2.8 車架材料的確定 12
2.9 縱梁截面特性的計算 13
2.10 彎曲應(yīng)力計算與校核 13
2.11 臨界彎曲應(yīng)力的計算和校核 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)分析計算結(jié)果 24
4.3 計算結(jié)果分析 28
4.4 本章小結(jié) 29
第 5 章 車架輕量化設(shè)計 31
5.1 優(yōu)化設(shè)計的概念 31
5.2 優(yōu)化設(shè)計的數(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 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 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)國家，汽車的普及已經(jīng)達(dá)到很高的程度，在美國平均每個家庭擁有各種汽車2、3輛；雖然中國的汽車人均擁有量遠(yuǎn)低于發(fā)達(dá)國家水平，但是由于中國巨大的市場和國際汽車工業(yè)對中國汽車工業(yè)的影響，中國汽車工業(yè)經(jīng)過50年的風(fēng)雨歷程，已形成一個比較完整的工業(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)代化社會大工業(yè)的產(chǎn)物，在推動人類文明向前躍進(jìn)并給人類生活帶來了便捷舒適的同時，對大自然生態(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。對重型車的車架進(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,國際鋼鐵協(xié)會成立了由來自全世界18個國家的35個鋼鐵生產(chǎn)企業(yè)組成的ULSAB(Ultra-Light Steel Auto Body)項目組，其目的是在保持性能和不提高成本的同時，有效降低鋼制車身的質(zhì)量[6]。ULSAB項目于1998年5月完成，其成果是顯著的。ULSAB試制的車身總質(zhì)量比對比車的平均值降低25%，同時扭轉(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，同時成本比對比車身造價降低15%[7]。
從1997年5月啟動的ULSAC (Ultra-Light Steel Auto Closures)、ULSAS
(Ultra-Light Steel Auto Suspension)和1999年1月啟動ULSAB_AVC(Advanced
Vehicle Concepts)為ULSAB的后續(xù)項目，也在輕量化研究上取得很大成[8]。
除了以上提到的國際上著名的四個輕量化項目外，全世界范圍內(nèi)對基于結(jié)構(gòu)優(yōu)化的輕量化技術(shù)也進(jìn)行了大量的研究。韓國漢陽大學(xué)J.K.Shin、K.H.Lee、S.I.Song和G.J.Park應(yīng)用ULSAB的設(shè)計理念和組合鋼板的工藝，對轎車前車門內(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)對零件進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。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、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，大量考慮動態(tài)過程(如碰撞、振動過程)中的各種約束，對尺寸參數(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。
國內(nèi)對基于結(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)法對汽車車架結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了實(shí)例優(yōu)化計算。此外，國內(nèi)對轎車和客車的結(jié)構(gòu)輕量化做了大量的研究。
由國內(nèi)外的研究現(xiàn)狀可以看出，目前國內(nèi)外對車輛的輕量化都主要集中在車身上，對車架的輕量化研究也集中在對轎車和客車的研究，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)國內(nèi)外研究現(xiàn)狀，目前對轎車和客車骨架應(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，但對于一些需求量相對較少，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、分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化工作中，既解決企業(yè)設(shè)計生產(chǎn)過程中的實(shí)際問題，也有較高的應(yīng)用價值。
1.3 本文主要研究內(nèi)容
本文的研究對象為載重汽車車架，論文的任務(wù)側(cè)重于對車架
的結(jié)構(gòu)有限元分析，完成其輕量化設(shè)計研究。主要內(nèi)容包括：
1. 車架設(shè)計
參照載重汽車相關(guān)參數(shù)進(jìn)行車架設(shè)計；
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,對靜態(tài)性能進(jìn)行評估；
4. 車架模態(tài)分析
運(yùn)用ANSYS對車架進(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)計提供理論依據(jù)。
5. 車架質(zhì)量的優(yōu)化設(shè)計
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，檢驗方案的可行性。
第 2 章 車架設(shè)計
2.1 設(shè)計目標(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×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，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，車架在載荷作用下會產(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，車架也會相應(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，同時盡量減輕重量。
本設(shè)計選用邊梁式車架。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
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，同時形狀應(yīng)盡量簡單，以簡化其制造工藝。
縱梁的長度一般接近汽車長度，其值約為1.4—1.7倍汽車輪距。
根據(jù)本設(shè)計的要求，再考慮縱梁截面的特點(diǎn)，本方案設(shè)計的縱梁采用上、下翼面是平直等高的槽形鋼?？v梁總長為11500mm。優(yōu)點(diǎn)：其結(jié)構(gòu)簡單，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)計課題是關(guān)于重型車車架結(jié)構(gòu)設(shè)計，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、六根橫梁用作傳動軸的支承，其斷面形狀為槽形，為了保證傳動軸有足夠的跳動空間和安裝空間。
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）橫梁同時和縱梁的腹板及任一翼緣（上或下）相連接；
（3）橫梁同時和上、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)計要充分考慮到整車布置對車架的要求及企業(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，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 對稱的垂直動載荷
這種載荷是當(dāng)汽車在平坦的道路上以較高車速行駛時產(chǎn)生的。其大小與垂直振動加速度有關(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稱的垂直動載荷。這種動載使車架產(chǎn)生彎曲變形。
2.4.3 斜對稱的動載荷
這種載荷是當(dāng)汽車在崎嶇不平的道路上行駛時產(chǎn)生的。此時汽車的前后幾個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)。這種動載荷會使車架產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)變形。
2.4.4 其它載荷
汽車轉(zhuǎn)彎行駛時，離心力將使車架受到側(cè)向力的作用；汽車加速或制動時，慣性力會導(dǎo)致車架前后部載荷的重新分配；當(dāng)一個前輪正面撞在路面凸包上時，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)動機(jī)、轉(zhuǎn)向搖臂及減振器等）工作時所產(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)度計算時的基本假設(shè)
為了便于彎曲強(qiáng)度的計算，對車架進(jìn)行以下基本假設(shè)：
1、因為車架結(jié)構(gòu)是左右的對稱的，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支梁。
2、空車時的簧載質(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上。其值可根據(jù)汽車底盤結(jié)構(gòu)的統(tǒng)計數(shù)據(jù)大致估計，一般對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)，簡化后車架結(jié)構(gòu)如圖2-1所示。
圖2-1 車架結(jié)構(gòu)簡化圖
（2-1）
式中 F1——汽車受滿載靜載荷時，前一軸地面反力（kN）；
F2——汽車受滿載靜載荷時，前二軸地面反力（kN）；
F3——汽車受滿載靜載荷時，后一軸地面反力（kN）；
F4——汽車受滿載靜載荷時，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算
將縱梁簡化為一個三跨連續(xù)梁，如圖2-2所示。
圖2-2 縱梁受力簡化圖
對連續(xù)梁的每一個中間支座都可以列出一個三彎矩方程，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——各簡支梁在載荷作用下的彎矩圖面積（kN·m2）；
an-1、an、an+1——各簡支梁在載荷作用下的彎矩圖面積的形心的
位置（m）。
基本靜定系的每個跨度皆為簡支梁，這些簡支梁在載荷作用下的彎矩圖如圖2-3所示。
圖2-3 簡支梁彎矩圖
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易開裂且沖壓回彈較大，故不宜采用。
這次設(shè)計，采用Q345（16 Mn）鋼板制造車架。
2.9 縱梁截面特性的計算
車架縱梁和橫梁截面系數(shù)W按材料力學(xué)的方法計算。
對于槽形斷面，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）計算：
(2-5)
式中 s——材料的疲勞極限，對于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)力的計算和校核
當(dāng)縱梁受彎變形時，上下翼緣分別受到壓縮和拉伸的作用，可能會造成翼緣的破裂。因此應(yīng)按薄板理論進(jìn)行校核。對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 ；
長度形式 ：直線式；
料厚：20mm；
縱梁長度：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)計方案，為各部件設(shè)計提供整車參數(shù)和設(shè)計要求，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)計要求。
第 3 章 車架的靜強(qiáng)度計算與分析
汽車車架不僅要承受發(fā)動機(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：一個車輪跳過臺階上或一個車輪駛過路面上的坑洞等，同時還會因為要躲避行人或障礙物等緊急狀況而要進(jìn)行緊急制動和緊急轉(zhuǎn)彎。在上述各種行駛工況下，都會產(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，同時還關(guān)系到整車的安全性好壞。對車架進(jìn)行強(qiáng)度、剛度的分析同時也是對車架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計和結(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，汽車定型試驗規(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。行駛時會出現(xiàn)勻速直線行駛(車架彎曲)，一輪懸空(車架扭轉(zhuǎn)) ，緊急制動和急速轉(zhuǎn)彎四種工況。在本章的研究中，就針對車架彎曲和車架扭轉(zhuǎn)兩種工況，分別對車架有限元模型施加相應(yīng)的自由度約束并對車架施加各種載荷，再在有限元軟件ANSYS中對車架在彈性范圍內(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)度計算
3.3.1 滿載彎曲工況
垂直彎曲工況對應(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，動載荷最大。路面的反作用力使車架承受對稱的垂直載荷，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。垂直彎曲工況計算主要是對載貨車滿載狀態(tài)下，四輪著地時的結(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)量和載荷乘以動載系數(shù)(本文動載系數(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產(chǎn)生的對稱垂直動載荷。
（1）載荷與邊界條件
車架的載荷包括車架自重、發(fā)動機(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)工況計算主要考慮一個車輪懸空而另一車輪抬高時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發(fā)生的。此種扭轉(zhuǎn)工況下的動載，在時間上變化得很緩慢，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)的三個平動自由度UX、UY、UZ，釋放三個轉(zhuǎn)動自由度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個節(jié)點(diǎn)的三個平動自由度UX、UY、UZ，釋放其它自由度。
如圖3-4和3-5所示。
（2）計算結(jié)果分析
計算結(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，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 計算結(jié)果分析
通過對車架有限元模型進(jìn)行靜力學(xué)計算，由計算結(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)度和剛度分析評價結(jié)果。從計算結(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
隨著振動理論及相關(guān)學(xué)科的發(fā)展，人們早已改變了僅僅依靠靜強(qiáng)度理論進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計的觀念。現(xiàn)實(shí)中許多結(jié)構(gòu)是在外部激勵或自身動力作用下處于運(yùn)動狀態(tài)的，從而表現(xiàn)出了振動特性。因此，這些機(jī)械的設(shè)計、評估中自然必須考慮其動態(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，因此對動態(tài)特性的要求越來越高。
車架作為整個汽車的基體，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。當(dāng)汽車在崎嶇不平的道路上行駛時，隨著車速和路況行駛條件的變化，車架主要承受對稱的垂直動載荷和非對稱的動載荷。若所受動載荷的頻率與某些結(jié)構(gòu)的固有頻率接近時，結(jié)構(gòu)將產(chǎn)生強(qiáng)烈的振動，從而引起很大的動應(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，還可能使整個車架扭曲。車架的變形會加劇汽車各個部件的振動，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，縮短其有效工作時間，影響行車的安全。因此，對車架由于道路不平度引起的動力響應(yīng)進(jìn)行深入的研究，有利于為降低車輛的振動，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，這三個參數(shù)可完全確定一個振動系統(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振動系統(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)振動系統(tǒng)特性的非參數(shù)模型。一般地，以振動理論為基礎(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?zāi)B(tài)分析。理論模態(tài)分析或稱模態(tài)分析的理論過程，是指以線形振動理論為基礎(chǔ)，研究激勵、系統(tǒng)、響應(yīng)的關(guān)系；實(shí)驗?zāi)B(tài)分析(EMA)又稱為模態(tài)分析的實(shí)驗過程，是理論模態(tài)分析的逆過程，實(shí)驗?zāi)B(tài)分析是綜合運(yùn)用線性振動理論動態(tài)測試技術(shù)、數(shù)字信號處理和參數(shù)識別等手段、進(jìn)行系統(tǒng)識別的過程。
計算模態(tài)分析實(shí)際上是一種理論建模過程，主要是運(yùn)用有限元法對振動結(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)分析計算結(jié)果
在進(jìn)行該車架結(jié)構(gòu)振動特性分析時，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。 在對車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析時，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的動態(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)際邊界會在有限元分析中造成剛度矩陣的病態(tài)，影響計算的精度。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，自由邊界條件下計算得到的模態(tài)參數(shù)可以通過數(shù)學(xué)建模的方法計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算結(jié)果則不能轉(zhuǎn)化為其它邊界約束條件下的動態(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)對結(jié)構(gòu)的實(shí)際振動影響貢獻(xiàn)量較小，通俗的說法就是低頻激勵激不出高頻模態(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，計算頻段應(yīng)略高于激勵力的頻段。此外，如果車架的模態(tài)計算結(jié)果還將用來與其它多個部件進(jìn)行綜合分析以求取整體結(jié)構(gòu)的模態(tài)時，為了使整體模態(tài)具有更高的精確度，車架模態(tài)計算的頻段也應(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，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作為其計算頻段。
經(jīng)過計算得到車架的前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，另一類是以車架一個或幾個部分振動為主的局部振動。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，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 計算結(jié)果分析
汽車在行駛時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)動機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時，工作沖程燃燒爆發(fā)壓力和活塞往復(fù)慣性力引起的簡諧激勵，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)分析方法對該車結(jié)構(gòu)進(jìn)行評價的具體原則如下：
（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)際激勵頻率，對整車結(jié)構(gòu)動態(tài)性能的評價是非常重要的。本車在使用環(huán)境中的實(shí)際激勵頻率分析如下：
（1）由于路面不平，汽車運(yùn)動所引起的激勵多屬于20Hz以下的垂直振動；
（2）發(fā)動機(jī)的怠速頻率。牽引車使用的是C260 20型6缸柴油機(jī)，發(fā)
動機(jī)的怠速激振頻率取決于發(fā)動機(jī)的怠速轉(zhuǎn)速及氣缸數(shù)目，其計算公式為：
式中 N——發(fā)動機(jī)怠速轉(zhuǎn)速，對于六缸發(fā)動機(jī)其怠速轉(zhuǎn)速通常為600r/min；
M——發(fā)動機(jī)氣缸數(shù)目的一半，對該發(fā)動機(jī)而言M=3；
故該型發(fā)動機(jī)的怠速激勵頻率為30Hz；在常用車速50km/h ~80km/h 時，相應(yīng)的發(fā)動機(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汽車的激勵頻率范圍，且高于非簧載質(zhì)量的固有頻率，低于發(fā)動機(jī)的怠速頻率。第6階振型在第一個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。
計算結(jié)果表明該車架的結(jié)構(gòu)設(shè)計基本可以避開使用環(huán)境中所受激振力的實(shí)際激勵頻率，避免了整車振動現(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)計提供了理論依據(jù)，并為深入研究振動、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
在汽車設(shè)計輕量化要求越來越高的今天，運(yùn)用優(yōu)化設(shè)計手段提高產(chǎn)品的競爭力已經(jīng)提上日程。汽車車架結(jié)構(gòu)是汽車上的一個重要部件，設(shè)計出重量輕而各方面性能達(dá)到要求的車架結(jié)構(gòu)是一項重要的工作。傳統(tǒng)的車架結(jié)構(gòu)設(shè)計采用的是類比的思想進(jìn)行經(jīng)驗設(shè)計，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，提高市場競爭力。
5.1 優(yōu)化設(shè)計的概念
優(yōu)化設(shè)計是一種尋找確定最優(yōu)設(shè)計方案的技術(shù)，最優(yōu)設(shè)計指一種方案可以滿足所有設(shè)計要求，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)計方案即最有效率的方案。優(yōu)化設(shè)計是現(xiàn)代設(shè)計方法的主要內(nèi)容，也是計算機(jī)輔助設(shè)計的核心部分。機(jī)械優(yōu)化設(shè)計是以數(shù)字規(guī)劃論為基礎(chǔ)，運(yùn)用計算機(jī)尋求機(jī)械設(shè)計最優(yōu)參數(shù)的現(xiàn)代設(shè)計方法。采用這種方法可以使設(shè)計方案按預(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)計研究的發(fā)展表明，優(yōu)化設(shè)計己愈來愈多地應(yīng)用于產(chǎn)品設(shè)計中，如零部件的優(yōu)化設(shè)計、結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計、工藝裝備基本參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計等，而且取得了顯著的經(jīng)濟(jì)效果。
汽車工業(yè)隨著國民經(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)代的計算機(jī)輔助設(shè)計，而優(yōu)化設(shè)計又是其靈魂和核心。汽車優(yōu)化設(shè)計已應(yīng)用于諸多領(lǐng)域的很多環(huán)節(jié)，如汽車整車動力傳動系統(tǒng)優(yōu)化和匹配，汽車的發(fā)動機(jī)、底盤、車身等各主要總成的優(yōu)化設(shè)計、機(jī)械加工的優(yōu)化設(shè)計、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)計的數(shù)學(xué)模型及構(gòu)成要素
一個優(yōu)化問題必須要有一個數(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，否則是無法通過計算，特別是電子計算機(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，都絕對得不到準(zhǔn)確的結(jié)果。計算機(jī)在一定程度上可以說是檢驗優(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。對數(shù)學(xué)模型的要求極其嚴(yán)格，不允許有錯誤，否則會影響計算的結(jié)果。
數(shù)學(xué)模型同時也是從工程實(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不可能的。一個工程中的難題，一個真實(shí)科學(xué)的符合實(shí)際的有價值的設(shè)計，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)模型的時候才算真正解決。在掌握了優(yōu)化計算的基本原理和方法后，要在有一定工程實(shí)踐經(jīng)驗的基礎(chǔ)上，努力解決數(shù)學(xué)模型這個基本問題上。
一個優(yōu)化問題的數(shù)學(xué)模型有三個要素構(gòu)成：設(shè)計變量、目標(biāo)函數(shù)、約束條件。優(yōu)化設(shè)計的描述是：給定系統(tǒng)描述和目標(biāo)函數(shù)，選取一組設(shè)計變量及其范圍，求設(shè)計變量的值，使得目標(biāo)函數(shù)最小(或者最大)。
（1）設(shè)計變量
在正確的設(shè)計思想指導(dǎo)下，用計算機(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。在優(yōu)化設(shè)計中不斷變化的一組參數(shù)，叫做設(shè)計變量。一組設(shè)計變量，即在設(shè)計空間中的一個向量，都代表著一個設(shè)計方案或簡稱一個設(shè)計。在數(shù)學(xué)上變量應(yīng)該是連續(xù)變化的，但在工程設(shè)計中某些作為設(shè)計變量的參數(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)中的長度、坐標(biāo)、截面積，運(yùn)動特性參數(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、利潤等。設(shè)計變量越多，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。
對于設(shè)計變量的確定要加以嚴(yán)格認(rèn)真的分析。設(shè)計的變量數(shù)目越多，設(shè)計向量及設(shè)計空間的維數(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，對于設(shè)計方案有重大影響，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)計思想指導(dǎo)下，由設(shè)計變量表達(dá)的，用來評價所追求指標(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)計的要求，按著設(shè)計準(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)計發(fā)展的初期，多以投資費(fèi)用和利潤作為目標(biāo)函數(shù)，所以目標(biāo)函數(shù)也稱為評價函數(shù)。一般設(shè)計變量和己定參數(shù)的的非線性多元函數(shù)，求解時都采用求極小值的問題。在幾個可行設(shè)計中，如果有一些設(shè)計比另一些“好”，那么他就必定具有更多一些的某種特性，我們設(shè)法把這種使其更優(yōu)越于其他設(shè)計方案的特性表示為設(shè)計變量的一個可以計算的函數(shù)，再去優(yōu)化這個函數(shù)，將得到最好的設(shè)計。這個使設(shè)計得以優(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)計中最重要決策之一。如果存在一種對設(shè)計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)，可以針對于此進(jìn)行優(yōu)化。但在構(gòu)造目標(biāo)函數(shù)時，不能夠混淆概念，比如在靜態(tài)結(jié)構(gòu)中，滿應(yīng)力設(shè)計不一定重量輕：最輕重量的設(shè)計不一定花費(fèi)最?。涸跈C(jī)構(gòu)設(shè)計中，最佳傳遞角設(shè)計不一定受力最好：用突跳(位移對時間的三階導(dǎo)數(shù))使加速度最小，反而會導(dǎo)致更大的動態(tài)響應(yīng)等等。在探索和解決實(shí)際工程問題時，應(yīng)盡量把要解決的目標(biāo)集中，盡量不要同時設(shè)定幾個目標(biāo)去同時處理。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)計過程中，設(shè)計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)計中的強(qiáng)度、剛度、失穩(wěn)條件等都要滿足，以及運(yùn)動學(xué)參數(shù)中的連桿構(gòu)成條件，運(yùn)動條件，傳動角條件等。此外，設(shè)計變量在該設(shè)計中的取值范圍，上下邊界也都必須有一定限制。問題本身對于設(shè)計變量的一些限制條件，構(gòu)成對設(shè)計變量的約束條件。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)計中性能約束多表現(xiàn)為強(qiáng)度、穩(wěn)定性、震動：對機(jī)構(gòu)設(shè)計則表現(xiàn)為存在運(yùn)動，運(yùn)動條件，運(yùn)動參數(shù)間的關(guān)系。在解決實(shí)際工程問題時，對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)計變量較多時，在眾多的設(shè)計約束條件下尋找優(yōu)化解困難是很大的，計算機(jī)要消耗很多的機(jī)時，甚至很長的運(yùn)算時間，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
以有限元法為基礎(chǔ)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計包括：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設(shè)計變量。設(shè)計變量可取單元密度、節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)、屬性。經(jīng)過修改過的設(shè)計方案往往比概念設(shè)計的方案結(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