基于ProE及ANSYS的轻型载货汽车车架结构设计与静力学分析.docx

摘 要车架工作状态比较复杂，无法用简单的数学方法对其进行准确的分析计算，而采用有限元方法可以对车架的静动态特性进行较为准确的分析，从而使车架设计从经验设计进入到科学设计阶段。首先确定轻型货车的总体布置形式，在此基础上选择各总成的相关参数。然后初选车架横、纵梁的尺寸参数，运用材料力学对车架进行强度与刚度校核。经过优化完成对车架的结构设计。其次，运用Pro/E软件建立车架三维模型。在满足结构力学特征的前提下，对车架结构进行了保留主要承载横梁的简化。最后，使用有限元分析软件ANSYS 12.0从弯曲和扭转两大方向对车架进行强度、刚度分析。结合车架工作实际，对其进行了满载、前侧偏载、单侧偏载和单侧扭转、双侧扭转等工况的分析及对比，保证了车架结构满足实际使用要求。关键词：车架；Pro/E；ANSYS；强度；刚度ABSTRACTIn addition, the work condition of carrier car is extremely bad, and stress condition is also complex, it is unable to use simple mathematical method for accurate analysis of the calculation, and the finite element method can be used to analyze the static and dynamic performance of the frame more accurately, so that the design of frame will go from the experience design into the scientific design stage.Firstly, the overall layout of LGV is determined, on this basis, selected parameters of every assembly. Then beams and stringers dimensions of the frame are selected, the strength and stiffness on the frame are checked by Mechanics of Materials. After all, the frame is designed after feedback.Secondly, the 3D model is created used Pro/E. In faithful of the structures mechanical characteristics, it is necessary to simplify the geometry.Finally, on two directions of the bending and the reverse to analyze the strength and stiffness on the frame used ANSYS 12.0. With the frames the frame is analyzed under the full, the front side of the partial load, the unilateral partial load and the unilateral reverse, the reverse sides conditions, guarantee the frame structure meet the mechanical requirements. Key words：Frame; Pro/E; ANASYS ; Strength; Stiffne目 录摘要IAbstractII第 1 章 绪论11.1 研究的目的和意义11.2 研究背景31.3 车架有限元法国内外研究现状41.4 主要设计内容6第 2 章 车架结构方案的选择72.1 车架的设计要求72.2 车架的结构型式72.3 横梁、纵梁及其联接型式112.4 车架的制造工艺122.5 本章小结13第 3 章 车架的结构设计143.1 车架横、纵梁设计143.2 车架的弯矩及弯曲应力计算153.3 车架的挠度计算183.4 纵梁钢板弹簧跨度计算193.5 本章小结20第 4 章 车架三维模型的建立214.1 Pro/E软件介绍214.2 三维模型的建立224.3 本章小结25第 5 章 车架静态有限元分析265.1 有限元概述265.2 ANSYS Workbench 12.0概述305.3 车架有限元模型的建立325.4 车架弯曲工况分析345.4.1 满载工况分析345.4.2 前侧偏载工况分析355.4.3 单侧偏载工况分析365.5 局部分析375.6 车架扭转工况分析385.6.1 单侧扭转工况分析385.6.2 双侧扭转工况分析405.7 各工况分析结果总结415.8 本章小结41结论42参考文献43致谢44附录45附录A45附录B51第 1 章 绪 论在汽车制造市场竞争日益激烈的今天，汽车制造技术越来越先进，作为载货汽车主要承载结构的车架，它们的质量和结构形式直接影响车身的寿命和整车性能，如动力性、经济性、操纵稳定性。汽车的轻量化，就是在保证汽车的强度和安全性能的前提下，尽可能地降低汽车的整备质量，从而提高汽车的动力性，减少燃料消耗，降低排气污染。实验证明，汽车质量降低一半，燃料消耗也会降低将近一半。当前，由于环保和节能的需要，汽车的轻量化已经成为世界汽车发展的潮流。轻量化是21世纪整车发展趋势之一，减轻汽车质量意味着节约了能源和材料。车辆设计中，在满足载货汽车运营中对车架的刚度、强度及工艺改造等因素要求的同时，应当尽可能减轻它们的质量和降低制造成本。车架结构设计的主要目的在于确保车架强度、刚度和动态性能的前提下，减轻车架的质量，由此不仅可以减少钢材和燃油的消耗，减少污染排放，提高车速，改善汽车起动和制动性能，而且可有效减少振动和噪声，增加汽车和公路使用寿命。但我国的汽车工业存在自己的特殊性：一是引进国外设计，国产化生产；二是仿制或改装设计，自己独立开发设计的新产品很少。国内许多厂家在载货汽车的设计、制造和改进过程中仍主要依靠和沿用传统的手工设计方法和设计理念，从而造成产品存在缺陷或结构设计的不合理，目前国产载货汽车普遍存在的问题是整车协调性较差；局部材料强度余量较大，无法预先判断，造成材料的浪费；在车辆实际使用过程中出现局部强度不足。所以，产品国产化或改装后，在使用过程中往往会出现强度、寿命、振动、噪声等方面的问题。这些问题影响了我国载货汽车产品质量，造成了使用中的安全隐患。由于缺乏必要的理论分析，我国载货汽车制造厂家对有问题的区域往往采取局部加强的方法，这不但需要进行多次全面的实车试验才能确定其有效性，而且会导致整车整备质量的不断增加。另外，对一些结构上的改进和优化，由于缺少一定的理论依据，往往得不到很好的实施，因此开展载货汽车车架结构强度的计算工作，在满足结构强度和刚度的前提下，合理地进行结构设计，以达到轻量化的目的、对车架结构设计具有重要意义。此外，为了加速企业的新产品开发，进一步提高产品的性能和科技含量，必须对现有的车型进行结构强度、刚度分析计算和动态特性分析研究工作，为新车型的研制开发提供借鉴和校核方法1。随着经济全球化进程的加快，汽车工业的竞争日益加剧，汽车巨头们都在加紧新车型的设计开发，由于发动机、底盘设计制造技术基本成熟，新车型便主要体现在电子设备和车架造型的更新上。同时，为减少新车型的开发成本、缩短新车型的开发周期、提高新产品的市场竞争力，全球各大汽车公司普遍实施了“平台战略”，车架的开发便是该战略的主要组成部分。载货汽车车架是载货车的基体，一般由两根纵梁和几根横梁组成，经由悬挂装置。前桥、后桥支承在车轮上，具有足够的强度和刚度以承受汽车的载荷和从车轮传来的冲击。要评价车架设计和结构的好坏，首先应该清楚了解的是车辆在行驶时车架所要承受的各种不同的力。然而对车架进行静、动态性能的研究，用经典力学方法很难得到精确的优化解，为了能够计算出车架的刚度和强度，往往对车架结构进行较多的假设和简化，计算模型只能构造的比较简单，与实际的结构形状相差很大。在计算机和计算机技术飞速发展并广泛应用的今天，采用近似的数值解己成为较为现实又非常有效的选择。实践和实验证明，在众多近似分析方法中，有限单元法是运用最为成功、最为有效的数值计算方法。在汽车结构设计中采用有限元法进行分析，是近几十年来发展起来的计算方法和技术。有限元法的独特优点是能够解决结构形状和边界条件都非常任意的力学问题。早期由于有限元法所要求解的问题计算规模都比较大，而计算机的速度和容量有限，所以造成有限元法在使用上的局限性。现在这些问题已经解决，只要注意所建有限元模型中各种支承、连接关系尽量与实际结构相符，载荷和动态分析中的激励能反映实际情况，特别是动态载荷的变化曲线的精确获得以及在计算中如何加载，行驶、制动、转弯工况的载荷和约束如何正确选择等问题，就可以得到满足精度要求的有限元分析结果。汽车车架结构的静、动态分析的主要目的是查明车架内部各点的应力、形变和相对位移，找出其固有频率及振型，从静、动两个方面检验车架结构的合理性。随着现代汽车设计要求的日益提高，将有限元法运用于车架设计已经成为必然的趋势，主要体现在：（）运用有限元法对初步设计的车架进行辅助分析将大大提高车架开发、设计、分析和制造的效能和车架的性能。（）车架在各种载荷作用下，将发生弯曲、偏心扭转和整体扭转等变形。传统的车架设计方法很难综合考虑汽车的复杂受力及变形情况，有限元法能够很好的解决这一问题。（）利用有限元法进行结构模态分析，可以得到车架结构的动态特性。从设计上避免车架出现共振的现象。（）通过对车架结构的优化设计，可以进一步降低车架的重量，在保证车架性能的前提下充分的节省材料，对降低车架的成本具有重要的意义。综上所述，有限元法已经成为现代汽车设计的重要工具之一，在汽车产品更新速度快，设计成本低、轻量化和舒适性要求越来越高的今天，对于提高汽车产品的质量、降低产品开发与生产制造成本，提高汽车产品在市场上的竞争能力具有重要意义2-3。汽车问世百余年来，特别是从汽车产品的大批量生产及汽车工业的大发展以来，汽车为世界经济的大发展、为人类进入现代生活产生了无法估量的巨大影响。今天，在发达国家，汽车的普及已经达到很高的程度，在美国平均每个家庭拥有各种汽车23辆；虽然中国的汽车人均拥有量远低于发达国家水平，但是由于中国巨大的市场和国际汽车工业对中国汽车工业的影响，中国汽车工业经过50年的风雨历程，已形成一个比较完整的工业体系。任何问题都有两面性，汽车工业的发展为人们带入现代生活的同时也带来了许多问题4-5。例如，一、能源问题，每年汽车的石油消耗量保持在100亿桶，并每年以一定的速度增加，而世界石油资源只能开采几十年，煤炭资源也只够开采一百来年，人类面临着严重的能源危机，节能环保成为工业领域不可避免的课题，汽车工业同样不可避免。二、环境问题，汽车每年向大气排放大约几亿吨的有害气体，占大气污染物的60以上，被认为大气污染的“头号杀手”。汽车尾气中C02、CO、HC是大气污染的主要有害气体，特别是C02温室效应近年来倾向日趋明显。汽车作为现代化社会大工业的产物，在推动人类文明向前跃进并给人类生活带来了便捷舒适的同时，对大自然生态环境的恶化也有着难以推卸的责任。随着人们对环境保护的日益重视，以缓解石油资源紧缺所带来的能源危机，节能环保技术越来越多为广大汽车公司所采用。汽车轻量化是汽车节能环保关键技术之一，各国和相关的汽车公司投入大量资金和人力进行相关研究，研究涉及汽车材料、汽车设计思想和汽车相关的材料成型技术，从而促进了相关汽车设计理念、制造工艺、汽车零部件成型技术迅速发展。汽车自身质量的大小是影响燃油消耗的重要因素之一，所以汽车设计轻量化成为发展趋势。近年来，世界石油资源紧张，油价不断上涨，对汽车工业和汽车运输业来说，降低燃油消耗量成为关键。随着中华人民共和国道路交通安全法、新版汽车产业发展政策以及在全国开展车辆超载、超限治理工作的实施方案的出台，这些都为加快汽车轻量化给予了政策支持和动力。实现汽车轻量化、降低燃油消耗、增加载质量、提高运输效率对约占我国汽车产量30的载货汽车是至关重要的，也是各有关汽车制造厂商关注的焦点。因此开展汽车结构的强度计算与分析工作，在满足结构强度和刚度的前提下，合理地进行结构设计，以达到轻量化的目标，对汽车设计具有重要的意义。随着计算机技术的发展，CAD/CAE/CAM一体化进程的加快，有限元分析在车架结构分析中得到了广泛的应用。分析内容已从静态向动态、由部件到整车、由粗略到精确、由通用向专用发展，其应用已经进入实用化阶段。无论是在产品的概念设计阶段的方案分析、在工程设计阶段的校验分析，还是对既有产品实施精确分析以实现再设计，有限元分析都有其重要的作用。它使得在设计阶段就可以对载货汽车的设计和制造过程中的各种问题进行预测仿真，从而缩短设计周期，提高产品的性能质量，节省大量资金。本课题就是在上述背景下提出的，目的在于研究载货汽车车架结构使之受力合理，等强度及等寿命设计。最终达到保证载货汽车在性能和功能不受影响或有所提高的情况下，实现载货汽车车架结构的优化设计，减轻载货汽车车架质量。为相关企业提供一套汽车有限元分析及强度试验方案，提高企业自主研发能力，增强企业竞争力。现代汽车绝大多数都具有作为整车骨架的车架，车架是整个汽车的基体。汽车绝大多数部件和总成都是通过车架固定其位置的，如：发动机、传动系统、悬架、转向系统、驾驶室、货厢和有关操纵机构。车架的功用是支撑连接汽车的各零部件，并承受来自车内外的各种载荷。在有限元法对汽车车架结构的分析中，早期多采用梁单元进行结构离散化。分析的初步结果是令人满意的，但由于梁单元本身的缺陷，例如梁单元不能很好地描述结构较为复杂的车架结构，不能很好地反映车架横梁与纵梁头区域的应力分布，而且它还忽略了扭转时截面的翘曲变形，因此梁单元分析的结果是比较粗糙的。而板壳单元克服了梁单元在车架建模和应力分析时的局限，基本上可以作为一种完全的强度预测手段。近十年来，由于计算机软件与硬件的飞速发展，板壳单元逐渐被应用到汽车车架结构分析中，使分析精度大为提高，由过去的定性分析或半定量的分析过渡到定量阶段。随着计算机软件、硬件技术的发展，特别是微机性能的大幅提高和普及，在微机上进行有限元分析已不再是很难的事，同时有限元分析的应用得以向广度和深度发展。在国外，从60年代起就开始运用有限元法进行汽车车架结构强度和刚度的计算。而我国大约是在70年代末才把有限元法应用于车架结构强度设计分析中。 国外大型汽车公司经过近百年的汽车设计制造，在车架设计方面积累了丰富的试验数据和理论分析经验，形成了实用的结构设计数据库、设计改正记录和设计规范。目前应用于车架开发上比较成熟的方面主要有：刚度、强度分析(应用于整车、大小总成与零部件分析以实现轻量化设计)，NVH分析(各种振动、噪声，包括摩擦噪声、风噪声等)、机构运动分析等；建立在分析和实验基础上的各种优化方法为车架设计提供了多种实用的选择方案，使车架设计从经验设计到优化设计跨出了一大步。在关于优化算法方面的研究，国外将遗传算法引入到结构形状优化算法中并获得良好的效果。总的看来，国外轻量化研究主要有以下几个方面：（）提出先进的设计理念，发展先进的制造工艺并通过尺寸参数优化而得到新的轻量化结构；（）将拓扑优化和形状优化引入到结构轻量化过程中；（）提出新的现代优化方法，并进入到结构轻量化中；（）利用硬件优势，大量考虑动态过程中的各种约束，对尺寸参数进行优化而得到轻量化结构。在国内，高等院校对基于结构优化的车辆轻量化研究发展也很多，但由于没有完备的结构设计数据库和设计规范，有时只能按解剖进口车结构来进行参照性设计。具体在车架结构分析方面，车架的刚度分析对结构分析的重要性近些年已受到广泛的重视。从分析类型上看，仍以车架结构静态分析为主。虚拟试验场整车分析正在着手研究，此外还有焊装模拟分析、喷涂模拟分析等。其中，车架刚度、强度分析，碰撞模拟分析，空气动力特性分析。金属板件拉延成形特性分析等已步入实用化阶段，为车架的全面优化设计奠定了基础。国内目前的轻量化研究主要集中在汽车一般零部件、底盘车架结构等的改形设计方面，在产品设计阶段引入有限元法对车架轻量化设计的研究很少。与国外相比，国内关于在轻量化设计过程中引入新的现代优化算法的研究比较匮乏，轻量化设计过程中的分析规模较小，CAD/CAE一体化在产品设计开发阶段的应用还不成熟以至于汽车生产厂家很少采用。概括起来与国外轻量化研究的主要差距有：（）汽车结构开发工作主要还是依赖经验和解剖进口结构进行参照性设计的，多用来解决样车试验以后出现的设计问题，设计与分析未能真正做到并行。（）由于软硬件对计算模型规模的限制，模型的细化程度不够，因而结构的刚度、强度分析的结果还比较粗略。计算结果多用来进行结构的方案比较，离虚拟试验的要求还有相当大的差距。（）有限元分析主要应用在结构的强度和刚度分析方面，在碰撞、振动、噪声、外流方面的模拟计算才刚刚起步，对车架结构或部件的各项性能指标进行系统分析研究的实例还未广泛进行。同时，国内外不少公司、科研机构及高等院校陆续开发了一些通用性很强的大型有限元结构分析软件程序，这些程序可用来分析任意规模的结构，如整架飞机或整个汽车的结构。这些有限元软件已发展到成熟的阶段，比较成熟并且普及较广的有美国加利福尼亚大学伯克利分校研制的SAP、美国麻省理工学院研制的ADINA、美国国家航空与航天局研制的NASTRAN、德国斯图加特大学宇航结构静力学研究所研制的ASKA、世界上最大的有限元分析软件公司之一的美国ANSYS开发的ANSYS软件等等。这些通用程序的研制成功，大大简化了结构分析工作，只要求使用任意掌握有限元法的基本理论，熟悉建立有限元分析模型的方法和通用程序的使用方法即可。这些大型商业通用有限元分析软件也像CAD设计软件一样在汽车研发过程中得到普及，有实力的汽车厂商甚至为自己的产品开发独立地从事这些有限元分析软件的二次开发。本设计通过参考国内外轻型载货汽车车架的结构及工作原理的基础上，对车架进行设计计算和校核，利用Pro/E建模并应用ANSYS软件对车架进行有限元分析，主要设计内容如下：1、选择车架结构型式、材料和加工工艺，确定车架参数，对车架结构进行设计，并对车架进行校核。2、建立Pro/E零件模型，并完成正确的装配。3、将建立好的Pro/E模型导入有限元软件ANSYS中，完成车架在各种工况下的静力分析。第 2 章 车架结构方案的选择车架作为汽车的承载基体，为货车、中型及以下的客车、中高级和高级轿车所采用，支承着发动机、离合器、变速器、转向器、非承载式车身和货箱等所用簧上质量的有关机件，承受着传给它的各种力和力矩。为此，车架应有足够的弯曲刚度，以使装在其上的有关机构之间的相对位置在汽车行驶过程中保持不变并使车身的变形最小；车架也应有足够的强度，以保证其有足够的可靠性与寿命，纵梁等主要零件在使用期内不应有严重的变形和开裂。车架刚度不足会引起振动和噪声，也使汽车的乘坐舒适性、操纵稳定性及某些机件的可靠性下降。货车车架的最大弯曲挠度通常应小于10mm。但车架扭转刚度又不宜过大，否则将使车架和悬架系统的载荷增大并使汽车轮胎的接地性变差，使通过性变坏。通常在使用中其轴间扭角约为1/m。在保证强度、刚度的前提下车架的自身质量应该尽可能减小，以减小车身质量。货车车架质量一般约为整车整备质量的1/10。此外，车架设计时还应考虑车型系列化及改装车等方面的要求。根据纵梁的结构特点，车架可分为以下几种结构型式：1、周边式车架周边式车架用于中级以上的轿车。如图2.1（a）所示，在俯视图上车架的中部宽、两端窄。中部宽度取决于车身门槛梁的内壁宽；前端宽度取决于前轮距及前轮最大转角；后端宽度则有后轮距确定。左右相关纵梁由横梁连接。其最大特点是前后两段纵梁系经所谓的缓冲臂或抗扭盒与中部纵梁焊接相连。前缓冲臂位于车厢前围板下部倾斜踏板前方；后缓冲臂位于后座下方。其结构形状容许缓冲臂有一定的弹性变形，可吸收来自不平路面的冲击和降低车内噪声。此外，车架中部加宽既有利于提高汽车的横向稳定性，又减短了车架纵梁外侧装置件的悬伸长度。在侧视图上，与其他型式的轿车车架类似，在前方车轮处纵梁向上弯曲以让出前后独立悬架或非断开式后桥的运动空间。采用这种车架时车身地板上的传动轴通道所形成的鼓包不大，但门槛较宽，见图2.2（a）。（a）周边式车架（b）X形车架（c）梯形车架图2.1 轿车车架2、X形车架如图2.1（b）所示，这种车架为一些轿车所采用。车架的中部为位于汽车纵向对称平面上的一根矩形断面的空心脊梁，其前后端焊以叉形梁，形成俯视图上的X形状。前端的叉形梁用于支承动力-传动总成，而后端则用于安装后桥。传动轴经中部管梁通向后方。中部管梁的扭转刚度大。前后叉形边梁由一些横梁相连，后者还用于加强前、后悬架的支承。管梁部分位于后座乘客的脚下位置且在车宽的中间，因此不妨碍在其两侧的车身地板的降低，但地板中间会有较大的纵向鼓包。门槛的宽度不大，见图2.2（b），虽然从被动安全性考虑，要求门槛有足够的强度和刚度。3、梯形车架梯形车架又称边梁式车架，是由两根相互平行的纵梁和若干根横梁组成。其弯曲刚度较大，而当承受扭矩时，各部分同时产生弯曲和扭转。其优点是便于安装车身、车厢和布置其他总成，易于汽车的改装和变型，因此被广泛的采用在载货汽车、越野汽车、特种车辆和用货车底盘改装的大客车上。在中、轻型客车上也有所采用，轿车则较少采用。用于轿车的梯形车架，见图2.1（c），为了降低地板高度，可局部减小纵梁及横梁的断面高度并相应地加大其宽度，但这使纵梁的制造工艺复杂化且其车身地板仍比采用其他车架时为高，当然地板上的传动轴通道鼓包也就不大了，见图2.2（c）。如果也包括固定车身的支架，则上述三种轿车车架的自身质量差别不大。无论哪一种轿车车架，在前、后桥处均要求有较大的扭转刚度，为此，相关的纵、横梁可采用封闭式断面，这种封闭式断面可由相配的一对且以垂向面为开口的冲压成型的槽型梁相互插入并用电弧焊焊接而成。对于不承受扭矩的车架元件、用于固定动力总成的横梁以及车架两端位于基本横梁以外的纵梁，均采用冲压成型且具有开口的槽型断面。载货汽车的梯形车架如图2.3所示，由两根相互平行且开口朝内、冲压制成的槽型纵梁及一些冲压制成的开口槽型横梁组合而成。通常，纵梁的上表面沿全长不变或局部降低，而两端的下表面则可根据应力情况，适当地向上收缩。既纵梁中部相当长的范围内具有最大高度和宽度，而两端可根据应力情况相应的缩小。车架宽度多为全长等宽。车架宽度的标准化有利于产品的三化，例如可使车架横梁、前后桥及驾驶室、货箱等进行互换。车架等宽也简化了纵梁的冲压工艺且在纵梁上不会产生附加扭矩。有时根据设计要求需将车架前、后端的宽度做得窄些或宽些，但其尺寸与限定的汽车轮廓宽2.5m相适应。车架的长度大致接近整车长度，约为轴距的1.41.7倍。4、脊梁式车架如图2.4所示脊梁式车技由一根位于汽车左右对称中心的大断面管形梁和某些悬伸托架构成，犹如一根脊梁。管梁将动力-传动系连成一体，传动轴从其中间通过，故采用这种结构时驱动桥必须是断开式的并与独立悬架相匹配。与其他类型的车架比较，其扭转刚度最大。容许车轮有较大的跳动空间，使汽车有较好的平顺性和通过性。但车架的制造工艺复杂，维修不便，仅用于某些平顺性、通过性要求较高的汽车上。5、综合式车架系综合上述脊梁式和边梁式两种型式而成，如图2.5所示。这时，主减速器与脊梁相固定，该驱动桥应为断开式的且独立悬架相匹配。其实，图2.1（b）所示的X形车架也应归于这一类型，但该车架可与非断开式驱动桥及非独立悬架相匹配。（a）采用周边式车架时；（b）采用X形车架时；（c）采用梯形车架时1.传动轴通道；2.地板；3.门槛；4.车架图2.2 采用不同车架时的车身底板图2.3 载货汽车的梯形车架图2.4 具有脊梁式车架的汽车底盘图2.5 综合式车架纵梁是车架的主要承载元件，也是车架中最大的加工件，其形状应力求简单。载货汽车的车架纵梁沿全长多取平直且断面也不变或少变，以简化工艺；为使纵梁各断面的应力接近，可通过改变其断面高度即使其中部断面高、两端较低来达到。载货汽车纵梁的断面形状多为开口朝内的槽形，也有Z形、工字形的；脊梁式车架的纵梁则多为管状的；轿车车架的纵梁则为箱形断面。槽型断面梁的扭转刚度及强度均好。纵梁多为冲压件，超重型汽车的纵梁则常采用焊接结构或轧制的成型材。横梁将左右纵梁联接在一起，构成一完整的车架，并保证车架有足够的扭转刚度，限制其变形和降低某些部位的应力。横梁还起着支承某些总成的作用。汽车车架常有46根横梁，其分布于有关总成、驾驶室、货箱或车身的支承位置有关。当发动机的前支点位于左右纵梁上时，前横梁则可减小宽度并采用槽型或Z形断面。中横梁常做成拱形以留出传动轴的跳动空间。货车在后钢板弹簧前、后支承附近也分别设置一根横梁。横梁的断面形状与纵梁的联接形式如图2.6和图2.7所示。选择横梁的断面形状时既要考虑其受载情况又要考虑受其支承总成的支承方便。腹板直立的槽形断面横梁和由两槽形组成的工字形断面横梁的弯曲刚度及强度均好，常用于后钢板弹簧的支架处；帽形断面梁因其断面高度较小，较易做成大弯度梁，宜于用于需向下凹的前横梁和拱形的中横梁；封闭形断面梁和管梁的扭转刚度大，宜用于需加强扭转刚度处，但货车多采用扭转刚度不大的非封闭形断面的钢板冲压横梁。轿车车架的纵、横梁采用焊接方式联接，而货车则多以铆钉联接（见图2.7）。铆钉联接具有一定弹性，有利于消除峰值应力，改善应力状况，这对于要求有一定扭转弹性的货车车架具有重要意义。当纵、横梁以它们的上、下翼缘均分别联接时，由于联接跨度大，刚度亦较大，这时其扭转刚度及扭转应力均较大。当横梁与纵梁的腹板相连接时则情况会相反，这时应注意不使其联接跨度和联接刚度太小，以免影响对纵梁的局部扭转的必要约束。横梁在与纵梁的连接处往往应力较高，故常将其端部翼缘加宽或采用较厚及尺寸较大的联接板；也可使其中部的断面尺寸适当缩小，或在其腹板上加设一些较大的孔，以降低横梁连接处的应力。图2.6 横梁的断面形状及其与纵梁的联接1横梁；2纵梁图2.7 纵、横梁的铆钉联接方式车架纵梁和其他零件的制造，多采用钢板的冷冲压工艺在大型压力机上冲孔及成形；也有采用槽型钢、工字钢、管料等型材制造的。轿车车架的组装多采用二氧化碳保护焊、塞焊和点焊，设计时应注意对焊接规范、焊缝布置及焊接顺序的选择；货车车架的组装多采用冷铆工艺，必要时也可采用特制的放松螺栓联接。为保证车架的装配尺寸，组装时必须有可靠的定位和加紧，特别应保证有关总成在车架上的定位尺寸及支承点的相对位置精度。车架材料应具有足够高的屈服极限和疲劳极限，低的应力集中敏感性，良好的冷冲压性能和焊接性能。低碳和中碳合金钢能满足这些要求。车架材料与所选定的制造工艺密切相关。拉伸尺寸较大或形状复杂的冲压件需采用冲压性能好的低碳钢或低碳合金钢08、09MnL、09MnREL等钢板制造；拉伸尺寸不大、形状又不复杂的冲压件常采用强度稍高的20、25、16Mn、09SiVL、10TiL等钢板制造。强度更高的钢板在冷冲时易开裂且冲压回弹较大，故不宜采用。有的重型货车、自卸车、越野车为了提高车架强度，减小质量而采用中碳合金钢板热压成形，再经热处理，例如采用30Ti钢板的纵梁经正火后抗拉强度即由450MPa（HB156）提高到480620MPa（HB170）。用30Ti钢板制造纵横梁也可采用冷冲压工艺。钢板经冷冲成形后，其疲劳强度要降低，静强度提高、延伸率小的材料的降低幅度更大。常用车架材料在冲压成形后的疲劳强度约为140160MPa。轿车车架纵梁、横梁的钢板厚度约为3.04.0mm，货车根据其装载质量的不同，轻、中型货车冲压纵梁的钢板厚度为5.07.0mm，重型货车冲压纵梁的钢板厚度为7.09.0mm。且槽形断面纵梁上、下翼缘的宽度尺寸约为其腹板高度尺寸的35%40%6。本章通过一系列的图例对车架的结构型式、纵横梁及其联接、车架的制造工艺及材料做了详尽的介绍。综上所述，因为梯形车架便于安装车身、车厢和布置其他总成，易于汽车的改装和变型，所以设计对象选为梯形车架。纵、横梁采用16Mn钢板冲压制造，铆钉联接。第 3 章 车架的结构设计1、车架长度大致接近整车长度，约为轴距的1.41.7倍，取车架长度为5542mm，在纵梁的全长范围内具有相等的高度和宽度。纵、横梁均由6mm厚的16Mn钢板冲压而成（轻、中型货车冲压纵梁的钢板厚度为57mm。）槽型断面纵梁上、下翼缘的宽度尺寸约为其腹板高度尺寸的35%40%，纵梁槽形断面如图3.1所示。图3.1 车架横截面2、铆钉的选择7根据GB/T 867-1986 选择半圆头铆钉，如图3.2。（1） d=10mm，=17.35mm，k=6.24mm，R9mm。（2） d=16mm，=29.42mm，k=10.29mm，R15.5mm。图3.2 铆钉3、为保证机动性，左右转向轮处于最大转角时，前外轮的转弯半径值在汽车轴距的22.5倍范围内（小值适于大轴距汽车，而大值适于小轴距汽车）。图3.3 汽车转弯示意图已知前轮距为：1600mm。 根据GB 516-89，轮胎7.00-16的外直径为806mm。 依据图3.3和相关数据可以确定车架横梁宽度为1184mm，并确定腹板高度：176mm，翼缘宽度：75mm。以下数据为参考车型解放赛虎的相关参数：表3.1 解放赛虎相关参数基本信息驱动形式42轴距/mm3260车身长度/mm5998车身宽度/mm2095车身高度/mm2405轮距/mm前轮距：1600后轮距：1540整车质量/kg2760额定载质量/kg3895后桥质量/kg1525准乘人数3货厢参数长度/mm4200宽度/mm2000高度/mm400型式/mm栏板式发动机型号玉柴YC4F115-30质量/kg320变速器型号WLY535质量/kg100当车架纵梁承受的是均匀分布的载荷（见图3.4）时，车架的简化计算可按下述进行，但需要一定的假设。即认为纵梁为支承在前、后轴上的简支梁；空车是簧上负荷(货车可取，为汽车整备质量)均布在左、右纵梁的全长上，满载时有效载荷则均布在车厢长度范围内的纵梁上；忽略不计局部扭矩的影响6。图3.4 货车车架上均布载荷的分布情况在图3.4中，为一根纵梁的前支承反力，由该图可求得： （3.1）在驾驶室的长度范围内这一段纵梁的弯矩为： （3.2）驾驶室后端至后周这一段纵梁的弯矩为： （3.3）显然，最大弯矩就发生在这一段纵梁内，可用对上式中求导数并令其为零的方法求出最大弯矩发生的位置，即，由此求得： （3.4）将式（3.4）代入式（3.3），即可求出纵梁承受的最大弯矩。已知5542mm，3260mm，=1077mm，1205mm，=4200mm，=2693mm，=1507mm。=NNN=1398.01mm=4356408.36如果考虑到动载荷系数及疲劳安全系数，并将它们代入式（3.5），则可求出纵梁的最大弯矩为： （3.5）取n=1.4，=4.0，得： 则弯曲应力可按下式求得： （3.6）式中：纵梁在计算断面处的弯曲截面系数，对于槽型断面系数，对于槽型断面纵梁： （3.7）式中：槽型断面的腹板高，mm； 翼缘宽，mm； 梁断面的厚度，mm。式(3.7)中：h=200mm，b=75mm，t=6mm。mm3因此最大弯应力为：=187.66Mpa16Mn钢板的疲劳极限=220260MPa，=187.66Mpa。所以，车架强度满足要求。为了保证整车及有关机件的正常工作，对纵梁的最大挠度应予以限制。这就要求对纵梁的弯曲刚度进行校核。弯曲工况：约束后桥在车架纵梁腹板上的竖直投影点的垂直位移，约束车架前悬与车架纵梁联接处纵梁腹板中点的垂直位移，让车架形成一简支梁结构，并在前后支承中点处加一垂直向下的力，让车架产生弯曲变形，如图3.5。车架弯曲刚度由下式计算得到：=EJ= （3.8）式中：弯曲刚度，N； F 集中载荷，N； a 轴距，m； x 从支点到测点的距离，m； f 挠度，m。图3.5 车架弯曲刚度计算示意图若以前、后轮轴中点处（即）的刚度作为车架的弯曲刚度，则计算公式简化为8：= （3.9）根据车架的受载情况，将车架的挠度分为两部分计算：1、 假设车空载时，簧上负荷(货车可取，为汽车整备质量)均布在左、右纵梁的全长上，由于算一根纵梁的挠度，取所加载荷的一半9。2、图5.3 材料定义返回静态分析流程图，通过Geometry导入车架的IGS格式模型。然后，编辑流程图中的Model项，进入Mechanical Application界面。将车架横纵梁及连接件按体的形式选择，并赋予16Mn材料；将车架上的铆钉也按体选择，赋予BL2材料。如图5.4。图5.4 材料赋予使用自动网格划分Automatic Method，对车架装配体进行网格划分。划分结果如图5.5。图5.5 模型的网格划分表5.1 车架各部分质量部件名称质量（kg）部件名称质量（kg）驾驶室350变速器100驾乘人员195车厢及载荷3895发动机320油箱70整个车架上共安装了8个用于连接钢板弹簧的固定支座和吊耳,因此在每个纵梁上建立了4个关键点。下面是针对车架上这8个点进行边界条件的处理。表5.2 弯曲工况边