载重货车车架设计及有限元分析独家优秀】

I 摘要 汽车车架是整个汽车的基体，是汽车设计中一个重要的环节。车架支撑着发动机离合器、变速器、转向器、非承载式车身和货箱等所有簧上质量的重要机件，承受着传给它的各种力和力矩。因此，车架必须要有足够的弯曲刚度，也要有足够的强度，以保证其有足够的可靠性与寿命。同时，随着现在汽车的发展，载重货车的乘坐舒适性，操控性能也在不断提高，因此车架的设计还应同时兼顾舒适性和操控性。 本文以商用载重货车为研究目标，结合货车的各项参数，对车架进行设计。确定了车架总成以及纵梁横梁的各项参数。运用 件做出了车架的 三维模型图。同时利用 限元分析软件对车架的四种典型工况做出静力分析，得到各种工况下的变形情况和应力分布情况，同时对车架进行了模态分析。最后根据分析结果对车架做出优化建议。 关键词 : 载重货车；车架；结构设计；有限元分析 he is of is of in it on to of to to At of to so of In as of D of At of of of to of of to of of to 录 摘要 . I . 绪论 . 1 . 1 . 2 2 车架总成设计 . 6 . 6 . 6 . 11 . 13 . 13 3 车架的有限元静力学分析 . 19 . 19 . 19 . 21 于静力分析的车架轻量化 . 32 4 车架的模态分析 . 34 . 34 . 36 . 40 5 总结与展望 . 42 . 42 . 43 参考文献 . 45 致 谢 . 47 1 1 绪 论 架总成概述 汽车车架是整个汽车的基体，是将汽车的主要总成和部件连接成汽车整体的金属构架，对于这种金属构架式车架，生产厂家在生产设计时应考虑结构合理，生产工艺规范，要采取一切切实可行的措施消除工艺缺陷，保证它在各种复杂的受力情况下不至于被破坏。 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，支撑着发动机离合器、变速器、转向器、非承载式车身和货箱等所有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。 本文只是叙述非承载式车身结构形式中单独的车架系统。承载式汽车，前、后悬架装置，发动机及变速器等传动系部件施加的作用力均由车架承受，所以，车架总成的刚性、强度及振动特性等几乎完全决定了车辆 整体的强度、刚度和振动特性。设计时在确保车架总成性能的同时，还应对车架性能和匹配性进行认真的研究。车架结构很多都是用电弧焊焊接而成，容易产生焊接变形。在设计方面对精度有要求的部位不得出现集中焊接，或者从部件结构方面下工夫，尽量确保各个总成的精度。另外，与其他焊接方法相对比，采用电弧焊的话，后端部容易出现比较大的缺口，出现应 2 力集中现象。所以，应对接头位置和焊接端部进行处理 1。 车架受力状态极为复杂。汽车静止时，它在悬架系统的支撑下，承受着汽车各部件及载荷的重力，引起纵梁的弯曲和偏心扭转（局部扭转）。如汽车 所处的路面不平，车架还将呈现整体扭转。汽车行驶时，载荷和汽车各部件的自身质量及其工作载荷（如驱动力、制动力和转向力等）将使车架各部件承受着不同方向、不同程度和随机变化的动载荷，车架的弯曲、偏心扭转和整体扭转将更严重，同时还会出现侧弯、菱形倾向，以及各种弯曲和扭转振动。同时，有些装置件还可能使车架产生较大的装置载荷 2。 随着计算机技术的发展，在产品开发阶段，对车架静应力、刚度、振动模态以至动应力和碰撞安全等已可进行有限元分析，对其轻量化、使用寿命，以及振动和噪声特性也可以做出初步判断，为缩短产品开发周期创造了有利条件。 内外研究情况及其发展 早期汽车所使用的车架，大多都是由笼状的钢骨梁柱所构成的，也就是在两支平行的主梁上，以类似阶梯的方式加上许多左右相连的副梁制造而成。车体建构在车架之上，至于车门、沙板、引擎盖、行李厢盖等钣件，则是另外再包覆于车体之外，因此车体与车架其实是属于两个独立的构造。这种设计的最大好处，在于轻量化与刚性得以同时兼顾。由于钢骨设计的车架必须通过许多接点来连结主梁和副梁，加之笼状构造也无法腾出较大的空间，因此除了制造上比较复杂、不利于大量生产。随后单体结构的车架在车坛上成为主流 ，笼状的钢骨车架也逐渐改由这种将车体与车架合二为一的单体车架所取代，这种单体车架一般以“底盘”称之 3。 关于单体车架，简单的说就是将引擎室、车厢以及行李厢三个空间合 3 而为一，这样的好处除了便于大量生产，模组化的运用也是其中主要的考虑。通过采取模组化生产的共用策略，车厂可以将同一具车架分别使用在数种不同的车款上，这样也可节省不少研发经费。 除了有利于共用，车体车架也可以通过材料的不同来发挥轻量化的特性，铝合金是 80年代末期相当热门的一种工业材料，虽然重量比铁轻，但是强度却较差，因此如果要用铝合金制成单 体车架，虽然在重量上比起铁制车架更占优势，但是强度却无法达到和铁制车架同样的水准。除非增加更多的铝合金材料，利用更多的用量来弥补强度上的不足。不过这样一来，重量必然会相对增加，而原本出于轻量化考量而采用铝合金材料的动机，当然也就失去了意义 4。也正因为这个原因，铝合金车架在车坛上并未成为主流，少数高性能跑车或是使用了强度更高的碳纤维，或是用碳纤维结合蜂巢状夹层铝合金的复合材料取代了铝合金。但是要用碳纤维制成单体车架，在制作上相当复杂且费时，成本也相对更高，所以至今仍无法普及到一般市售车上，而仅有少数售价高 昂的跑车使用，这些是不可能用在载重货车上的。 尽管铝合金车架鲜有车厂使用，不过用钢铁车架搭配铝合金钣件的方式，近年来却受到不少车厂的重视，这样的结构不仅可以保留车架本身的强度，同时也可以通过钣件的铝合金化来取得轻量化效果，在研发成本上自然也不像碳纤维制的单体车架那样昂贵。 载货汽车行驶路况复杂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。目前国内商用车车架设计开始从原有的单纯经验设计进入优化设计阶段 ,主要特点是以有限元计算分析等手段辅助设计 ,在零件试制之前对产品就有了初步判断 ,可以提前解决相 当数量的设计问题 ,但目前有限元分析还只局限在强度计算方面 ,寿命计算做的较少再有一点就是目前国内车架的开发很少经过台架强度和寿命试验 ,而目前国内各汽车生产 4 厂车架台架试验所需的硬件应该没有问题 ,主要问题缺少参数输入方面的积累 5。另外 ,由于目前国内还无法杜绝超载现象的存在 ,所以我们的车架设计偏于 保守。相反 ,国外商用车车架开发过程中有限元分析应用比较广泛 ,而且台架试验应用也被大量采用 ,有比较成熟的车架台架试验经验 ,比如奥地利斯太尔公司的台架试验现在已经非常成熟 ,车架总成在通过斯太尔的 250 小时脉冲台架试验后 只需要进行 300 小时的场地试验 ,检验连接件的可靠性即可 ,通过这两项试验 ,车架的使用寿命可到 100 万公里 ,目前 公司仍利用斯太尔的试验台进行车架台架试验 ,它们的车架如果不经过脉冲试验 ,整车不投产 6。从材料的使用情况看 ,目前在节油、轻量化的压力下 ,国内外重型商用车车架普遍采用了高强度钢板 ,5002 的钢板已经广泛应用 从成型工艺方面看 ,传统的纵梁制造工艺采用大型冲压设备及大型模具冲压成型 ,一次性生产准备投入大 ,周期长 ,柔性化差 ,精度不高 ,很难适应产品和市场的变化。而且 ,随着纵梁所用材料强度等级的不断提高 ,采用传统制造工艺所需的冲压设备会越来越大 ,对材料的成型性能要求也高 ,很难适应发展的需要。所以目前普遍采用的是纵梁滚压成型制造工艺 ,其特点是 :柔性化好 ,精度高 ,一次性生产准备投入小 7。 欧美从 90年代开始逐渐提高了撞击事故的安全防护标准，这也是凸现出车架刚性重要的另一原因 8。许多车厂为了在撞击事故发生时能够确保车内乘员的安全，惟有针对车架以及车体进行全面强化，这也使得除了车架以外的强度有所改善，包括钣件厚度的改变以及各种辅助梁的增设也成为各厂惯用的手法。不过在这样的 情况下，伴随而来的是车重相对增加，这也正是欧美日许多市售车的重量比起 10年前、 20年前增加不少的主要原因。 关于刚性的确保，大多数车厂在新车的设计阶段，都是利用电脑计算出车架的刚性需求，并以此作为设计依据。有些车厂在用电脑完成设计 5 雏 形后，还会再由专业的试车人员进行实际测试。 中国第一汽车集团凌源汽车制造有限公司汽车车架 汽车车架 汽车纵梁数控冲孔方面的又一标志性成果，填补了国 内设计制造汽车车架 车车架 汽车制造行业具有划时代的意义，标志着中国在汽车车架数控冲孔加工的生产设备方面达到了国际先进水平，降低了汽车制造行业购置汽车车架数控冲孔生产线的巨大费用，积极推动了中国汽车制造业的飞速发展，为中国汽车制造业早日与国际接轨奠定了基础。 目前我国的车架企业基本拥有剪切、冲压、焊接、铆接、油漆、机加工六大工艺能力和完善的检测手段、研究设计中心，具有 16吨至 3000吨的冷冲压能力，具备了开发、设计、生产各种类型车架。 6 2 车架总成设计 考车型及其参数 参考车型： 奥铃 细参数： 发动机型号：康明斯 发动机功率： 115大扭矩： 最大马力： 154马力 发动机排量： 3760 发动机类型：柴油发动机 外形尺寸（ 长 宽 高 ）： 8445 2270 2500 箱栏板内尺寸： 6200 2100 550 质量： 14785 整备质量： 4600定载质量： 9990 接近角 /离去角： 23/16 前悬 /后悬： 1195/2250 轴距： 4700 荷： 5280/9505N 最高车速： 95 km/h 前轮距： 1710 后轮距： 1680 盘型号： 轴数： 2 弹簧片数： 8/10+10 轮胎数： 6 轮胎规格： 架类型的选择 车架的 结构形式 可以分为 边梁式、中梁式（或称脊骨式） 和 综合式 。而在有些客车和轿车上车身和车架制成一体，这样的车身称为“半承载式车身”，有的被加强了车身则能完全起到车架的作用，这样的车身称为“承载式车身”，不另设车架。随着节能技术的发展，为了减轻自重，越来越多的 7 轿车都采用了承载式车身 9。下边先分别列举下各车架的特点。 （ 1）边梁式车架的构造 这种车架由两根纵梁及连接两根纵梁的若干根横梁组成， 用铆接和焊接的方法将纵横梁连接成坚固的刚性构架。纵梁通常用低合金钢板冲压而成，断面一般为 槽型， 梁用来连接纵梁，保证车架的抗扭刚度和承载能力，而且还用来支撑汽车上的主要部件。 边梁式车架能给改装变型车提供一个方便的安装骨架，因而在载重汽车和特种车上得到广泛用。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、车箱和布置其他总成，易于汽车的改装和变形，因此被广泛地用在载货汽车、越野汽车、特种汽车 和用货车底盘改装而成的大客车上。在中、轻型客车上也有所采用，轿车则较少采用。 用于载货汽车的边梁式车架（图 由两根相互平行但开口朝内、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以根据应力情况相应地缩小。车架宽度多为全长等宽。 边梁式车架 图 梁式车架 8 （ 2） 车架 X 型车架（图 是边梁式车架的改进， 这种车架由两根纵梁及 际上是边梁 式车架的改进，有一定的抗扭刚度， 短而宽的车架，这种效果最明显。车架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。前端的叉形梁用于支撑动力、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、后悬架的支撑。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，虽然从被动安全性考虑，要求门槛有足够的强度和刚度。 轿车要是使用边梁式车架，为了降低地板高度，可局部地减少纵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。所以 图 X 梁 式车架 9 （ 3）周边式车架 周边式车架，这种车架是从边梁式车架派生出来的，前后两端纵梁变窄，中部纵梁加宽，前端宽度取决于前轮最大转角，后端宽度取决于后轮距，中部宽度取决于车身门槛梁的内壁宽，前部和中部以及后部和中部 的连接处用缓冲臂或抗扭盒相连，具有一定的弹性，能缓和不平路面的冲击。其结构形状容许缓冲臂有一定的弹性变形，可以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 可以减短了车架纵梁外侧装置件的悬伸长度。在前后纵梁处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。这种车架结构复杂，一般在中、高级轿车上采用。 （ 4） 中梁式车架（脊骨式车架） 其 结构只有一根位于中央而贯穿汽车全长的 纵梁 ，亦称为脊骨式车架（图 。中梁的断面可做成管形、槽形或箱形。中梁的前端做成伸出支架，用以固定发动机，而主减速器壳通常固定在中梁的尾端，形成断开式后驱动桥。中梁上的悬伸托架用以支承汽车车身和安装其它机件。若中梁是管 形的，传动轴可在管内穿过。优点 是 有较好的抗扭转刚度和较大的前轮转向角，在结构上容许车乾有较大的跳动空间，便于装用独立悬架，从而提高了汽车的越野性；与同吨位的载货汽车相比，其车架轻，整车质量小，同时质心也较低，故行驶稳定性好；车架的强度和刚度较大；脊梁还能起封闭传动轴的防尘罩作用。缺点 是 制造工艺复杂，精度要求高，总成安装困难，维护修理也不方便，故目前应用较少。 （ 5）综合式车架 综合式车架 (图 由 边梁 式和中梁式车架联合构成的。车架的前段 10 或后段是边梁式结构，用以安装发动机或后驱动桥。而车架的另一段是 中梁 式结构的支架可以固定车身。传动轴从中梁的中间穿过，使之密封防尘 。其中部的抗扭刚度合适，但中部地板凸包较大，且制造工艺较复杂。此种 图 式车架 结构一般在轿车上使用。车架承受着全车的大部分 重量，在汽车行驶时，它承受来自装配在其上的各部件传来的力及其相应的力矩的作用。当汽车行驶在崎岖不平的道路上时，车架在载荷作用下会产生扭转变形，使安装在其上的各部件相互位置发生变化。当车轮受到冲击时，车架也会相应受到冲击载荷。因而要求车架具有足够的强度，合适的刚度，同时尽 量减轻重量。在良好路面行驶的汽车， 车架应布置得离地面近一些，使 汽车重心降低，有利于汽车稳定行驶，车架的形状尺寸还应保证前轮转向要求的空间 10。 由于设计的是载货汽车车架，根据其特点选用边梁式车架。 纵梁上、下表面为平直，断面呈槽形，其结构简单，工作可靠，不仅能降低工人工作强度，而且其造价低廉，有良好的经济性，将广泛地用于各种载货汽车、客车上。 11 图 合 式车架 计的技术要求 为了使车架符合上述功用，通常对设计的车架必须要有 足够的强 度。以保证在各种复杂受力的使用情况下车架不受破坏。要求有足够的疲劳强度，保证在汽车大修里程内，车架不致有严重的疲劳损伤。 纵梁受力极为复杂，设计时不仅应注意各种应力，改善其分布情况，还应该注意使各种应力峰值不出现在同一部位上。例如，纵梁中部弯曲应力较大，则应注意降低其扭转应力，减少应力集中并避免失稳。而在前、后端，则应着重控制悬架系统引起的局部扭转 11。 提高纵梁强度常用的措施如下： （ 1）提高弯曲强度 选定较大的断面尺寸和合理的断面形状（槽形梁断面高宽比一般为 3：1左右）； （ 2）提高局部扭转刚度 12 注 意偏心载荷的布置，使相近的几个偏心载荷尽量接近纵梁断面的弯曲中心，并使合成量较小； 在偏心载荷较大处设置横梁，并根据载荷大小及分散情况确定连接强度和宽度； 将悬置点分布在横梁的弯曲中心上；当偏心载荷较大并偏离横梁较远处时候，可以采用 K 形梁，或者将该段纵梁形成封闭断面；偏心载荷较大且比较分散时候，应该采用封闭断面梁，横梁间距也应缩小； 选用较大的断面； 限制制造扭曲度，减少装配预应力。 （ 3）提高整体扭转强度 不使纵梁断面过大； 翼缘连接的横梁不宜相距太近。 （ 4）减少应力集中及疲劳敏感 尽可能减少翼缘上的孔 （特别是高应力区），严禁在翼缘上布置大孔； 注意外形的变化，避免出现波纹区或者受严重变薄； 注意加强端部的形状和连接，避免刚度突变； 避免在槽形梁的翼缘边缘处施焊，尤其畏忌短焊缝和“点”焊。 （ 5）减少失稳 受压翼缘宽度和厚度的比值不宜过大（常在 12左右）； 在容易出现波纹处限制其平整度。 （ 6）局部强度加强 采用较大的板厚；加大支架紧固面尺寸，增多紧固数量，并尽量使力作用点接近腹板的上、下侧面。 13 架的轻量化 由于车架较重，对于钢板的消耗量相当大。因此，车架应按等强度的原则进行设计，以减轻汽车的 自重和降低材料的消耗量。在保证强度的条件下，尽量减轻车架的质量。通常要求车架的质量应小于整车整备质量的10。 本设计主要对车架纵梁进行简化的弯曲强度计算，使车架纵梁具有足够的强度，以此来确定车架的断面尺寸。另外，从生产汽车的经济性考虑的话，也应尽量减轻整车的质量。从生产工艺性考虑，横纵梁采用简便可靠的连接方式，不仅能降低工人的工作强度，还能增强车架的强度 12。 架的参数设计 架长度确定 对于载重货车而言，车架的长度一般可认为是整车的长度减去车辆最前端到车架最前端的距离，对于本车型 而言 ,整车定义长度为 8445辆的最前端在保险杠上。保险杠最前端到车架前横梁最前端的距离为 45以车架总长可确定为 8400架前悬为 1150距为 4700架后悬为 2550 架 宽度确定 车架的宽度是左、右纵梁腹板外侧面之间的宽度。车架前部宽度的最小值取决于发动机的外廓宽度，其最大值受到前轮最大转角的限制。车架后部宽度的最大值主要是根据车架外侧的轮胎和钢板弹簧片宽等尺寸确定。为了提高汽车的横向稳定性，希望增大车架的宽度。 通常，车架的宽度根据汽车总体布 置的参数来确定，整车宽度不得超 14 过 往往很难同时满足上述要求。为了解决总体布置与加宽车架的矛盾，车架的宽度设计可采取以下措施 13： （ 1）将车架做成前窄后宽 这种结构可以解决前轮转向所需的空间与车架总宽之间的矛盾。此结构适用于轻型汽车、微型汽车和轿车。 （ 2）将车架做成前宽后窄 对于重型载货汽车，其后轴的负荷大，轮胎的尺寸加大，后钢板弹簧片宽增加，同时为了安装外型尺寸大的发动机，常需减小前轮转向角，以便使汽车的总宽在公路标准的 ，因此车架不得不采用前宽后窄的型式。 （ 3） 将车架做成前后 等宽 在整车布置允许的条件下 ,应该尽量采用前后等宽式车架 ,因为该结构车架的制造工艺简单 ,不存在不等宽车架在皱纹区易产生应力集中的缺点 ,目前绝大多数中等载重量的汽车采用了前后等宽式车架。 根据本设计的要求，关于轻型载重货车车架结构设计，其载重设为 10t，简化制造工艺，最好车架前后等宽。为了便于实行产品的三化，不少国家对车架的宽度制定了标准。我国汽车专业标准 18（汽 132定“车架宽度标准为 865 5 毫米”。根据汽车设计取车架宽 860 架纵梁结构设计 车架纵梁 的断面高度决定了货物质心的高度 ,降低纵梁上翼面的离地高度不仅能降低驾驶室等装置件的离地高度 ,也能降低车箱底板的离地高度 ,但降低车架纵梁断面高度会严重的降低纵梁的抗弯能力 ,所以纵梁设计时这两方面要综合考虑。重型货车通常多采用槽形断面纵梁 ,这是因为纵梁主要 15 承受弯曲载荷和便于装配的缘故 14。尽管槽形断面的抗扭刚度远远不如闭口断 面 ,但由于在重型汽车上 ,许多装置件 (如汽油箱、储气筒、排气管 )的支架都是装在纵梁上 ,若是将纵梁做成封闭断面 ,则这些支架的安装就会困难很多 16。该载重货车车架纵梁采用槽型梁 ,前后等高 上下翼面平直的架构。统计对比同类车型 ,车架纵梁断面高度初步判断应在 300间 ,根据已有生产冲压模具的条件 ,同时考虑轻量化问题纵梁梁断面高度确定为 3007,根据整车布置要求 (特别是后簧平衡悬架支架限制 ,纵梁翼面宽 90车架抗弯、抗扭的需要 ,确定纵梁的翼面宽为 90据冲压能力和使用条件分析 ,纵梁板料厚度确定为 8 图 纵梁断 面尺寸 架横梁结构设计 车架横 梁将左、右纵梁连接在一起，构成一个框架，使车架有足够的抗弯刚度。汽车主要总成通过横梁来支承。载货汽车的横梁一般有多根横梁组成，其结构和用途不一样 19。 前横梁 通常用来支承水箱。当发动机前支点安排在左右纵梁上时，可用较小槽型和 Z 型断面横梁。对于前部采用独立悬架的轿车，为了改善汽车的视野，希望汽车头部高度降低，固需要将水箱安装得低些，可将前横梁做成 16 宽而下凹的形状。当发动机前支点和水箱相距很近时，前横梁常用来支承水箱和发动机前端，此时需采用断面大的横梁。中横梁通常用来作传动轴的中间支承。为了保证传动轴有足够 的跳动空间，将其结构做成上拱形。在后钢板弹簧前、后支架附近所受到的力或转矩大，则要设置一根抗扭刚度大、连接宽度大的横梁。后横梁采用中横梁形式。 本设计课题是关于载重货车车架结构设计，所以采用开口断面比较合适。本次设计一共采用大小共 6根横梁，各根横梁的结构及用途如下： 第一根横梁断面形状为槽型，用来支撑水箱，其中间设有多个圆形孔，目的是让空气可以流到发动机底部，也有助于发动机的散热。 第二根横梁为发动机托架，为防止其与前轴发生碰撞几干涉，故将其安排放在发动机前端，其形状就是近似元宝的元宝梁，此种形状有较好的刚 度。 第三根横梁用作传动轴的支承，其断面形状为槽形，为了保证传动轴有足够的跳动空间和安装空间，将其结构做成上拱形。 第四、五根横梁分别在后钢板弹簧前、后支架附近，它们所受到的力或转矩都很大。将其设计成 们的断面形状也是采用槽形。 第六横梁为后横梁，其将左、右纵梁连接在一起，构成一个框架，使车架有足够的抗弯刚度。其断面形状为槽形。 梁纵梁连接方式 纵梁和横梁的连接方式对车架的受力有很大的影响。大致可分有以下几种： (1) 横梁和纵梁的腹板相连接 这种连接型式制造工艺简单，连接刚度较差，但不会 使纵梁出现大的应力，一般车架的中部横梁采用此种连接方式。 17 (2) 横梁同时和纵梁的腹板及任一翼缘（上或下）相连接 这种连接方式制造工艺不很复杂，连接刚度增强，故得到广泛应用。但后钢板弹簧托架上的力会通过纵梁传给后钢板弹簧的前横梁，使其承受较大载荷。因此在设计钢板弹簧托架时应尽可能减少悬架伸长度，使载荷作用点靠近纵梁弯曲中心。当偏心载荷较大时，可将该处纵梁做成局部闭口断面；也可将横梁穿过纵梁向外延伸，将载荷直接传给横梁。 (3) 横梁同时和上、下翼缘相连接 这种连接形式具有刚性较好的加强角撑，可产生良好的斜支 撑作用，使整个车架的刚度增加，且其翼缘外边不致因受压而产生翘曲。车架两端的横梁常采用这种形式和纵梁相连接。但此种连接方式制造复杂，当转矩过大时，纵梁翼缘上会出现应力过大的现象，这是由于纵梁截面不能自由翘曲所致。 横梁和纵梁的固定方法可分为铆接、焊接和螺栓连接等方式。大多数车架用搭铁板通过铆钉连接。这种方法成本低，适合大批量生产，其刚度与铆钉的数目及其分布有关。焊接能使其连接牢固，不致产生松动，能保证有大的刚度。但焊接容易变形并产生较大的内应力，故要求焊接质量要高，主要在小批量生产或修理时采用。 螺栓连接主要 在某些为了适用于各种特殊使用条件的汽车车架上采用，以使装在汽车车架上的某些部件易于拆卸或互换。但此种连接方式在长期使用时，容易松动，甚至发生严重事故。一般汽车车架横梁与纵梁的固定不采用此种方法。 铆接时紧固件的尺寸和数量要和横梁大小相适应，铆钉分布不要太近。当利用连接板的翻边紧固时，应加大连接板的宽度和厚度，紧固孔应尽可能靠近翻边处，以防连接损坏 20。 18 本设计方案中，横梁与纵梁的连接形式使用铆接加螺栓连接，连接在腹板上。连接方式如图 图 梁横梁连接方式示意图 19 3 车架的有 限元静力学分析 架几何模型的建立 目前三维模型的绘图软件很多，常用的有 可以在 直接绘制三 维模型图。本次设计采用图软件根据第二章的设计数据绘制出车架的三维模型图（ 图 架三维模型图 架 有限元模型的建立 车架模型导入到 件中将车架的三维模型完成之后，将模型转化为件所识别的 * 件中可以通过文件另存为实现。启动 件后，通过 项导入车架的三维几何模型 *件。导入到 件后生成的车架有限元模型图。 置 材料参数 本次设计整体结构采用 21，物理属性如表 示 20 表 500L 钢材料力 学性能 材料牌号 密度 kg/泊松比 弹性模量 屈服强度 抗拉极限强 7800 20 500 限元网格化分 有限元分析的基本思想就是把连续体划分为离散的模型，划分网格的目的是把连续体分解成可得到精确解的适当数量的单元。本论文所使用的车 架几何模型各零部件之间没有相对运动，所以全部使用绑定接触处理。 对于三维几何来说， 动网格划分）、面体网格划分）、 面体主导网格划分），本论文采用 的 ，它是可以快速地、自动地生成网格，并适合于复杂几何体。四面体网格具有等向细化的特点，为捕捉一个方向的梯度，网格在三个方向细化，会导致网格数量迅速上升。选择单元尺寸为 20样可以保证单元质量和连接孔 周的单元数目适当。车架有限元划分网格后如图 示。节点数为 407862 个，单元网格数为202792 个。 图 车架的有限元网格化分 21 架的 静力学分析 要对车架进行静力学分析，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。如果车架在某方面的韧性不佳，就算有再好的悬挂系统，也无法达到良好的操控表现。而车架在实际环境下要主要面对以下 4种典型工况 2224。 （ 1）负载弯曲 从字面上就可以十分容易的理解这个压力，部分汽车的 非悬挂重量，是由车架承受的，通过轮轴传到地面。而这个压力，主要会集中在轴距的中心点。因此车架底部的纵梁和横梁，一般都要求较强的刚度。 （ 2）非水平扭动 当前后对角车轮遇到道路上的不平而滚动，车架的梁柱便要承受这个纵向扭曲压力，情况就好像要你将一块塑料片扭曲成螺旋形一样。 （ 3）横向弯曲 所谓横向弯曲，就是汽车在入弯时重量的惯性（即离心力）会使车身产生向弯外甩的倾向，而轮胎的抓着力会和路面形成反作用力，两股相对的压力将车架横向扭曲。 （ 4）紧急制动 当汽车满载在路面上匀速行驶突然遇到紧急状况，紧急制 动时，受惯性载荷的作用，车架弯曲变形。 止负载弯曲 满载弯曲工况是模拟汽车在满载状态下，四轮着地在良好路面上匀速行驶时车架对其所承受的重量的响应，满载状态也是载重货车的一种极限工况，只要该工况下车架达到所要的设计标准，在正常工况下，该车架也必然会符合标准。 22 约束条件：对货车主要部件质量做一个简 化处理如表 后集中加载在车架。 表 车 架载荷分布 总成 质量（ 驾驶室 800 发动机 500 变速箱 500 油箱（满载） 250 其余总成简化 2000 在建立车架有 限元模型时 ,需将作用在车架上的外载荷简化为等效载荷加到车架上。对于车身的自重及车架上的各总成 ,就将它们简化为集中力直接作用在车架上。而载重汽车的载荷 (承载重量 )是通过货箱传给车架的 ,汽车货箱 主要由货箱底板、货箱横梁和货箱纵梁组成。货箱的纵梁放在车架纵梁的上翼面上 ,两者是通过若干个 U 形螺栓联结在一起的，以往的车架有限元计算中 ,常常不考虑货箱的刚度对车架刚度与强度的贡献 ,而一概将货箱上的载荷以集中力或均布力形式全部直接加到车架上 ,这种简化的计算结果表明车架应力的计算值一般比实验值大 ,特别在与货箱相连的车架中后部 应力计算值往往比实验值大几倍。事实上货箱和车架之间的作用力是以集中力形式传递的 ,但并不是完全传递 ,而是与货箱的刚度有关 ,若货箱与车架是钢一钢结构连接 (货箱纵梁为钢质材料 ),考虑到货 箱的刚度对车架强度的影响 ,则总载荷由车架和货箱共同承担 ,若货箱与车架是木一一钢结构连接 ,由于货箱刚度小 ,因此只承担了总载荷的弱 ,总载荷基本上是由车架承受。虽然实际上载重量以集中力的方式作用在车架上，但是作用的位置点具有不确定性，在本次试验中还是按照均布力的方式均匀施加在车架上。 23 车架与 悬架连接的八个面施加固定位约束。然后在车架上施加 载荷。发动机和变速箱按照集中力方式加载如图 驶室均匀分布在车架前端2200余总成加总载重量 10000货箱长度均匀分布在车架后端。如下图 图 物加载位置 图 动机变速箱集中加力位置 约束条件施加完以后，自动求解。 24 图 载位移云图 车架满载静止工况下的总变形如图 示，由图可以看出车 架在满载静止工况下车架尾部的变形量最大，最大变形量为 于货车车架的最大弯曲挠度通常小于 10以该车架在静态满载工况下满足性能要求。本车型由于车厢过长，所以车架后悬过长，模拟分析过程中载荷按照均匀分布，这才导致车架尾部变形最大。在实际使用中车厢尾端载重量不会过大，所以在实际使用中车架尾端变形量会更小。 由内部应力云图 整个装配体的等效应力都没有超过屈服应力（ 320部分，最大应力出现在后轮后支撑处，于材料的屈服强度。因此，当车架满载静 止时，满足性能要求。 满载时安全系数如图 25 图 载 应力云图 图 载安全系数 止 30%超载 与满载相比，后车架货箱位置多施加 30%负载，求解之后。位移变化结果如下图 26 图 0%超载位移云图 车架 30%静止工况下的总变形如图 示，由图可以看出车架在满载静止工况下的最大变形量为 于货车尾端。由于 货车车架的最大弯曲挠度通常小于 10以该车架在静态 30%超载工况下满足性能要求。 由内部应力云图 整个装配体的等效应力都没有超过屈服应力（ 320部分，最大应力出现在后轮后支撑处，于材料的屈服极限。因此，当车架 30%超载时，满足性能要求。 27 图 0%超载应力云图 经过分析对比，货车在 50%超载时，车架最大位移为 于 10能满足性能要求。最大应力如下图 320合性能要求。 经过不同程度超载分析，该货车车架性能满足设计的载重要求，并且安全系数远远大于 1，但考虑到在实际使用中，货车不存在绝对的静止情况，因此在静止分析中安全系数远大于 1 是非常有必要的。 图 0%超载位 移变化云图 28 图 0%超 载内部应力云图 水平扭转 扭转工况主要是模拟汽车一侧轮胎驶入凹坑或是遇到凸起障碍物时 ，车架发生最为严重扭曲，此时车架受到的应力及变形情况最为恶劣。这种情况一般发生在崎岖不平的道路上，车速较低。 给右前轮强制施加一个 10余三个轮按固定位移处理。算出车架的最大位移及应力云图如下图 示： 图 车架 扭曲变形位移云图 29 图 架扭曲变形应力云图 图 架扭 曲变形局部应力云图 可见，在扭曲变形工况下最大位移发生在车架右前部如图 大位移为 大应力发生在悬架与车架连接处，经超过车架材料的屈服强度 320于材料的 抗拉极限强度 500崎岖路面车架的扭曲变形发生在瞬间且不会持续，因此，该车架还是满足性能要求的。 向弯曲工况 汽车在行驶过程中，有时会遇到急转弯的情况，因此离心力的作用，车架将受到侧向载荷。按紧急右转的极限状态。转弯状况下车速按 20km/弯半径按 10 根据侧向加速度的计算公式 2 式 （ 式中： a 汽车的侧向加速度； V 汽车的行驶速度 ； 30 R 转弯半径。 前轮施加固定约束，满载工况下施加 2s 侧向加速度，求出其位移与应力云图如下图 可见，在紧急转弯工况下，最大位移发生在车架末端，大应力发生在前悬架与元宝梁连接处，最大应力为 于车架材料的屈服强度。满足车架的性能要求。 图 横向 弯曲位移云图 31 图 向弯曲应力 云图 急制动工况 当车辆遇到紧急 情况进行制动时，车架会受到各部分的载荷作用和沿纵向产生的惯性力作用。本文研究的是满载紧急制动工况，制动工况考虑前后车轮完全抱死的情况下，取附着系数 =车制动时的最大减速度为 s。车架位移云图和内部应力云图如下图 图 紧 急制动位移云图 由云图可以看出，车架在满载静止工况下的最大变形量为 于货车车架的最大弯曲挠度通常小于 10以该车架在静态满载工况下满足性能要求。 等效应力都没有超过屈服应力（ 493部分，最大应力还是出现在左后轮后支撑处，应力最大值 于材料的屈服极限。因此，当车架满载紧急制动时，满足性能要求。 32 图 急制动 应力云图 于静力 分析的车架轻量化 对汽车零部件的结构优化可以通过使部件中空化、薄壁化、小型化和复合化达到目的，对于该轻型载货货车主要从减薄壁厚和添加减重孔来降低质量。 通过对车架四种典型工况静态分析可以看出，货车在除扭转工况外，其余各种工况下，安全系数均大于 1，就算在超载 50%以后，车架的 安全系数仍然大于 是在扭转工况下，当给右前轮强制施加一个向上的位移时，车架的最高内部应力超过材料的屈服强度，但我们可以看出超出屈服强度的部分只有右前轮车架与悬架的连接处，如下图 33 图 架扭 转变形局部应力云图 因此我们可以通过加强悬架与车架的连接，同时用强度更高强度的材料来替换悬架与车架连接处的材料，达到更安全的目的。同时还可以通过增大横梁上的圆孔直径来减少材料用量，已达到轻 量化的目的。从经济方面考虑，也可以换用价格更低廉的材料。 34 4 车架的 模态分析 架 模态分析的基本理论 在汽车行驶时，作用在汽车各部件上的载荷都是动载荷。若所受动载荷较小时，只需进行静态分析即可。若汽车行驶在凹凸不平的道路上，使得在它上面行驶的车辆产生垂直方向的位移变动，道路表面的凹凸不平是随机的，它对车辆产生随机激励。如果这种随机激励引起的振动过大的话，将使得乘员感到不舒服和不适应，对车架造成强度破坏或产生不允许的大变形 25。因此我们有必要研究汽车结构振动的固有频率及其相应的振型。模 态是振动系统特性的一种表征，它实为构成各种工程结构复杂振动的那些最简单或最基本的振动形态。通过模态分析可以得到结构的固有频率和主要振型，为振动系统动态设计及故障诊断提供依据，同时，它也是其它更详细动力学分析（如谐响分析、瞬态动力学分析和谱分析）的基础 26。 车辆是一个复杂的机械系统，从动力学的观点来看，车辆本身就是一个具有质量、弹性和阻尼的震动系统。由于车辆内部各总成、零部件的固有频率不同，减震方式不同，在行驶中常因路面不平，车速和运动方向的变化，车轮、发动机和传动系统的不平衡，以及齿轮的冲击等各种外部 和内部的激振作用而产生的整车和局部的振动，这种振动使车辆的动力性得不到充分的发挥，经济型变坏。同时还影响车辆的操纵稳定性和平顺性，甚至损坏车辆的零部件和运载的货物，缩短车辆用寿命 27。 有限元法为结构的动态分析提供了一种有效的工具，应用有限元进行车辆结构的动态分析。可以得到车辆的各阶固有频率及振型，这一方面可以了解车辆结构的固有动力学特征，另一方面又为进一步进行车辆结构的动态响应分析奠定基础。通过车辆构的谐响应分析，可以得到车辆结构在 35 发动机、传动系统及轮胎的不平衡所造成的简谐激振力作用下的动力学响应。 一个 N 自由度线性系统，其运动微分方程为 )(. 式（ 式中： M 质量矩阵； K 刚度矩阵； X 位移向量； F(t) 作用力向量； t 时间。 由于结构的阻尼问题比较复杂，并且大量实验结果表明，大多数结构的阻尼比都非常小，对系统的固有频率和振兴的计算结果影响都比较小，可以忽略不计，在模态分析时，令 )(0。 当 F(t)=0 时，忽略阻尼 C 影响，方程变为 0. 式（ 自由振动时，结构上各点作简谐振动，各节点位移 式（ 由式（ （ 02