1、目 录II摘 要IIIAbstractIV1 绪论11.1 概述11.2 汽车车架的结构作用和特点11.3 课题研究背景和意义11.4 课题研究现状11.5 有限元分析法简介21.6 课题的主要研究内容22 车架刚度计算32.1 车架选择32.1.1 车架基本参数32.1.2 承载形式分类32.2 车架弯曲刚度计算42.3 车架扭转刚度计算73 基于 Pro/E 的车架有限元建模83.1 车架几何模型的建立83.1.1 车架模型的分析及简化83.1.2 车架几何模型的建立83.2 车架有限元模型的建立123.2.1 导入模型123.2.2 定义材料属性133.2.3 划分网格164 基于 AN
2、SYS 的车架有限元静态分析184.1 车架刚度184.1.1 车架刚度定义184.1.2 车架刚度设计准则及刚度对汽车性能的影响184.2 车架载荷分类和处理184.2.1 载荷分析184.2.2 约束条件的确定194.3 车架工况模拟有限元分析194.3.1 弯曲工况194.3.2 扭转工况215 基于 ANSYS 的车架有限元模态分析235.1 模态分析简介235.2 汽车车架的模态分析235.3 结果和分析276 结论与展望28参考文献29基于 ANSYS 的汽车车架有限元分析摘 要汽车车架是汽车的基体。汽车绝大多数部件及总成都是通过车架来固定的，如发动机、传动系、悬架、转向系统、驾驶
3、室、货箱和相关操作机构。车架起到支撑连接汽车各零部件的作用，并承受作用于汽车上的所有静载荷和汽车行驶时产生的动载荷。因此，车架的强度对于汽车的安全性和稳定性，起着至关重要的作用。所以，车架的设计与分析，在汽车总体设计中尤为重要。随着人们对汽车舒适性要求的提高，在保障汽车安全的条件下， 车架的设计制造工艺也不断改进，车架的设计优化将是未来汽车行业发展的重要课题。关键词：车架；有限元；静态分析；模态分析IVBased on ANSYS to the finite element analysis of vehicle frameAbstractThe car frame is the matrix
4、 of the car. Most parts of the automobile are fixed by the frame, such as engine, transmission, suspension, steering system, cab, container and related operating mechanism. The frame acts as a support for connecting the parts of the car, and is subjected to all the static loads on the car and the dy
5、namic loads generated when the car is moving. Therefore, the strength of the frame plays a vital role in the safety and stability of the vehicle. Therefore, the design and analysis of the frame is particularly important in automobile design. With the improvement of people of automobile comfort requi
6、rements, under the condition of car safety, frame design and manufacturing process and continuous improvement, the design of the frame optimization will be the future automotive industry development important topic.Key Words:Frame;Finite element model;Static analysis; Modal analysis311.1 概述1 绪论汽车零部件
7、设计制造经历了从依靠人的直觉、经验结合理论计算，到依靠计算机辅助设计的发展。现代汽车设计，极大限度得利用了计算机技术，其中最为重要的就是利用有限元软件对建立的汽车（及零部件）模型进行模拟分析，从而优化设计、提高质量、加快生产进度。在汽车设计制造的过程中，车架的设计尤为重要。因此，本课题将对某型 SUV 的车架进行有限元分析，以检验其功能结构的安全性。1.2 汽车车架的结构作用和特点车架，俗称汽车的“大梁”，是整个汽车的装配基础，也是整个汽车的基体。就好比人类的骨骼。汽车的各个“器官”（即零部件、总成等），都需要通过“骨骼”的支撑和固定。车架不仅需要支撑这些零部件及总成，还需要承受汽车在运行过程
8、中，内外的各种载荷。因此，车架的好坏，直接决定了这辆车的性能1。作为非承载式车身最重要的基体，车架具有以下特点：（1）满足车身布置要求；（2）具有足够的强度；（3）具有足够的刚度；（4）结构简单，拆装方便；（5）配合车身结构。1.3 课题研究背景和意义1866 年，卡尔本茨研制成功世界第一辆现代汽车。这种利用燃油驱动的交通工具， 极大地推动了人类的社会、文化、经济等各个方面的进步。随着时代的发展，汽车也在不断进化。随着我国人均收入水平的提高以及汽车制造产业的高速发展，2018 年，中国全国机动车保有量已经到达 3 亿，是世界第一大汽车消费国。汽车制造，作为目前世界上最大的制造工业，也一直催生出
9、了一批又一批的新型技术的出现。我国汽车工业发展迅速，在汽车设计制造过程中，离不开有限元技术的帮助2。通过对某型 SUV 车架进行有限元静态分析，能够得出车架在一定条件下（如满载条件）的应力最大处和变形最大处，以检验该车加的设计合理性和结构安全性；通过对该车架进行模态分析，能够得出车架在低阶模态下的固有频率，通过和地面激励频率以及发动机运转时的振动频率比对，判断车架是否会发生共振，以检验车架是否满足避免共振的要求。分析结束后，对实验结果进行评估，分析原因，为汽车行业车架设计提供参考。1.4 课题研究现状目前国内的汽车设计制造，使用的有限元分析技术和理论较为落后，难以和国际上领先的汽车生产企业相比
10、存在的主要问题有：利用有限元分析的指标较为单一，不能全面考虑所有指标造成的影响；设计人员对有限元分析理论掌握得不够，难以达到预期中对开发设计时间缩短的效果；对于设计优化缺乏独创性3。1.5 有限元分析法简介有限元法诞生于 60 年代，最初应用于航空器的结构强度计算，随着计算机技术的快速发展和普及，现在有限元方法因其高效、准确的特性，已广泛应用于几乎所有的科学技术领城。1977 年，通用公司首次将有限元分析法应用到汽车设计领域。如今，有限元分析法在汽车设计分析中有着十分广泛的应用。有限元分析法的基本步骤通常为：第一步：前处理。根据实际问题定义求解模型，包括以定义单元的材料、几何特征、边界类型、
11、载荷等等。第二步：求解。将处理过后的有限元模型离散化，通过矩阵方程求解各单元及总体的变化量。第三步：后处理。对所求出的解根据有关准则进行分析和评价。后处理使用户能简便提取信息，了解计算结果4。1.6 课题的主要研究内容本课题将着重针对某型 SUV 汽车的车架，通过查阅该车各部件及总成的分布情况， 计算出该车架各个梁的分布，使用 Pro/E 软件进行三维建模。为了使得绘制的模型能够方便有限元分析，故还要对车架三维实体模型进行优化，省略、简化部分将会影响有限元分析的特征。然后将建模导入到有限元分析软件 ANSYS 中，建立有限元模型，并运用 ANSYS 对车架进行静态、模态分析，从而校核车架的强度
12、和刚度，并对分析结果进行评估，以检验车架的性能。2.1 车架选择2 车架刚度计算车车身分为承载式、非承载式和半承载式三种，而只有非承载式车身是通过橡胶软垫或者钢板弹簧与车架作柔性连接的，有着传统意义上的车架结构，而且在建模方面更为方便。与将载荷分布到整个车身的承载式车身不同，非承载式车身的车架是支撑整个汽车的基础，因此对非承载式车身的车架的有限元分析，能够更好的反映汽车的安全性能6。2.1.1 车架基本参数本课题选用某型 SUV 非承载式车身的车架，其主要技术参数如下： 长度参数：扭杆中心距：990mm；左右钢板中心距：990mm；车架前宽：840mm，后宽：1160mm； 前轮距：1557m
13、m，后轮距：1593mm； 轴距：2730mm；纵梁长度：4280mm，厚度 3mm； 材料：16Mn 钢板3。2.1.2 承载形式分类对于某型 SUV 非承载式车身车架，其承受的来自汽车内部的主要载荷如下：表 2-1 某型 SUV 非承载式车架质量参数及质心坐标表项目质量/kg质心坐标/mm散热器及水3.2+10=13.2-470发动机16728离合器12.5322变速器568传动轴8.2+8.5=16.71714转向器及其机构16-290备胎及其托架25+26=513900蓄电池17-290燃油箱及油8.5+40.6=49.13232排气管及消声器13.5+3.4=16.92236车身81
14、0均布2.2 车架弯曲刚度计算在弯曲工况的计算中，要约束车架的前后梁竖直投影点的垂直位移，使车架成为一根杆。为了模拟弯曲工况，还需要在杠的中点处施加一个垂直向下的力，模拟车架产生的弯曲变形。如图所示7：图 2.1 车架弯曲刚度计算示意图车架弯曲刚度的计算公式为：式中 ：CB弯曲刚度（Nm2）；F集中载荷（N）； a轴距（m）； f载荷作用点处挠度（m）。𝐶𝐵 =𝑎3 𝐹48 𝑓（2-1）在实际分析中，车架所受载荷并非在一点上，根据某车型载荷分布，可以绘制车架实际所受载荷示意图： 图中未标注单位为：m图 2.2 车架
15、受力示意图对图中𝐹1点求车架弯矩，计算公式为：𝐹1 + 𝐹2 = 𝐹𝑖(2-2)式中：F1前轮支反力（N）；F2后轮支反力（N）；𝐹𝑖各个载荷（N）。将图 2.2 中数据带入式（2-2）可得：𝐹1 + 𝐹2 = 11075N（2-3）对于𝐹1点：𝑞 (0.18 + 0.29)2 + 132 (0.18 + 0.29)2= 0.028 1670 + 125(0.417 + 0.028) + 167 (1.269 + 0.4
16、17 + 0.028)+ 169 (0.522 + 1.269 + 0.417 + 0.028) 𝐹2 2.73 + 491 3.232+ 51 3.9 + 𝑞 3.922车身均布载荷：𝐹𝑞 =𝐿8100=4.37= 1853.5N/m（2-4）（2-5）代入（2-4）得：𝐹2 = 5982.5N 代入（2-3）得：𝐹1 = 5092.5N 各段弯矩计算：（1）𝑥 (0,0.018)（2）𝑥 (0.018,0.47)𝑀2(⻖
17、9;)𝑀1(𝑥) = 132𝑥 𝑥2= 132𝑥 170(𝑥 0.18) 𝑞 𝑥22= 926.75𝑥2 302𝑥 + 30.6（3）𝑥 (0.47,0.498)𝑀3(𝑥)= 132𝑥 170(𝑥 0.18)𝑞𝑥22+ 𝐹1(𝑥 0.47)= 926.75𝑥2 + 5580.5&
18、119909; 2781.175（4）𝑥 (0.498,0.915)𝑀4(𝑥)= 132𝑥 170(𝑥 0.18)𝑞𝑥22+ 𝐹1(𝑥 0.47) 1670(x 0.498) q x22=926.75𝑥2 + 3910.5𝑥 1964.455（5）x (0.915,2.184)M5(x)= 132x 170(x 0.18) q x22+ F1(x 0.47) 1670(x 0.498) 125(x 0.417 0.02
19、8 0.47) q x22= 926.75𝑥2 + 3785.5𝑥 1850.08（6）𝑥 (2.184,2.706)𝑀6(𝑥)= 132𝑥 170(𝑥 0.18)𝑞𝑥22+ 𝐹1(𝑥 0.47) 1670(𝑥 0.498) 125(𝑥 0.417 0.028 0.47)()𝑞 2 167 𝑥 1.269 0.47 0.028 0.29 0.18ү
20、09; 2= 926.75𝑥2 + 3618.5𝑥 1476.501（7）𝑥 (2.706,3.2)𝑀7(𝑥)= 132𝑥 170(𝑥 0.18)𝑞𝑥22+ 𝐹1(𝑥 0.47) 1670(𝑥 0.498) 125(𝑥 0.417 0.028 0.47) 167(𝑥 1.269 0.47 0.028 0.29 0.18) 169(𝑥 1.269 0.915
21、0.522)𝑞𝑥22= 926.75𝑥2 + 3449.5𝑥 1019.187（8）𝑥 (3.2,3.702)𝑀8(𝑥)= 132𝑥 170(𝑥 0.18)𝑞𝑥22+ 𝐹1(𝑥 0.47) 1670(𝑥 0.498) 125(𝑥 0.417 0.028 0.47) 167(𝑥 1.269 0.47 0.028 0.29 0.18) 169(&
22、119909; 1.269 0.915 0.522)+ 𝐹2(𝑥 3.2)𝑞𝑥22= 926.75𝑥2 + 8542𝑥 17315.187（9）𝑥 (3.702,4.37)𝑀8(𝑥)= 132𝑥 170(𝑥 0.18)𝑞𝑥22+ 𝐹1(𝑥 0.47) 1670(𝑥 0.498) 125(𝑥 0.417 0.028 0.47)
23、 167(𝑥 1.269 0.47 0.028 0.29 0.18) 169(𝑥 1.269 0.915 0.522)+ 𝐹2(𝑥 3.2) 491(𝑥 3.702)𝑞𝑥22= 926.75𝑥2 + 8051𝑥 15497.505将（1）（9）函数绘制到同一坐标系中，如图 2.3：图 2.3 各段弯矩函数曲线由此可得车架弯矩图，如图 2.4 所示：图 2.4 车架弯矩图由图 2.4 可知，车架在 2.184m 和 4.34m 出出现了应力集中，将数坐标
24、代入到弯矩函数中可以得算得其大小分别是 1997.22N 和 1988.38N。2.3 车架扭转刚度计算在扭转工况的计算中，需要约束车架前桥和左纵梁交点的竖直投影点的垂直位移，同样还需要约束车架后桥和右纵梁交点的竖直投影点的垂直位移，然后在车架后桥与左纵梁交点的竖直投影点上，施加一个垂直向上的力，模拟车架产生的扭转变形。如图所示7：图 2-2 车架扭转刚度计算示意图车架扭转刚度的计算公式为：𝐿2𝑃 𝐹式中：𝐶𝑇扭转刚度（Nm/）；F载荷（N）；L力臂（m）；h挠度（m）。𝐶𝑇 = 1
25、80 （2-2）3 基于 Pro/E 的车架有限元建模3.1 车架几何模型的建立3.1.1 车架模型的分析及简化车架模型分析：为了能够承载表 2-1 中各个部件及总成的载荷，车架需要有前后副杠各一根，变速箱梁一根，扭杆梁一根，横梁五根，并且为了连接各个横梁，需要两根纵梁使车架组成一个整体，并要在相应位置焊接钢板弹簧以连接车身。车架几何模型的简化：汽车车架使用的 16Mn 号钢板，在加工时为了减少材料使用、降低车身重量，会以 L 型、C 型及工字型等方式组合使用，还会在某些不影响强度的部位掏空或打孔进一步降低总重量。但是在有限元分析中，要全部考虑所有钢梁的截面形状结构，并进行分析计算是非常困难的
26、因此需要对车架进行模型简化。本课题在模型简化方面采取下列方法：（1）忽略对分析影响较小的孔；（2）忽略结构中不受力的部件；（3）将结构中为了生产加工和美观而设计的圆角还原为直角；（4）对于异形横梁及形状较为复杂的钢板弹簧等，将模型简化拆分4。3.1.2 车架几何模型的建立在建模前根据车架的主要参数和表 3-1 可以大致设计出车架每根横梁在纵梁上的焊接的位置，以及两根纵梁的间距及长度。首先打开 Pro/E新建零件选择 mmns_part_soild 模版（1） 两根纵梁建模 由于所有横梁、副梁等都是焊接在纵梁上的，因此首先要对纵梁进行建模。纵梁长度为 4280mm；车架前宽：840mm，后宽：
27、1160mm。因此在 top 平面上选择拉伸命令，首先定位车架宽度，由于先画一半的车架，因此在基准中心线一侧画两根相距其为 420mm 和 580mm 的中心线，用直线工具连接并在相应位置按照简化要求利用折线连接，即可得到一根横梁的线性图，在通过偏移命令，使得该横梁具有 3mm 厚度，最后完成拉伸命令，得到了一侧的横梁。（注：在拉伸的时候选择向基准面两个方向同时拉伸，以便之后选取中心线绘制横梁等）再通过镜像命令，以 right 面为基准面，镜像得到另一侧的纵梁。（2） 前后副杠建模 图 3.1 两根纵梁的建模由于根据表 2-1 可以算出车架总长度为 4370mm，而纵梁总长为 4280mm，因
28、此在建立横梁的时候，需要考虑该长度的变化，同样在 top 平面建立拉伸草图，在投影后的车架中心位置绘制直径为 4370mm 的圆并向内偏移 3mm，再利用投影命令，投影纵梁与副杠的连接处，用于剪切绘制出的整个副杠形成的环，以得到前后副杠的平面草图，最后完成拉伸， 同样使用向平面两侧同时拉伸的办法，得到前后副杠的实体建模。图 3.2 前后副杠建模（3） 五根横梁建模 根据表 3-1，五根横梁的坐标分别为-290，28，（568，322），2236。由于变速器和离合器使用同一根横梁，但是该横梁的形状特殊，因此基于建模及分析方便考虑，对该梁进行拆分，将其分成坐标为 322 和 568 的两根梁。五根
29、横梁的拉伸实在 right 平面上进行的，首先要在相应的 6 个基准点定下中心线，再绘制每个横梁的截面图，最后选择向基准面两边拉伸，完成五根横梁的初步建模。此时完成的横梁由于前后纵梁的间距不一样，在纵梁前部会有部分突出。图 3.3 五根横梁的绘制 在相应位置拉伸出各个横梁因此要在 top 平面投影车架纵梁的外部边缘作为剪切边，在拉伸命令中选择削去材料以剪切掉横梁的多余部分。图 3.4 五根横梁的绘制 拉伸削去多余部分（4） 扭杆梁建模 扭杆梁的绘制和横梁采取同样方法。图 3.5 扭杆梁的建模（5） 钢板弹簧吊耳建模 作为车架，要与车身连接需要借助钢板弹簧吊耳，但由于钢板弹簧吊耳的模型圆角较多，
30、而且有小孔，因此需要按照要求进行简化，于是在车架四处相应位置绘制钢板弹簧吊耳的简化模型。图 3.6 某型 SUV 非承载式车身车架实体模型至此完成了车架的三维实体模型的建模，如图 3.6。由于本课题需要 ANSYS 分析车架的有限元模型，所以要将 Pro/E 中的三维模型保存为 igs 格式，以便 ANSYS 的导入分析。3.2 车架有限元模型的建立3.2.1 导入模型将车架模型导入到 ANSYS 中的具体操作为：1. 打开 ANSYS workbench 18.0 点击 units 按钮，选取 Metric(kg,m,s,A,N,V)命令， 设置模型单位为常用的千克、米、摄氏度、安培、牛、伏
31、为之后的分析打好基础。图 3.7 设置模型单位2. 选择拖入 Static Structural 单元，在 Geometry 模块处右键选择 Import Geometry，再点击 Browse 按钮，选择之前保存的 igs 文件。图 3.8 导入 igs 文件3. 双击 A 栏第三个 Geometry 模块，可在 DM 界面中查看导入的模型，成功后可关闭回到 workbench 主界面。图 3-8 成功导入车架模型3.2.2 定义材料属性车架材料选用 16Mn 号钢板，其主要参数为： 密度：7.85 kg/m3弹性模量：2.061011 Pa泊松比：0.29屈服强度极限：360 MPa所以
32、需要添加代号为“16Mn”的材料。具体步骤如下：1. 点击 Engineering Data 标签页。2. 点击 General Material，并在后面打勾。图 3.9 选择 General Materials3. 点击 Click here to add a new material，并输入所需材料代号“16Mn”。图 3.10 输入材料代号“16Mn”4. 点击“16mn”，并在 Toolbox 中选择 Density 和 Isotropic Elasticty。5. 在对应区域填写 16Mn 钢的相应材料属性，然后单击空白处确认添加。图 3.11 输入材料属性6. 单击“16Mn”后
33、的“+”，完成材料属性的定义。3.2.3 划分网格图 3-9-4 完成材料加载在 workbench 里面对于实体的默认单元类型是 10 节点的四面体单元（solid187）和 20节点的六面体单元（solid186），对于壳体是 4 节点的四边形单元（shell181），对于梁是 2节点的梁单元（beam188）。本课题分析的车架为实体模型，因此选用四面体单元或者六面体单元进行网格划分。两种单元的对比如下：（1）10 节点的四面体单元四面体网络可以快速自动生成（使用 Automatic Method），适合复杂的几何体，能够自动划分难以生成六面体网格的不规则几何体；有等向细化的特点，若在某些
34、应力集中部分需要细化网格，可以在此处捕捉一个方向的梯度，于是该处的网格数量便迅速上升；边界层有助于面法向网络的细化。（2）20 节点的六面体单元大多数情况下，使用六面体网络会比使用四面体网络用更少的单元数量来进行求解， 同样节点数也会在相同精度下减少一半，因此可以提高分析速度；对于任意几何体，由于外观的不规整性，在网格划分时需要对几何体进行切割，会增加工作量。由于车架形状并不完全规则，且分析计算量并不算庞大，因此本课题选用 10 节点四面体单元来进行划分网格， 直接选择 Generate Mash 对车架模型进行自动网络划分（Automatic Method），网格大小输入最小值 0.02，得
35、到的结果如图 3.12： 图 3.12 网格划分在划分网格后需要对所划分的网格进行质量控制，由于采用的是四面体单元，所以每个面都为三角形，为了后续分析计算的精确，因尽量避免三角形出现过大的钝角火过小的锐角。对于不符合要求的单元，需要对其重新划分，以确保每个单元的质量都能符合分析计算的需要，以得到准确的计算结果，为之后的静态分析和模态分析打下基础8。网格划分后单元数为 14459 个，节点数 31532 个。且网络质量较好，能够进行下一部分析。4.1 车架刚度4 基于 ANSYS 的车架有限元静态分析4.1.1 车架刚度定义车架刚度，是指汽车车架结构抵抗形变的能力，是车架所产生形变所需要的力和锁
36、产生的形变的比值。车架主要使用钢板焊接而成，车架的刚度不仅仅与车架本身的材料性质（弹性模量）、梁的截面形状、截面的弯曲惯性矩、扭转惯性矩有关，还与各个梁的连接方式、接头设计和车架所选用的钢板厚度有关。车架刚度包括静刚度和动刚度，本章节分析的是静刚度。车架的整体刚度又分为弯曲刚度和扭转刚度，主要取决于车架收到的各个载荷和车架的结构设计。因此车架需要有足够的弯曲刚度和扭转刚度，以保证车辆的正常使用和安全性9。4.1.2 车架刚度设计准则及刚度对汽车性能的影响车架刚度的设计准则是指，车架在指定载荷下（如汽车满载时），车架的最大变形不得超过其许用值。（1）车架刚度对汽车结构功能的影响对于非承载式车身，
37、车架就是其承受载荷的主要基体。如果车架设计的整体刚度不足将会影响整个汽车的承载能力，使得该车的使用性能和安全性能大大降低。如果车架的局部刚度不足，将会影响到安装在车架上的相应部件，使得该部件性能降低或失效，并且会造成安全隐患。（2）车架刚度对汽车安全性的影响车架刚度对于汽车在遭受碰撞时的安全性影响至关重要，合理得安排车架在收到外部载荷时的变形区域和能量分配传递路径，能够有效防止车身变形，保护驾驶员及乘客免受伤害。（3）车架刚度对燃油经济性的影响合理设计车架结构，能够在保证在车架刚度符合要求的前提下，尽量减少材料厚度、尺寸、用量等，从而降低汽车总重量，以达到降低油耗的目的。4.2 车架载荷分类和
38、处理4.2.1 载荷分析车架在静止工况下，只承受汽车的部分载荷，主要由车身自重、车架自重、车架上各个部件、乘客等组成。根据表 3-1 ，该 SUV 车身重量为 810 kg 车身重量按均布载荷处理平均分配到车架上； 发动机按集中载荷处理分配到其支承位置；变速箱、离合器、蓄电池、油箱等以静力等效的原则加在其相应的位置；车架自身重量简化为均布载荷对每个节点施加重量。该车可乘坐五名乘客，按照前座驾驶员和一名乘客，后座三名乘客计算，每位乘客的质量约为 75kg， 按照设计，前排座位每个质量为 12.6kg，后排座椅的质量为 19.6kg，因此在安装位置施加垂直载荷。综上可以在锁绘制的车架三维模型上标注
39、出车架的载荷分布5：图中：图 4.1 车架载荷分布F1车身的重力；F2发动机的重力；F3变速器与离合器的重力；F4油箱及油的重力；F5备胎及托盘架的重力；F6散热器及水的重力；F7蓄电池的重力；F8转向器及机构的重力；F9排气管及消声器的重力。（未标注方向的力默认竖直向下）4.2.2 约束条件的确定在进行有限元分析时，需要消除车架结构的刚体位移，以保证数值解的唯一性。所以需要正确地选择节点自由度，以约束车架的边界部分。对于该车架，正常情况下都始终收到其与悬架相连的钢板弹簧吊的约束，所以将边界约束条件设为钢板弹簧吊耳与悬架的连接处10。4.3 车架工况模拟有限元分析4.3.1 弯曲工况由于需要算
40、得汽车在一定载荷下的形变以检验车架的弯曲刚度，所以在汽车满载的情况下分析计算可以保证汽车在任何正常工况下的刚度事发后符合要求，因此假定汽车满载来分析其弯曲工况。约束方式：约束其钢板弹簧和前悬架处竖直方向上的位移自由度和水平面上的转动自由度；后悬架和钢板弹簧处约束三个方向的平动自由度和竖直平面内的转动自由度。加载方式：根据图 4.1，按照各个部件的重量（取重力加速度g = 9.8m/s2）计算施加的载荷大小，并将载荷一一加载在相应位置11。具体操作为：继图 3.12 网格划分完成之后，右击 Static Structural 模块选择 insert来添加约束和载荷。并在 sloution 模块添
41、加 deformation 和 stress 分析。分析结果如下：图 4.2 弯曲工况应力云图图 4.3 弯曲工况位移云图结果分析：车架在弯曲工况下最大的应力点出现在车架第六横梁与纵梁的交界处，此处也是后悬架的所在位置，出现了应力集中，其最大值为 36.77MPa，其它部分大部所受的应力都较小。而 16Mn 号钢的屈服极限是 360Mpa，远大于满载情况下的最大应力值。从位移图上可以看出车架最大变形处出现在汽车在后副杠，此处的变形值为 2.288mm。其它部位变形的程度都比较小。根据图 2.4，车架因该有两处应力集中点，分别是车架中部和车架尾部，而实验结果是只有车架尾部的应力和形变较大，而车架
42、中部几乎没有变化。排除建模过程中和计算过程中的误差，说明该车承受载荷而发生时，其主要形变位于其车架后方，这种设计能够保护车内人员的安全性和保证大部分安置在车辆前中部的重要部件（发动机、变速箱等）的正常工作。4.3.2 扭转工况与弯曲工况相同，假定汽车满载来分析其扭转工况，因此载荷分布和弯曲工况相同。扭转工况的出现条件是：汽车在不平的路面行驶，其中有一个轮胎不在另外三个轮胎所在的平面内。假定为左后方轮胎不在另外三个轮胎的同一平面。约束方式：约束前悬架和钢板弹簧连接处的三方向的平动自由度，并约束其绕竖直平面内的转动自由度；后悬架悬空处 Z 方向的自由度和绕 XY 轴的转动自由度5。同样选择 def
43、ormation 和 stress 模块分析得到扭转工况的应力云图和位移云图：图 4.4 扭转工况应力云图图 4.5 扭转工况位移云图结果分析：从车架的应力图可以看出此时车架的应力水平比弯曲工况高了许多，在约 束处和其相对车架中心的另一方向有较大的应力集中，车架的最大应力出现在左侧车轮处， 此处的最大应力 79.67MPa。从车架的变形图可以看出此时车架的变形为扭转变形为主，车架的最大位移处出现在车架左纵梁的末端，最大位移量为 23.7mm。但是仍然在允许范围内，车架的静态分析结果是：车架的静刚度设计符合要求，且存在很大优化空间，如减少 材料使用以减轻自重等14。5 基于 ANSYS 的车架有
44、限元模态分析5.1 模态分析简介模态是机械结构的固有振动特性，每一个模态具有特定的固有频率、阻尼比和模态振型。模态分析研究结构的固有特性，使用固有频率和模态振型 （依赖结构的质量和刚度分布）帮助设计噪声和振动方面的应用结构系统。模态分析作为动态分析的基础，是动态分析的重要内容。随着计算机技术的发展模态分析己经成为对机械系统、建筑结构、桥梁等几乎所有的工程结构系统进行动力学分析的现代化方法和手段。在机械设计中研究结构振动问题的重要目的是避免共振。结构模态是由结构本身的特性与材料特性所决定的，与外载条件等无关，而结构在任意初始条件及外载作用下的强迫振动都可以由结构按这些基本特性的强迫振动的线性组合
45、构成。因此结构模态分析是结构强迫振动分析的基础。车架是一个多自由度弹性振动系统，作用于这个系统的各种激扰力就是使汽车产生复杂振动的动力源。引起各种激扰力的因素可概括为两类:一是汽车行驶时路面不平度对车轮作用的随机激振;二是发动机运转时，工作冲程燃烧爆发压力和活塞往复惯性力引起的简谐激振。如果这些激励力的激振频率和车架的某一固有频率相吻合时，就会产生共振，并导致在车架上某些部位产生数值很大的共振动载荷，它往往会造成车架被破坏的危险。因此， 车架的动态设计要求车架的固有频率和振型应该避开常见的激振力频率，这样才能保证车架具有良好的动态特性15。一般地面的激励频率在 20Hz；6 缸发动机在 300
46、0rad/s 下的振动频率为 150Hz，且振动频率和发动机转速成正比。本章将对车架进行模态分析，计算出车架的固有频率和振型，并对车架的动态特性做出评估。5.2 汽车车架的模态分析在 Workbench 中选择 Modal 模块，同样的方式导入车架模型并加载材料。对于车架选择分析自由模态，即不施加任何约束和载荷，分析其振动位移情况。车架前 6 阶的对应的固有频率见表 4-1。表 4-1 某型 SUV 车架约束模态各阶固有频率表阶数频率/Hz122.779224.603344.187448.164556.576665.927车架的约束模态下的一阶到六阶的振型图如图 5-15-6 所示。图 5-1 一阶模态振型图图 5-2 二阶模态振型图图 5-3 三阶模态振型图图 5-4 四阶模态振型图图 5-5 五阶模态振型图图 5-6 六阶模态振型图5.3 结果和分析从图中可以看出车架的第一阶振动的频率是 22.779Hz，其振动的形式主要是车架后部， 特别是第五根横梁和后副杠的上下摆动；第二阶振动的频率是 24.603Hz,其振动的主要形式和一阶振形类似，也是车架后部上下摆动；第三阶振动的频率为 44.187Hz，振动的形式主要是车架从扭杆梁开始直到末端在 X 轴方向
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