輕型卡車-貨車車架設計【三維CATIA】【包含CAD圖紙和說明書所見所得】【QX系列】

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重型卡車車架縱梁復合型裂紋擴展失效分析 摘要：對疲勞試驗后所獲得的斷裂的重型載貨卡車車架縱梁進行了失效分析研究。觀察到的斷裂發(fā)生在轉矩桿連接到車輛的后驅(qū)動橋內(nèi)的車架上。這一部分的車架經(jīng)歷了多軸加載條件，在道路載荷下包括平面外彎曲，扭轉和剪切作用。金相檢驗發(fā)現(xiàn)在高應力集中區(qū)的開孔邊緣存在微裂紋。這種制造缺陷造成應力集中，導致疲勞裂紋萌生。通過對一個整車模型上加載動載荷，完成了在車架縱梁上的裂紋擴展的模擬，經(jīng)過分析后得出結論，發(fā)生故障的原因是由于在車架高應力位置鉆孔時產(chǎn)生小裂紋萌生，這導致了在車輛動載荷下產(chǎn)生大量的曲線裂紋擴展。 關鍵詞：疲勞 車架縱梁失效 模擬裂紋擴展 斷裂 有限元分析 1 介紹 重型卡車車架的失效通常包括I/II/III 復合模式下的裂紋擴展，因為車輛荷載是高度非線性的，多軸向的大變形行為。這與許多文獻報道的復合型裂紋擴展問題相似[ 1-9 ]。車架構件處裂紋的擴展是重要的研究，因為在達到臨界裂紋長度時可能會導致車輛的完全失效,這可能會導致災難性的交通事故和生命的損失。雖然目前對車輛進行日常檢查，以檢測和維修/更換疲勞裂紋組件，但是能夠在不同的負載條件下更好地預測裂紋路徑和方向的能力，可以幫助避免昂貴的損失和改善設計使之具有更好的耐久性。 在本工作中,對車架縱梁處裂紋進行了失效分析。通過仔細的宏觀和微觀觀察,發(fā)現(xiàn)引起裂紋的主要原因是由于鉆孔位置接近已有的螺栓孔。鉆孔過程中在車架內(nèi)部高應力的位置產(chǎn)生小裂紋萌生。FRANC3D裂紋擴展仿真工具結合NASTRAN有限元解算器用于在完整的車輛動載荷作用下模擬仿真車架裂紋的擴展。獲得的仿真結果與物理裂紋路徑和疲勞破環(huán)循環(huán)具有良好的相關性。? 2 實驗程序 根據(jù)操作類的車輛選擇使用不同的測試活動。圖1提供了一些用于整車驗證的疲勞試驗示意圖。疲勞試驗是在不同速度、不同車輛總重量（GVWR）下進行的。這些測試提供了不同的車輛模塊和子系統(tǒng)之間的動態(tài)相互作用，實現(xiàn)了動態(tài)干擾和間隙檢查。試驗車輛上安裝應變計、壓力傳感器和加速計來計測量在試驗過程中車輛的響應。試驗的數(shù)據(jù)（應變，位移和加速度變化過程）是用來驗證新的設計以及改進數(shù)值模型的開發(fā)。在測試過程中所獲得的損壞將被用來衡量重復周期以估計疲勞破壞循環(huán)。在不同的車輛零部件上獲得加速損壞和磨損，然后隨著設計的改變將，檢查和研究這些損壞。 3 實驗結果 3.1 外觀檢查 在整車疲勞試驗重復過程中，每隔幾個試驗循環(huán)后進行檢查,在某些測試循環(huán)后，在對車輛的后驅(qū)動橋與轉矩桿的連接附近檢查時，發(fā)現(xiàn)了車架疲勞裂紋。圖2（a）顯示車輛的布局和在車輛上失效的區(qū)域。在圖2（b）中，顯示的是扭力桿支架通過加強板連接到車架的內(nèi)部。在加強板后部扭力桿支架的兩側處的車架上有明顯的裂紋擴展。在圖2（c）中，加強板通過螺栓連接車架的內(nèi)部與外部部分，拆除加強板以查看裂紋路徑。圖片顯示了在一個已存在螺栓孔附近的開孔，裂縫就是來自這個位置。 圖3（a）顯示了完整的失效區(qū)域，該區(qū)域包括在加強板后面，裂紋沿著一個曲線路徑形成；以及在開孔處存在多個裂紋起源。觀察發(fā)現(xiàn)有2個開孔靠近螺栓孔，在安裝加強板的試驗時沒有實現(xiàn)開孔的存在。中間的開孔似乎并沒有影響裂紋擴展，并觀察到它存在于低應力區(qū)。圖3（b）是對裂紋面更近距離的觀察，可以看出主要和次要的失效起源。在圖3（b）中，科辨認出貝殼狀紋理，這表明為疲勞破壞機理。 3.2 掃描電鏡觀察 圖4顯示了主裂紋斷裂開始起源于螺栓孔邊緣以及次生裂紋起源于鄰近螺栓孔車架的內(nèi)表面。在圖5（a）中，低倍掃描電鏡圖像顯示的貝殼狀紋理（紅色虛線）表示的疲勞裂紋擴展機理。圖5（b）顯示在高倍放大光學顯微圖像下，由于鉆孔導致在螺栓孔壁處產(chǎn)生裂紋。 利用光學發(fā)射光譜儀（OES）對車架截面進行化學分析。車架截面的化學成分與試驗要求相一致。車架截面的基材硬度為32HRC洛氏硬度，對于調(diào)制過的低碳鋼，錳鋼，硼鋼來說，這在合理的硬度范圍。 圖1 整車疲勞測試 圖2 （a）整車布局及失效位置；（b）扭力桿連接附近可見的車架裂縫；（c）在外加 固板后的車架上可見的裂紋路徑 圖3 （a）車架截面上的裂紋擴展方向；（b）分析失效的根源 圖4 內(nèi)外表面裂紋成因 圖5 （a）掃描電鏡圖像顯示貝殼狀紋理；（b）光學顯微鏡顯示開孔壁上的裂紋 4 仿真結果 圖6（a）所示在子模型上，模擬疲勞和裂紋擴展的界面應力。在整車模型的子模型邊界上定義網(wǎng)格點，表面應力施加到所有網(wǎng)格點上。對整車模型進行多軸試驗，通過瞬態(tài)分析獲得載荷。圖6（b）顯示了在多軸載荷下的位移圖，表示車架的扭轉和彎曲情況。 圖7（a）顯示了整車動態(tài)載荷下車架的馮·米塞斯圖。通過物理試驗，開孔及裂紋路徑附近的應力超過材料屈服強度。對測試項目的負載循環(huán)進行疲勞分析，得到的破壞度為“1.1”，而驗收標準是“0.5”。圖7（b）顯示FRANC3D網(wǎng)狀模型與一個小的半橢圓裂紋（0.5毫米）插入開孔的邊緣，且位于高應力集中區(qū)。這種表面裂紋在鉆孔過程中，插入的初始裂紋大小在載荷循環(huán)之后，將增長到那個尺寸，所以從鉆孔處開始的裂紋擴展是首要關注的。 圖6 （a）車架截面多軸向加載；（b）多軸載荷下的位移圖 圖7 （a）在車架上得到的米塞斯的壓力曲線；（b）初始裂紋位置FRANC3D模型 圖8 裂紋生長過程顯示裂紋在車架上的擴展 在圖8中，裂紋擴展的過程表明，在用FRANC3D模擬裂紋生長及利用Nastran進行有限元分析之后，每一過程都需要計算應力強度因子（SIF）。用于裂紋擴展模擬的載荷，來源于整車響應動態(tài)加載，選擇持續(xù)振幅疲勞模擬三維裂紋擴展。利用應變能釋放率法確定了裂紋角。著名的“帕里斯公式”是用于疲勞增長率模型，帕里斯公式的回歸系數(shù)可從車架供應商處獲得[ 10 ]。用交互積分（M-積分）方法計算應力強度因子（SIF），包括裂紋面接觸和裂縫壓力的影響。 5 討論 基于外觀檢查和金相檢驗證實,車架縱梁上的曲線裂紋擴展是疲勞失效，裂紋開裂是由于在車架上質(zhì)量不高的鉆孔。復合型的應力強度因子會影響裂紋路徑。仿真結果被用來了解故障的根本原因，也可以用作建議對設計進行修改，以防止在重型卡車車架上發(fā)生如此廣泛的疲勞破壞。 損壞的負載主要是車輛來回轉向，這導致在后驅(qū)動橋軸扭力桿擠壓扭力桿支架到車架截面，造成如圖9（a）所示的平面外彎曲。平面外彎曲負載會導致車架外表面上所有裂紋的開裂，裂紋擴展行為以第一模式生長。圖9（b）顯示在平面外彎曲負載下，過程17時車架上裂紋的開裂(按比例放大10倍)。 圖9 （a）在轉彎時車架的平面外彎曲；（b）在彎曲負載下車架裂紋開裂 圖10顯示了物理試驗和基于整車響應的三維裂紋擴展模擬結果裂紋路徑的比較?？梢钥闯觯瑥秃献饔孟?，曲線裂紋路徑模擬與物理試驗結果吻合良好。在模擬結果中，觀察到的主要裂紋路徑伴隨在高應力區(qū)，在模擬過程中沒有考慮次要裂紋路徑。 車架上開孔的初始位置靠近螺栓孔（高應力區(qū)），這個敏感性研究的目的是確定改變開孔位置的影響，遠離開孔初始位置，以確定與高應力區(qū)保持一定位置能否防止疲勞失效。在圖11中，顯示了敏感性研究進行設計迭代的說明。車架開孔是沿“x”方向多增量，且開孔附近的應力分布是已知的。需要注意的是，車架孔通常用液壓和電線開在安裝架上。基于安全壽命和斷裂力學的觀點，這項研究有助于確定不可鉆孔區(qū)域。 圖10 物理試驗的車架裂紋和與3D裂紋擴展程序的模擬仿真的對比 圖11 車架的開孔位置沿“X”方向的敏感性研究 圖12（a）安全壽命法；（b）損傷容限法對敏感性研究的結果 車架的疲勞強度（周期為106）是2403μｍ[10 ]，對應的應力為478 MPa?；趹Φ脑O計，發(fā)現(xiàn)允許開孔的位置是距離初始位置45㎜處，如圖12（a）所示。然而，斷裂力學的方法是確保車架孔的可靠位置。 6 結論 基于實驗結果和仿真結果，可以得出結論，開孔會在車架的高應力區(qū)造成小裂紋開裂，這導致在車輛動荷載作用下產(chǎn)生大量的曲線裂紋增長。FRANC3D裂紋擴展工具結合NASTRAN有限元求解器得到的裂紋路徑與物理測試失效相一致，并且得到了疲勞破壞循環(huán)周期。敏感性研究是為了確定在安全區(qū)域進行開孔,這將有助于在車架上指定開孔位置。本工作提供了有效的方法，適用于重型載貨卡車車架縱梁的裂紋故障分析，這也可能適用于其他工程失效分析問題。 致謝 這里介紹的研究部分在美國北卡羅來納州格林斯伯勒地區(qū)沃爾沃北美集團底盤車輛動力學和先進的工程計算組（CVDE）部門進行，作者要感謝流程優(yōu)化公司奧馬爾·易卜拉欣博士對這項研究提供FRANC3D程序的支持和許可。 本文出自www.sciencedirect.com網(wǎng)站。 開 題 報 告 書 第1頁 研究的目的、意義及國內(nèi)外發(fā)展概況 研究的目的及意義：車架結構設計的目的是為了在保證車架強度、剛度和動態(tài)性能的前提下，減少車架總的質(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，車速得以提高，汽車起動性能和制動性能得以改善，而且也可有效的控制振動和噪聲的產(chǎn)生，增加汽車和公路的使用壽命。 國內(nèi)外發(fā)展概況：在國外，從60年代開始人們便嘗試用有限元分析法對汽車車架結構強度和剛度的進行分析，而我國大約是在七十年代末才把有限元分析法用到了車架結構強度分析中。在國外此類技術已經(jīng)達到非常成熟的地步，他們的工作重點已轉向了瞬態(tài)響應分析、噪聲分析和碰撞分析等范疇，而國內(nèi)此類技術還不成熟。 論文提綱或設計總體方案 ⑴輕型貨車車架設計 ①車架的設計要求 ②車架的結構形式 ③橫梁、縱梁及其聯(lián)接。 ⑵車架的結構設計 ①車架橫、縱梁設計 ②縱梁的強度計算 ③縱梁截面尺寸的確定 ④縱梁的剛度條件。 ⑶車架三維模型的建立。 ⑷車架有限元分析 ①網(wǎng)格的劃分 ②施加約束和載荷并求出結果。 ③優(yōu)化設計 開 題 報 告 書 第2頁 論文的應用價值或設計項目的市場預測 可作為今后車架設計的一些參考數(shù)據(jù)，為輕型卡車車架的進一步優(yōu)化提供一點幫助。 進度計劃 （1）3月10日-3月16日 完成開題報告 （2）4月5日-4月15日 查找相關資料并完成車架設計的相關計算 （3）4月17日-5月5日 完成車架的三維建模及二維圖 （4）5月9日-5月20日 完成車架的有限元分析 （5）5月23日-6月1日 完成論文初稿 （6）6月3日-6月11日 完成剩余工作，結束本次設計 主要參考文獻 [1]汽車設計.北京：機械工業(yè)出版設，1981.7 [2]王霄峰.汽車底盤設計.清華大學出版社，2010.4 [3]Pro/ENGINEER Wildfire5.0工程圖設計.清華大學出版社，2010.9 [4]陳精一.ANSYS工程分析實例教程.北京：中國鐵道出版社，2007 [5]成大先.機械設計手冊.北京：化工工業(yè)出版社，2001.1 [6]Burnett, David S. Finite element analysis. Addison-Wesley Pub.1987. 學生提交報告日期： 2016 年 3 月 16 日 指導教師簽字： 年 月 日 說明 學生在接到設計任務書后規(guī)定時間內(nèi)，應在調(diào)研的基礎上，填寫該課題報告書并經(jīng)指導教師審查通過后，方可進行下一階段的工作。 XX大學畢業(yè)設計 摘 要 車架也稱大梁，是汽車的基體，通常的是由兩根縱梁和幾根橫梁構成的，經(jīng)過懸掛裝置﹑前橋﹑后橋支承在車輪上。擁有足夠的剛度和強度來承受汽車的載荷和從車輪傳來的沖擊，因此車架的剛度和強度在汽車整體設計中起著非常重要的作用。于是，車架結構性能的好壞關乎著整個設計結果的成敗。為了避開傳統(tǒng)力學計算的弊端本文采用了有限元分析技術，以此來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對某輕型卡車車架進行了三維建模和有限元分析。 關鍵詞：輕型貨車車架，三維建模，載荷，有限元靜力學分析 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 I 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 前 言 1 1輕型貨車車架設計 3 1.1車架的設計要求 3 1.2車架的結構形式 3 1.3橫梁、縱梁及其聯(lián)接 6 2車架的結構設計 7 2.1車架長度及材料的選取 7 2.2縱梁截面尺寸的確定 7 2.3縱梁的強度計算 9 2.4縱梁的剛度條件 11 2.4.1公式計算 11 2.4.2有限元分析 14 2.4.3對比分析 15 3車架三維模型的建立 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車架有限元分析及優(yōu)化 19 4.1滿載靜態(tài)工況 19 4.1.1啟動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滿載時施加約束和載荷 22 4.1.5結果處理 22 4.6求解結果 22 4.2滿載轉彎工況 24 4.3縱向載荷最大工況 25 4.4車架優(yōu)化 27 結 論 29 參考文獻 30 致 謝 31 前 言 研究目的和意義 在汽車制造市場競爭日趨激烈的今天，汽車制造技術愈來愈先進，作為載貨汽車主要承載結構的車架，它們的質(zhì)料和結構形式直接影響車身的使用壽命和整車性能，如動力性、經(jīng)濟性、操縱穩(wěn)定性。自從上世紀末葉繼馬車摩托化以后第一輛汽車問世以來，至今已經(jīng)有一百多年的歷史了，汽車的結構形式已經(jīng)發(fā)生了很大的變化。早期汽車的主要結構及其制造方法，除了增裝發(fā)動機以外，基本上都是沿襲馬車，都具有作為整車基礎的車架，而且地盤上的各總成大部分都需要依靠車架連接才能成為一體。當時，設計和制造只注重發(fā)動機和底盤兩個部分，很少考慮車身。 車架結構設計的目的是為了保證車架在滿足強度、剛度和動態(tài)性能的前提下，減少車架總的質(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，車速得以提高，汽車起動性能和制動性能得以改善，而且也可有效的控制振動和噪聲的產(chǎn)生，增加汽車和公路的使用壽命。 車架國內(nèi)外研究狀況 從60年代開始外國人便嘗試用有限元分析法對汽車車架進行強度和剛度的分析，1970年美國宇航局首先將NASTRAN有限元分析程序運用到了汽車結構分析中，并對車架的相關組織結構進行了靜強度的有限元分析，從而降低了車架的自重。當前，運用有限元分析軟件對車架的結構進行靜態(tài)分析、模態(tài)分析在國外此類技術已經(jīng)達到非常成熟的地步，他們的工作重點已轉向了瞬態(tài)響應分析、噪聲分析和碰撞分析等范疇。 國外將有限元分析法引入到車架強度計算中是比較早的，而我國大約是在七十年代末才把有限元分析法用到了車架結構強度分析中。在有限元分析法對汽車車架結構的分析中，初期較多的選用梁單元進行結構離散化。雖然分析的初步結果還算令人滿意，但是由于梁單元自身存在的弊端，例如梁單元不能較好的描述結構略微復雜的車架結構，不能較好的反映車架橫梁與縱梁銜接區(qū)域的應力分布，而且它還忽略了扭轉時截面的翹曲變形，因此用梁單元分析出的結果是比較粗糙的。而板殼單元卻能克服梁單元在車架建模以及應力分析時的不足，基本上能夠作為一種完全的強度預測手段。近十年來，由于計算機軟件和硬件的迅速發(fā)展，板殼單元也漸漸地被應用到汽車車架分析中，使分析精度大為提高，開始從過去的定性和半定性的分析逐步向定量分析過度。隨著計算機軟、硬性技術的發(fā)展，特別是微機機能的大幅度提高和普及，利用微機進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用向廣度和深度方向發(fā)展。 綜合分析這些文獻便可得知，目前，國內(nèi)利用有限元分析方對車架結構的研究僅限于靜態(tài)扭轉、彎曲載荷和極限荷載作用下的車架或者車架結構的分析，并從分析數(shù)據(jù)中得到車架結構的靜態(tài)應力分布，并進行局部修正。正是因軟、硬件對計算機模型規(guī)模的限制性的存在，模型的細化程度依然不夠，因此對結構強度和剛度的分析仍然是比較粗略的，并且計算結果較多的是用來進行結構的方案比較，這就離虛擬實驗的要求還有相當大的距離。 主要設計內(nèi)容 利用三維軟件CATIA V5R21建模并應用有限元ANSYS分析軟件對的車架進行分析，具體內(nèi)容如下： ⑴車架設計方法以及設計步驟的研究，確定車架結構形式。 ⑵以某輕型貨車車架為參考進行車架設計并對其進行建模，繪制車架三維實體模型并生成二維工程制圖。 ⑶將建成的車架模型導入到ANSYS中準備進行有限元分析并對車架進行優(yōu)化設計。 1輕型貨車車架設計 1.1車架的設計要求 車架作為汽車承載的基體，除了要支承發(fā)動機、離合器、變速器、轉向器、非承載式車身和貨箱等全部簧上質(zhì)量的相關機件外，還要承受著傳給它的各類力和力矩。所以，車架必須要具有足夠的彎曲剛度，以來保證裝在其上的相關機構之間的相對位置在汽車行駛的過程當中能保持恒定并保證能讓車身的變形減少到最低限度；車架也應有足夠的強度，以來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)不會出現(xiàn)嚴重的變形和開裂現(xiàn)象。若是車架的剛度不夠便會引起振動和噪聲，也會使汽車的乘坐舒適性、操縱穩(wěn)定性以及某些機件的可靠性大幅度降低。貨車車架的最大彎曲撓度一般不要超出10mm。但車架扭轉剛度又不應太大，不然將會使車架和懸架系統(tǒng)的載荷增大，同時會使汽車輪胎的接地性變糟糕，使通過性變差。通常在使用過程中其軸間扭角應在1°/m左右。在保證強度、剛度的前提下車架的本身的質(zhì)量應該盡可能的小，以便減小車身質(zhì)量。貨車車架質(zhì)量正常的應約為整車整備質(zhì)量的1/10。另外，車架設計時還應考慮車型系列和改裝車等方面的需求[1-5]。 1.2車架的結構形式 按照縱梁的結構特點，可以將車架分為如下幾種結構類型： ⑴周邊式車架 周邊式車架用于中級以上的轎車。從俯視圖上可以看出此車架屬于中間寬兩端窄型。該車架中部寬度取決于車身門檻梁的內(nèi)壁寬；前端寬度取決于前輪距以及前輪最大轉角；后端寬度則是靠后輪距來確定。 圖1.1 周邊式車架 Fig.1.1 Perimeter frame ⑵X形車架 這種車架被一些轎車所采用。車架的中部為位于汽車縱向?qū)ΨQ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力-傳動總成，而后端則用于安裝后橋。 圖1.2 X形車架 Fig.1.2 X-frame ⑶梯形車架 梯形車架又稱邊梁式車架，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。當其承受扭矩時，各部分便會同時產(chǎn)生彎曲和扭轉。邊梁式車架的優(yōu)點有，結構簡單，容易制造；有利于改裝變型車或者多品種車輛；便于布置和安裝；具有較高的強度和剛度；車架與駕駛室分開，采用彈性懸置安裝，有利于隔振。 圖1.3 梯形車架 Fig.1.3 Ladder frame 上述三種車架的自身質(zhì)量差別并不是很大。無論是哪一種車架，都要求在前、后橋處具有較大的扭轉剛度，為此，相關的縱、橫梁可采用封閉式斷面。 ⑷脊梁式車架 脊梁式車架顧名思義它猶如一根脊梁支撐著整車。它是由一根位于汽車左右對稱中心的大斷面管形梁和某些懸伸托架構成。管梁將汽車的動力系與傳動系連成一體，傳動軸從其中間通過，所以采用這種結構時驅(qū)動橋必須是斷開式的并且要與獨立懸架相匹配。與其他類型的車架比較，其扭轉剛度是最大的。 圖1.4 脊梁式車架 Fig.1.4 Backbone tube frame ⑸綜合式車架 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)動橋應為斷開式的且獨立懸架相匹配。其實，所示的X形車架也應歸于這一類型，但該車架可與非斷開式驅(qū)動橋及非獨立懸架相匹配。 圖1.5 綜合式車架 Fig.1.5 Platform frame 其中邊梁式車架由于其車身、車廂結構和布置方式的特點，從而使汽車的改裝和變型變得易于方便，因此被廣泛的應用在載貨汽車、越野車、特種車輛、和用貨車的盤改裝的客車上。在中、輕型客車上也有所采用，轎車則較少。尤其是在載貨汽車上應用最為廣泛。本文采用邊梁式車架結構[2]。 1.3橫梁、縱梁及其聯(lián)接 載貨汽車的車架縱梁沿全長多采用平直且斷面不變或少變的形式，以便簡化工藝。載貨汽車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，從而形成一個完整的車架，也是為了確保車架能有足夠的扭轉剛度，限制其變形，減少應力和應變。除以上作用外橫梁還起著支承某些總成的作用。汽車車架一般存在4～6根橫梁，其分布與總成、駕駛室、貨箱或車身的支承位置有關。 橫梁的種類：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車架最前端開口處，務必布置扭轉剛度較大的橫梁。 ⑵在前軸后端約1米左右，設置元寶梁。 ⑶在后板簧支架處，必須設置橫梁。 ⑷在油箱或電瓶箱處，盡量設置橫梁。 ⑸后橋處橫梁，需要有足夠的強度和剛度。 ⑹因路況差，自卸汽車舉升時對扭轉剛度的需求較大，因此兩個橫梁之間的距離應設置在 之間。 本文橫、縱梁采用鉚接方式聯(lián)接。 2車架的結構設計 2.1車架長度及材料的選取 車架的總長度應接近整車的長度，大概為軸距的1.4～1.7倍，取車架長度為5800mm，在縱向梁的全長范圍內(nèi)應設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、中型貨車沖壓縱梁的鋼板厚度一般設置在5～7mm之間）。槽型斷面的縱梁，上、下翼緣的寬度尺寸應控制在其腹板高度尺寸的35%～40%左右[3]。 16Mn鋼是在Q235鋼基礎上加入約1％的錳，使屈服點提高了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、鐵路車輛、橋梁、管道、壓力容器等焊接結構。16Mn屬于350MPa級的普低鋼。但16Mn鋼淬硬傾向比Q235鋼稍大些，在低溫下或在大剛性、大厚度結構上進行小工藝參數(shù)、小焊道的焊接時，就有可能出現(xiàn)淬硬組織或裂紋。因此，大厚度、低溫條件下焊接時應進行適當?shù)念A熱。 2.2縱梁截面尺寸的確定 對于常見的匚形截面縱梁（圖2.1），可按下式求得其彎曲應力 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力不應超過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，上下翼緣便會分別受到壓縮和拉伸的作用致使致翼緣破裂。因此，應按薄板理論進行校核，此時臨界彎曲用力為 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為 取 ，故有 取,縱梁翼緣最大寬度應為 （?。? 當剪力超過允許值時，匚形截面的腹板也會出現(xiàn)局部損壞現(xiàn)象，為此要求 （?。? 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，但是為了防止應力集中，應特別注意勿讓截面尺寸有急劇性的變化。 2.3縱梁的強度計算 在車架設計的初級階段，考慮到可能發(fā)生的可能性和必然性，僅需要對車架縱梁進行簡化的抗彎強度計算，通過這種方法對縱梁的截面尺寸進行初步的確定，這時候可作如下幾點假設： ⑴將縱梁看作為支承在前后軸上的簡支梁； ⑵空車時的簧載重量均勻分布在左、右縱梁的全長上（包括車架自重在內(nèi)的簧上載重量可根據(jù)整車底盤結構按統(tǒng)計數(shù)據(jù)大致得到，一般輕、中型貨車的簧載重量大致為汽車自重的)，滿載時的有效載荷則均勻分布在車廂全長上； ⑶全部作用力都通過截面的彎心（忽略局部扭轉所造成的影響）。如圖3.2所示。 汽車自重 簧載重量 滿載時有效載荷 縱梁總長 縱梁前端到前軸之間的距離 縱梁后端到后軸之間的距離 汽車軸距 車廂長 車廂前端到后軸之間的距離 車廂后端到后軸之間的距離 圖2.2 車架尺寸分布示意圖 Fig. 2.2 Size distribution of the frame 前支反力為 在駕駛長度以內(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 故當時，可求得靜載荷情況下的最大彎矩值。 最大剪力的絕對值則產(chǎn)生在后軸線附近出，其值為 經(jīng)驗表明，汽車在工作環(huán)境（動載荷情況）下，最大彎矩和剪力大概是靜載荷下的1.55倍。同時，考慮到在動態(tài)載荷下，車架縱梁所處的疲勞狀況，一般取疲勞系數(shù)為1.4，故得動態(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公式計算 以上所述僅對縱梁的強度進行了必要地公式計算，為了確保整車和其他裝置件也能正常的工作，需要對縱量的彎曲變形進行必要地公式計算。下面提出一種簡捷的評價縱梁剛度的方法。 由“材料力學”知簡支梁受作用于跨距中點的集中載荷P時的最大撓度為 如軸距采用“m”為單位，則當時，上式可簡化為 上式表明，車架縱梁中點處受到1000N集中載荷時的變形量。根據(jù)使用要求，一般規(guī)定此情況下的允許變形量，亦即，可以認為車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)車架的受載情況，計算車架的撓度時可分為兩部分。 ⑴假設車空載，簧上載荷均勻分布在左、右縱梁的全長上，由于是算一根縱梁的撓度，所以施加的載荷應為總載荷的一半。 由“材料力學”知 ⑵當滿載時，所載貨物的重量集中在了簡支梁的中間，此時計算的撓度值和載荷大于實際載荷。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） (剛度滿足) 2.4.2有限元分析 ⑴空載時 圖2.4 空載時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滿載時 圖2.5 滿載時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對比分析 從公式計算法和有限元分析法的對比中可看出，空載時兩種方法的計算結果相差不大，因此結果較為可靠。滿載時，兩種方法的計算結果差別較大，需要進一步研究問題所在（具體步驟本文不在詳細說明）。 3車架三維模型的建立 3.1三維模型的建立及視圖 貨車車架的結構較為復雜，為了簡化計算，同時還在保證不丟失主要因素的前提下,可以略去那些為了滿足要求而設置的次要構件。該車架選用邊梁式車架,由左、右兩根縱梁和7根橫梁組成。材料為。車架總長為，寬度為，前后等高，高度為。為了減少計算單元數(shù)目,減輕以后的網(wǎng)格劃分工作，簡化計算過程,對車架的部分細節(jié)進行了簡化。本文應用 Pro/E Creo 5.0進行實體建模。 3.1.1縱梁的建模 縱梁是由鋼板沖壓成的，厚度為，全長為，翼緣寬度為，腹板高為。為了消減應力集中，在縱梁的相應部位進行倒圓角處理[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，全長為，翼緣寬度為，腹板高為。為了消減應力集中，在縱梁的相應部位進行倒圓角處理，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車架有限元分析及優(yōu)化 4.1滿載靜態(tài)工況 4.1.1啟動Workbench ⑴在ANSYS Workbench 的主界面中單擊Units(單位)選項，然后選擇其中的Metric(kg,mm,s,℃,mA,N,)命令，設置模型的單位[7]。 ⑵單擊主界面上Toolbox(工具箱)中的Component Systems項，然后選擇其中的Geometry(幾何體)選項，此時項目管理區(qū)便會出現(xiàn)分析項目A。 ⑶單擊工具箱中的Analysis Systems項，在Static Structural選項上按住鼠標左鍵并將其拖拽至項目管理區(qū)中，當項目A中的Geometry呈現(xiàn)紅色時，放開鼠標，此時便會創(chuàng)建一個項目B,這時相關聯(lián)的數(shù)據(jù)便可共享，如圖4.1。 圖4.1 關聯(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Workbench,然后雙擊項目B中的Engineering Data項，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項中的Density和Linear Elastic項中的Isotropic Elasticity,然后在彈出的對話框中的相應位置里填上密度、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，點擊Model 下 Geometry 下的MSBR，在左下角找到Assignment，然后點擊Structural Steel，此時會出現(xiàn)一個向右的箭頭小圖標，鼠標左鍵點擊一下，便可看到里面有剛才添加的材料，選擇M16，這時材料就添加好了，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Mechanical界面，選中分析樹中的Mesh,然后單擊Mesh工具欄中的Mesh Control(網(wǎng)格控制)項，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)設置列表中單擊Geometry后的Apply按鈕，完成對面的選擇，本文設置Element Size為5mm，如圖4.4。 圖4.4 尺寸設置圖 Fig.4.4 Size setting ⑶在分析樹中的Mesh選項上單擊鼠標右鍵，然后單擊Generate Mesh命令，此時等待一段時間后，便會出現(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滿載時施加約束和載荷 ⑴單擊Mechanical界面左側Outline（分析樹）中的Static Structural(B5)選項，然后單擊Environment工具欄中的Support(約束)項，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，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，完成對面的選擇。兩面均設置大小為0.0281MPa（）的壓力,方向為Z軸負方向。 4.1.5結果處理 ⑴單擊Mechanical界面左側Outline（分析樹）中的Solution(B6)選項。 ⑵單擊Solution工具欄中的Stress(應力)項，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，然后單擊Total命令。 4.6求解結果 ⑴選中Outline（分析樹）中的Solution(B6)項，然后單擊鼠標右鍵，在彈出的快捷菜單中單擊Equivalent All Results命令。 ⑵單擊Outline（分析樹）中Solution(B6)項下的Equivalent Stress項，此時出現(xiàn)的便是應力分析云圖，如圖4.6。 圖4.6 滿載時應力分析云圖 Fig.4.6 Stress analysis when full load 由圖可知，最大應力出現(xiàn)在縱梁前段拐角處，大小約為62.2MPa,遠遠小于屈服極限，所以該設計合格。 ⑶單擊Outline（分析樹）中Solution(B6)項下的Equivalent Elastic Strain項，此時出現(xiàn)的便是應變分析云圖，如圖4.7。 圖4.7 滿載時應變分析云圖 Fig.4.7 Strain analysis when full load 由圖可知，最大應變出現(xiàn)在縱梁前段拐角處，大小約為0.000314。 ⑷單擊Outline（分析樹）中Solution(B6)項下的Total Deformation項，此時出現(xiàn)的便是總變形分析云圖，如圖4.8。 圖4.8 滿載時總變形分析云圖 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滿載轉彎工況 車輛滿載在水平路面上勻速行駛的情況，模擬車輛在平直路面上勻速正常行駛，此時所有車輪處于同一平面內(nèi)，車架主要承受彎曲載荷，產(chǎn)生彎曲變形，根據(jù)載荷計算方法和給定的車架參數(shù)，可以計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。 對左前輪進行X、Y、Z方向的約束，對左后輪進行Y、Z方向的約束，對右前輪進行X、Y方向的約束，對右后輪進行無約束。 應力分析云圖，如圖4.9 圖4.9 轉彎時應力分析圖 Fig.4.9 Stress analysis when turning 由圖可知，最大應力出現(xiàn)在左后輪處，大小約為251.13MPa小于屈服極限，處于安全范圍。 應變分析云圖，如圖4.10。 圖4.10 轉彎時應變分析云圖 Fig.4.10 Strain Analysis when turning 由圖可知，最大應變出現(xiàn)在左后輪處，大小約為0.0013。 總變形云圖，如圖4.11。 圖4.11 轉彎時總變形云圖 Fig.4.11 Total deformation analysis when turning 由圖可知，最大變形量出現(xiàn)在右側縱梁中后間部位，大小約為2.557mm。 4.3縱向載荷最大工況 車輛工作時的載荷約為靜載時的1.5倍，因此該工況下需對車架施加1.5倍的靜載荷即，載荷約為0.0422MPa。 應力分析云圖，如圖4.12。 圖4.12 縱向載荷最大時應力分析云圖 Fig.4.12 Maximum longitudinal load stress analysis cloud 由圖可知，最大應變出現(xiàn)在總量前段拐角處，大小約為93.47MPa。 應變分析云圖，如圖4.13。 圖4.13 縱向載荷最大時應力分析云圖 Fig4.13 Longitudinal load maximum strain analysis cloud 最大應變出現(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 縱向載荷最大時應力分析云圖 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車架優(yōu)化 從以上分析中可知，滿載轉彎時的安全系數(shù)約為1.3，本文將采用增大腹板高度的方法對此工況實行優(yōu)化，使其安全系數(shù)不小于1.4，即最大應力不得大于242.86MPa。 將腹板高度增加到155mm并對其進行有限元分析，分析結果如圖4.15。 圖4.15 優(yōu)化設計應力云圖 Fig.4.15 Optimal design stress cloud 由圖可知，最大應力出現(xiàn)在左后輪處，大小為133.07MPa，其小于預定的242.86MPa,因此，此腹板高度可取。 結 論 本文主要通過三維建模軟CATIA和有限元分析軟件ANSYS軟件對車架進行建模和靜力分析，通過本文的研究最終得出以下結論： （1）通過對車架多種形式結構的比較，可以初步選擇梯形結構，同時經(jīng)過計算得出設計方案滿足剛度、撓度的要求。 （2）對輕型載貨車架進行了三維建模，同時確定了模型的材料。通過利用有限元分析軟件ANSYS對已設計出的車架進行網(wǎng)格劃分（適當調(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）對于分析中經(jīng)常出現(xiàn)的問題，例如，網(wǎng)格劃分不成功，無法施加應力的問題，可以通過ANSYS軟件的自動指出錯誤功能進行模型修改，使優(yōu)化設計分析更加精確快速。 參考文獻 [1]吉林工業(yè)大學汽車教研室.汽車設計[M].北京：機械工業(yè)出版設，1981.7. 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