轻卡车架设计 轻型卡车货车车架设计（含CAD图纸、CATIA三维模型、说明书）

XX大学毕业设计摘 要车架也称大梁，是汽车的基体，通常的是由两根纵梁和几根横梁构成的，经过悬挂装置前桥后桥支承在车轮上。拥有足够的刚度和强度来承受汽车的载荷和从车轮传来的冲击，因此车架的刚度和强度在汽车整体设计中起着非常重要的作用。于是，车架结构性能的好坏关乎着整个设计结果的成败。为了避开传统力学计算的弊端本文采用了有限元分析技术，以此来缩短工作周期提高效率。本文使用三维建模软件CATIA和有限元分析软件ANSYS对某轻型卡车车架进行了三维建模和有限元分析。关键词：轻型货车车架，三维建模，载荷，有限元静力学分析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 analysisI目 录摘 要IABSTRACTII前 言11轻型货车车架设计31.1车架的设计要求31.2车架的结构形式31.3横梁、纵梁及其联接62车架的结构设计72.1车架长度及材料的选取72.2纵梁截面尺寸的确定72.3纵梁的强度计算92.4纵梁的刚度条件112.4.1公式计算112.4.2有限元分析142.4.3对比分析153车架三维模型的建立163.1三维模型的建立及视图163.1.1纵梁的建模163.1.2前梁的建模173.1.3元宝梁的建模173.1.4中、后梁的建模183.1.5总装配模型184车架有限元分析及优化194.1满载静态工况194.1.1启动Workbench194.1.2新材料参数的添加194.1.3网格的划分214.1.4满载时施加约束和载荷224.1.5结果处理224.6求解结果224.2满载转弯工况244.3纵向载荷最大工况254.4车架优化27结 论29参考文献30致 谢31前 言研究目的和意义在汽车制造市场竞争日趋激烈的今天，汽车制造技术愈来愈先进，作为载货汽车主要承载结构的车架，它们的质料和结构形式直接影响车身的使用寿命和整车性能，如动力性、经济性、操纵稳定性。自从上世纪末叶继马车摩托化以后第一辆汽车问世以来，至今已经有一百多年的历史了，汽车的结构形式已经发生了很大的变化。早期汽车的主要结构及其制造方法，除了增装发动机以外，基本上都是沿袭马车，都具有作为整车基础的车架，而且地盘上的各总成大部分都需要依靠车架连接才能成为一体。当时，设计和制造只注重发动机和底盘两个部分，很少考虑车身。车架结构设计的目的是为了保证车架在满足强度、刚度和动态性能的前提下，减少车架总的质量，从而使钢材和燃油的消耗得以降低，排放的污染物得以降低，车速得以提高，汽车起动性能和制动性能得以改善，而且也可有效的控制振动和噪声的产生，增加汽车和公路的使用寿命。车架国内外研究状况从60年代开始外国人便尝试用有限元分析法对汽车车架进行强度和刚度的分析，1970年美国宇航局首先将NASTRAN有限元分析程序运用到了汽车结构分析中，并对车架的相关组织结构进行了静强度的有限元分析，从而降低了车架的自重。当前，运用有限元分析软件对车架的结构进行静态分析、模态分析在国外此类技术已经达到非常成熟的地步，他们的工作重点已转向了瞬态响应分析、噪声分析和碰撞分析等范畴。国外将有限元分析法引入到车架强度计算中是比较早的，而我国大约是在七十年代末才把有限元分析法用到了车架结构强度分析中。在有限元分析法对汽车车架结构的分析中，初期较多的选用梁单元进行结构离散化。虽然分析的初步结果还算令人满意，但是由于梁单元自身存在的弊端，例如梁单元不能较好的描述结构略微复杂的车架结构，不能较好的反映车架横梁与纵梁衔接区域的应力分布，而且它还忽略了扭转时截面的翘曲变形，因此用梁单元分析出的结果是比较粗糙的。而板壳单元却能克服梁单元在车架建模以及应力分析时的不足，基本上能够作为一种完全的强度预测手段。近十年来，由于计算机软件和硬件的迅速发展，板壳单元也渐渐地被应用到汽车车架分析中，使分析精度大为提高，开始从过去的定性和半定性的分析逐步向定量分析过度。随着计算机软、硬性技术的发展，特别是微机机能的大幅度提高和普及，利用微机进行有限元分析已不在是什么困难的事，从而促使了有限元分析的应用向广度和深度方向发展。综合分析这些文献便可得知，目前，国内利用有限元分析方对车架结构的研究仅限于静态扭转、弯曲载荷和极限荷载作用下的车架或者车架结构的分析，并从分析数据中得到车架结构的静态应力分布，并进行局部修正。正是因软、硬件对计算机模型规模的限制性的存在，模型的细化程度依然不够，因此对结构强度和刚度的分析仍然是比较粗略的，并且计算结果较多的是用来进行结构的方案比较，这就离虚拟实验的要求还有相当大的距离。主要设计内容利用三维软件CATIA V5R21建模并应用有限元ANSYS分析软件对的车架进行分析，具体内容如下：车架设计方法以及设计步骤的研究，确定车架结构形式。以某轻型货车车架为参考进行车架设计并对其进行建模，绘制车架三维实体模型并生成二维工程制图。将建成的车架模型导入到ANSYS中准备进行有限元分析并对车架进行优化设计。1轻型货车车架设计1.1车架的设计要求车架作为汽车承载的基体，除了要支承发动机、离合器、变速器、转向器、非承载式车身和货箱等全部簧上质量的相关机件外，还要承受着传给它的各类力和力矩。所以，车架必须要具有足够的弯曲刚度，以来保证装在其上的相关机构之间的相对位置在汽车行驶的过程当中能保持恒定并保证能让车身的变形减少到最低限度；车架也应有足够的强度，以来确保其有足够的可靠性和更久的使用寿命，纵梁等主要零件在使用期内不会出现严重的变形和开裂现象。若是车架的刚度不够便会引起振动和噪声，也会使汽车的乘坐舒适性、操纵稳定性以及某些机件的可靠性大幅度降低。货车车架的最大弯曲挠度一般不要超出10mm。但车架扭转刚度又不应太大，不然将会使车架和悬架系统的载荷增大，同时会使汽车轮胎的接地性变糟糕，使通过性变差。通常在使用过程中其轴间扭角应在1/m左右。在保证强度、刚度的前提下车架的本身的质量应该尽可能的小，以便减小车身质量。货车车架质量正常的应约为整车整备质量的1/10。另外，车架设计时还应考虑车型系列和改装车等方面的需求1-5。1.2车架的结构形式按照纵梁的结构特点，可以将车架分为如下几种结构类型：周边式车架周边式车架用于中级以上的轿车。从俯视图上可以看出此车架属于中间宽两端窄型。该车架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以及前轮最大转角；后端宽度则是靠后轮距来确定。图1.1 周边式车架Fig.1.1 Perimeter frameX形车架这种车架被一些轿车所采用。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。图1.2 X形车架Fig.1.2 X-frame梯形车架梯形车架又称边梁式车架，它是由两根相互平行的纵梁和若干根横梁组成的。它的弯曲刚度较大。当其承受扭矩时，各部分便会同时产生弯曲和扭转。边梁式车架的优点有，结构简单，容易制造；有利于改装变型车或者多品种车辆；便于布置和安装；具有较高的强度和刚度；车架与驾驶室分开，采用弹性悬置安装，有利于隔振。图1.3 梯形车架Fig.1.3 Ladder frame 上述三种车架的自身质量差别并不是很大。无论是哪一种车架，都要求在前、后桥处具有较大的扭转刚度，为此，相关的纵、横梁可采用封闭式断面。脊梁式车架脊梁式车架顾名思义它犹如一根脊梁支撑着整车。它是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。管梁将汽车的动力系与传动系连成一体，传动轴从其中间通过，所以采用这种结构时驱动桥必须是断开式的并且要与独立悬架相匹配。与其他类型的车架比较，其扭转刚度是最大的。图1.4 脊梁式车架Fig.1.4 Backbone tube frame综合式车架综合上述脊梁式和边梁式两种型式而成。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，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。图1.5 综合式车架Fig.1.5 Platform frame其中边梁式车架由于其车身、车厢结构和布置方式的特点，从而使汽车的改装和变型变得易于方便，因此被广泛的应用在载货汽车、越野车、特种车辆、和用货车的盘改装的客车上。在中、轻型客车上也有所采用，轿车则较少。尤其是在载货汽车上应用最为广泛。本文采用边梁式车架结构2。1.3横梁、纵梁及其联接载货汽车的车架纵梁沿全长多采用平直且断面不变或少变的形式，以便简化工艺。载货汽车的纵梁断面形状多采用匚形，除此之外也有Z形、工字形，本文采用匚形。横梁主要用于将左、右纵向梁连接在一起，从而形成一个完整的车架，也是为了确保车架能有足够的扭转刚度，限制其变形，减少应力和应变。除以上作用外横梁还起着支承某些总成的作用。汽车车架一般存在46根横梁，其分布与总成、驾驶室、货箱或车身的支承位置有关。横梁的种类：槽形 鸭嘴型 背靠背槽型形 拱形 圆形 方形横梁的布置：车架最前端开口处，务必布置扭转刚度较大的横梁。在前轴后端约1米左右，设置元宝梁。在后板簧支架处，必须设置横梁。在油箱或电瓶箱处，尽量设置横梁。后桥处横梁，需要有足够的强度和刚度。因路况差，自卸汽车举升时对扭转刚度的需求较大，因此两个横梁之间的距离应设置在 之间。本文横、纵梁采用铆接方式联接。 2车架的结构设计2.1车架长度及材料的选取车架的总长度应接近整车的长度，大概为轴距的1.41.7倍，取车架长度为5800mm，在纵向梁的全长范围内应设置相等的高度和宽度。要求纵、横梁都是由7mm厚的610L钢板冲压而成（轻、中型货车冲压纵梁的钢板厚度一般设置在57mm之间）。槽型断面的纵梁，上、下翼缘的宽度尺寸应控制在其腹板高度尺寸的35%40%左右3。16Mn钢是在Q235钢基础上加入约1的锰，使屈服点提高了35左右，并且冶炼、加工和焊接性能都较好，广泛用于制造各种大型船舶、铁路车辆、桥梁、管道、压力容器等焊接结构。16Mn属于350MPa级的普低钢。但16Mn钢淬硬倾向比Q235钢稍大些，在低温下或在大刚性、大厚度结构上进行小工艺参数、小焊道的焊接时，就有可能出现淬硬组织或裂纹。因此，大厚度、低温条件下焊接时应进行适当的预热。2.2纵梁截面尺寸的确定对于常见的匚形截面纵梁（图2.1），可按下式求得其弯曲应力图2.1 匚形截面尺寸示意图Fig.2.1 匚-shaped cross-sectional dimension其中 按上式求得的弯曲应力不应超过纵梁材料的屈服极限，如果纵梁采用的钢板材料为，其。由于有纵梁的变形，上下翼缘便会分别受到压缩和拉伸的作用致使致翼缘破裂。因此，应按薄板理论进行校核，此时临界弯曲用力为 式中 在选定模板厚度为t的情况下，纵梁翼缘的最大宽度应为 取 ，故有 取,纵梁翼缘最大宽度应为 （取）当剪力超过允许值时，匚形截面的腹板也会出现局部损坏现象，为此要求 （取）由此可算出 由以上各式所确定的是轴距范围内的纵梁截面尺寸，为了减轻自重，让其尽量接近等强度梁，纵梁前后两端截面高度不妨适量减小，但是为了防止应力集中，应特别注意勿让截面尺寸有急剧性的变化。2.3纵梁的强度计算 在车架设计的初级阶段，考虑到可能发生的可能性和必然性，仅需要对车架纵梁进行简化的抗弯强度计算，通过这种方法对纵梁的截面尺寸进行初步的确定，这时候可作如下几点假设：将纵梁看作为支承在前后轴上的简支梁；空车时的簧载重量均匀分布在左、右纵梁的全长上（包括车架自重在内的簧上载重量可根据整车底盘结构按统计数据大致得到，一般轻、中型货车的簧载重量大致为汽车自重的)，满载时的有效载荷则均匀分布在车厢全长上；全部作用力都通过截面的弯心（忽略局部扭转所造成的影响）。如图3.2所示。汽车自重簧载重量满载时有效载荷纵梁总长纵梁前端到前轴之间的距离纵梁后端到后轴之间的距离汽车轴距车厢长车厢前端到后轴之间的距离车厢后端到后轴之间的距离图2.2 车架尺寸分布示意图Fig. 2.2 Size distribution of the frame前支反力为 在驾驶长度以内这一段纵梁的弯矩为 驾驶室后端至后轴这一段纵梁的弯矩和剪力为 故当时，可求得静载荷情况下的最大弯矩值。最大剪力的绝对值则产生在后轴线附近出，其值为 经验表明，汽车在工作环境（动载荷情况）下，最大弯矩和剪力大概是静载荷下的1.55倍。同时，考虑到在动态载荷下，车架纵梁所处的疲劳状况，一般取疲劳系数为1.4，故得动态载荷下的最大弯矩为 而最大剪力为 2.4纵梁的刚度条件2.4.1公式计算以上所述仅对纵梁的强度进行了必要地公式计算，为了确保整车和其他装置件也能正常的工作，需要对纵量的弯曲变形进行必要地公式计算。下面提出一种简捷的评价纵梁刚度的方法。由“材料力学”知简支梁受作用于跨距中点的集中载荷P时的最大挠度为 如轴距采用“m”为单位，则当时，上式可简化为 上式表明，车架纵梁中点处受到1000N集中载荷时的变形量。根据使用要求，一般规定此情况下的允许变形量，亦即，可以认为车架纵梁的刚度是足够的。图2.3 弯曲刚度示意图Fig.2.3 The bending stiffness根据车架的受载情况，计算车架的挠度时可分为两部分。假设车空载，簧上载荷均匀分布在左、右纵梁的全长上，由于是算一根纵梁的挠度，所以施加的载荷应为总载荷的一半。由“材料力学”知 当满载时，所载货物的重量集中在了简支梁的中间，此时计算的挠度值和载荷大于实际载荷。同样，算一根纵梁的挠度只需施加半载荷。 可得（最大挠度小于）(刚度满足)2.4.2有限元分析空载时图2.4 空载时纵梁总变形分析云图Fig.2.4 Total deformation analysis of frame rail when no-load据图可知，最大变形出现在纵梁中间位置，大小为1.5554mm。满载时图2.5 满载时纵梁总变形分析云图Fig.2.5 Total deformation analysis of rame rail when full load据图可知，最大变形出现在纵梁中间位置，大小为3.5553mm。2.4.3对比分析从公式计算法和有限元分析法的对比中可看出，空载时两种方法的计算结果相差不大，因此结果较为可靠。满载时，两种方法的计算结果差别较大，需要进一步研究问题所在（具体步骤本文不在详细说明）。3车架三维模型的建立3.1三维模型的建立及视图货车车架的结构较为复杂，为了简化计算，同时还在保证不丢失主要因素的前提下,可以略去那些为了满足要求而设置的次要构件。该车架选用边梁式车架,由左、右两根纵梁和7根横梁组成。材料为。车架总长为，宽度为，前后等高，高度为。为了减少计算单元数目,减轻以后的网格划分工作，简化计算过程,对车架的部分细节进行了简化。本文应用 Pro/E Creo 5.0进行实体建模。3.1.1纵梁的建模纵梁是由钢板冲压成的，厚度为，全长为，翼缘宽度为，腹板高为。为了消减应力集中，在纵梁的相应部位进行倒圆角处理6，如图3.1。图3.1 纵梁模型图Fig.3.1 Frame rail model3.1.2前梁的建模横梁是由钢板冲压成的，厚为，全长为，大圆直径为，小圆直径为，如图3.2。图3.2 前梁模型图Fig.3.2 Front frame crossmember model3.1.3元宝梁的建模元宝梁是由钢板冲压成的，厚为，全长为，大圆直径为，小圆直径为，如图3.3。图3.3 元宝梁模型图Fig.3.3 crossmember compl model3.1.4中、后梁的建模中、后梁是由钢板冲压成的，厚为，全长为，翼缘宽度为，腹板高为。为了消减应力集中，在纵梁的相应部位进行倒圆角处理，如图3.4。图3.4 中、后梁模型图Fig.3.4 Rear frame crossmember model3.1.5总装配模型总装配图，如图3.5。图3.5 总装配模型图Fig.3.5 General assembly4车架有限元分析及优化4.1满载静态工况4.1.1启动Workbench在ANSYS Workbench 的主界面中单击Units(单位)选项，然后选择其中的Metric(kg,mm,s,mA,N,)命令，设置模型的单位7。单击主界面上Toolbox(工具箱)中的Component Systems项，然后选择其中的Geometry(几何体)选项，此时项目管理区便会出现分析项目A。单击工具箱中的Analysis Systems项，在Static Structural选项上按住鼠标左键并将其拖拽至项目管理区中，当项目A中的Geometry呈现红色时，放开鼠标，此时便会创建一个项目B,这时相关联的数据便可共享，如图4.1。图4.1 关联数据共享视图Fig.4.1 Relational data sharing4.1.2新材料参数的添加首先，打开Workbench,然后双击项目B中的Engineering Data项，在弹出的界面中单击Click here to add a new material,然后再其输入16Mn。分别双击左边Toolbox下Physical properties项中的Density和Linear Elastic项中的Isotropic Elasticity,然后在弹出的对话框中的相应位置里填上密度、弹性模量和泊松比的值，如图4.2。图4.2 添加材料属性截面图Fig.4.2 Adding material properties返回到Project 窗口，更新下Model。回到Mechanical界面，点击Model 下 Geometry 下的MSBR，在左下角找到Assignment，然后点击Structural Steel，此时会出现一个向右的箭头小图标，鼠标左键点击一下，便可看到里面有刚才添加的材料，选择M16，这时材料就添加好了，如图4.3。图4.3 材料添加完成图Fig.4.3 The completion of adding material properties4.1.3网格的划分首先，打开Mechanical界面，选中分析树中的Mesh,然后单击Mesh工具栏中的Mesh Control(网格控制)项，再单击Sizing（尺寸）命令，并添加划分网格的尺寸控制。选中图形窗口中的所有面，然后在参数设置列表中单击Geometry后的Apply按钮，完成对面的选择，本文设置Element Size为5mm，如图4.4。图4.4 尺寸设置图Fig.4.4 Size setting在分析树中的Mesh选项上单击鼠标右键，然后单击Generate Mesh命令，此时等待一段时间后，便会出现最终的网格效果图，如图4.5。图4.5 网格效果图Fig.4.5 Mesh renderings4.1.4满载时施加约束和载荷单击Mechanical界面左侧Outline（分析树）中的Static Structural(B5)选项，然后单击Environment工具栏中的Support(约束)项，在弹出的快捷菜单中单击Fixed Support(固定约束)命令7-10。选中车架低端4块圆板分别施加固定约束。单击Environment工具栏中的Loads(载荷)项，然后单击Pressure（压力）命令，选中所要施加载荷的面，最后单击Apply按钮，完成对面的选择。两面均设置大小为0.0281MPa（）的压力,方向为Z轴负方向。4.1.5结果处理单击Mechanical界面左侧Outline（分析树）中的Solution(B6)选项。单击Solution工具栏中的Stress(应力)项，然后在弹出的快捷菜单中单击Equivalent (von-Mises)命令。单击Solution工具栏中的Deformation(变形)项，然后单击Total命令。4.6求解结果选中Outline（分析树）中的Solution(B6)项，然后单击鼠标右键，在弹出的快捷菜单中单击Equivalent All Results命令。单击Outline（分析树）中Solution(B6)项下的Equivalent Stress项，此时出现的便是应力分析云图，如图4.6。图4.6 满载时应力分析云图Fig.4.6 Stress analysis when full load由图可知，最大应力出现在纵梁前段拐角处，大小约为62.2MPa,远远小于屈服极限，所以该设计合格。单击Outline（分析树）中Solution(B6)项下的Equivalent Elastic Strain项，此时出现的便是应变分析云图，如图4.7。图4.7 满载时应变分析云图Fig.4.7 Strain analysis when full load由图可知，最大应变出现在纵梁前段拐角处，大小约为0.000314。单击Outline（分析树）中Solution(B6)项下的Total Deformation项，此时出现的便是总变形分析云图，如图4.8。图4.8 满载时总变形分析云图Fig.4.8 Total deformation analysis when full load由图可知，最大变形量出现在纵梁中间部位，大小约为1.0625mm。4.2满载转弯工况车辆满载在水平路面上匀速行驶的情况，模拟车辆在平直路面上匀速正常行驶，此时所有车轮处于同一平面内，车架主要承受弯曲载荷，产生弯曲变形，根据载荷计算方法和给定的车架参数，可以计算出两纵梁和与其焊接的悬臂梁上平面承受加载的均布载荷为0.0821MPa方向垂直于平面向下。对左前轮进行X、Y、Z方向的约束，对左后轮进行Y、Z方向的约束，对右前轮进行X、Y方向的约束，对右后轮进行无约束。应力分析云图，如图4.9图4.9 转弯时应力分析图Fig.4.9 Stress analysis when turning由图可知，最大应力出现在左后轮处，大小约为251.13MPa小于屈服极限，处于安全范围。应变分析云图，如图4.10。图4.10 转弯时应变分析云图Fig.4.10 Strain Analysis when turning 由图可知，最大应变出现在左后轮处，大小约为0.0013。总变形云图，如图4.11。图4.11 转弯时总变形云图Fig.4.11 Total deformation analysis when turning由图可知，最大变形量出现在右侧纵梁中后间部位，大小约为2.557mm。4.3纵向载荷最大工况车辆工作时的载荷约为静载时的1.5倍，因此该工况下需对车架施加1.5倍的静载荷即，载荷约为0.0422MPa。应力分析云图，如图4.12。图4.12 纵向载荷最大时应力分析云图Fig.4.12 Maximum longitudinal load stress analysis cloud由图可知，最大应变出现在总量前段拐角处，大小约为93.47MPa。应变分析云图，如图4.13。图4.13 纵向载荷最大时应力分析云图Fig4.13 Longitudinal load maximum strain analysis cloud最大应变出现在总量前段拐角处，大小约为0.00047。总变形云图，如图4.14。图4.14 纵向载荷最大时应力分析云图Fig4.14 Maximum longitudinal load stress analysis cloud总变形量最大值出现在纵梁中部，大小约为1.6mm。4.4车架优化从以上分析中可知，满载转弯时的安全系数约为1.3，本文将采用增大腹板高度的方法对此工况实行优化，使其安全系数不小于1.4，即最大应力不得大于242.86MPa。 将腹板高度增加到155mm并对其进行有限元分析，分析结果如图4.15。图4.15 优化设计应力云图Fig.4.15 Optimal design stress cloud由图可知，最大应力出现在左后轮处，大小为133.07MPa，其小于预定的242.86MPa,因此，此腹板高度可取。结 论本文主要通过三维建模软CATIA和有限元分析软件ANSYS软件对车架进行建模和静力分析，通过本文的研究最终得出以下结论：（1）通过对车架多种形式结构的比较，可以初步选择梯形结构，同时经过计算得出设计方案满足刚度、挠度的要求。（2）对轻型载货车架进行了三维建模，同时确定了模型的材料。通过利用有限元分析软件ANSYS对已设计出的车架进行网格划分（适当调整网格划分的精度），载荷施加及优化等步骤后，可初步确定在保证安全系数不小于1.4的情况下纵梁腹板高度在150mm-155mm即可。（3）对于分析中经常出现的问题，例如，网格划分不成功，无法施加应力的问题，可以通过ANSYS软件的自动指出错误功能进行模型修改，使优化设计分析更加精确快速。参考文献1吉林工业大学汽车教研室.汽车设计M.北京：机械工业出版设，1981.7.2王霄峰.汽车底盘设计M.清华大学出版社，2010.4.3余志生.汽车理论M.北京：机械工业出版社，2010.1.4陈家瑞.汽车构造（下）M.北京：机械工业出版社，2009.6.5成大先.机械设计手册M.北京：化工工业出版社，2001.1.6石沛林，李玉善.汽车CAD技术及Pro/E应用M.北京：北京大学出版社 , 2011.01.7陈精一.ANSYS工程分析实例教程M.北京：中国铁道出版社，2007. 8刘新田，黄虎，刘长虹，郭辉，范平清.基于有限元的汽车车架静态分析J.上海工程技术大学学报，2007.9Burnett, David S. Finite element analysis. Addison-Wesley Pub.1987.10Eilabu, Zahavi. The Finite Element Method in machine designJ. New jersey PrenticeHall, 1992.致 谢在大学的最后一个学期，在指导老师的热心指导下，我按规定的完成了毕业设计。我的毕业设计之所以能够顺利的进行下去，是因为在此期间贾老师给了我很多指导，在此特别向贾老师致以衷心的感谢!同时期间也得到了许多同学的帮助，在此也非常的感谢他们对我的帮助。通过这次的毕业设计任务，让我捡回来了不少忘记过得知识，在毕业设计的过程中，了解了车架相关设计工作的过程，加强了对汽车设计、CATIA建模、ANSYS软件有限元分析的了解，虽然对这些中软件的学习仅限于初级阶段，但已经为今后的工作和学习做了一个良好的铺垫。在这两个月的时间里，酸甜苦辣咸百味俱全，算然累过苦过，但让我得到许多宝贵的经验，能让我在今后的设计中尽量避免不必要的问题，为今后的工作和学习积累了宝贵的经验。最后，再次感谢老师为了能使我更好地完成各期间的任务所作出的努力，以及对我有帮助的同学，正是因为有了你们，我才能顺利的完成这次毕业设计任务，完成毕业设计。本设计中可能依然存在着缺陷和不足，诚挚希望各位老师多多批评指正。312016届毕业生毕业设计（论文）任 务 书题目：轻型卡车车架设计专 业： 车辆工程 班 级： 学 号： 姓 名： 指导教师： 完成日期： 2016 年 6 月 11 日设计（论文）任务书设计（论文）任务与内容（论文要阐述的主要问题）1.整车参数设计一辆总质量为4485 kg的轻型载货汽车。整车尺寸（长宽高）： 599520002320货厢(长/宽/高)： 42301900400驱动形式： 42 后轮额定载质量： 1800 kg整备质量： 2490kg公路行驶最高车速：95km/h最大爬坡度： 35%2.具体设计任务1） 查阅相关资料，确定车架结构形式。2） 利用三维软件绘制车架三维实体模型并生成二维工程制图；3） 利用工程分析软件对车架进行有限元分析并对车架进行优化设计。设计（论文）完成后要提交的材料1、计算说明部分：完成不少于一万字的计算说明书；完成不少于三千字的相关外文翻译。2、图纸部分：车架总成图及零件图。专业负责人签章： 年 月 日发题时间： 2016年3月10日 完成时间：2016年 6月11日开 题 报 告 书 第1页研究的目的、意义及国内外发展概况研究的目的及意义：车架结构设计的目的是为了在保证车架强度、刚度和动态性能的前提下，减少车架总的质量，从而使钢材和燃油的消耗得以降低，排放的污染物得以降低，车速得以提高，汽车起动性能和制动性能得以改善，而且也可有效的控制振动和噪声的产生，增加汽车和公路的使用寿命。国内外发展概况：在国外，从60年代开始人们便尝试用有限元分析法对汽车车架结构强度和刚度的进行分析，而我国大约是在七十年代末才把有限元分析法用到了车架结构强度分析中。在国外此类技术已经达到非常成熟的地步，他们的工作重点已转向了瞬态响应分析、噪声分析和碰撞分析等范畴，而国内此类技术还不成熟。论文提纲或设计总体方案轻型货车车架设计车架的设计要求车架的结构形式横梁、纵梁及其联接。车架的结构设计车架横、纵梁设计纵梁的强度计算纵梁截面尺寸的确定纵梁的刚度条件。车架三维模型的建立。车架有限元分析网格的划分施加约束和载荷并求出结果。优化设计 开 题 报 告 书 第2页 论文的应用价值或设计项目的市场预测可作为今后车架设计的一些参考数据，为轻型卡车车架的进一步优化提供一点帮助。进度计划（1）3月10日-3月16日 完成开题报告（2）4月5日-4月15日 查找相关资料并完成车架设计的相关计算（3）4月17日-5月5日 完成车架的三维建模及二维图（4）5月9日-5月20日 完成车架的有限元分析（5）5月23日-6月1日 完成论文初稿（6）6月3日-6月11日 完成剩余工作，结束本次设计主要参考文献1汽车设计.北京：机械工业出版设，1981.72王霄峰.汽车底盘设计.清华大学出版社，2010.4 3Pro/ENGINEER Wildfire5.0工程图设计.清华大学出版社，2010.94陈精一.ANSYS工程分析实例教程.北京：中国铁道出版社，2007 5成大先.机械设计手册.北京：化工工业出版社，2001.16Burnett, David S. Finite element analysis. Addison-Wesley Pub.1987.学生提交报告日期： 2016 年 3 月 16 日指导教师签字： 年 月 日说明学生在接到设计任务书后规定时间内，应在调研的基础上，填写该课题报告书并经指导教师审查通过后，方可进行下一阶段的工作。 重型卡车车架纵梁复合型裂纹扩展失效分析摘要：对疲劳试验后所获得的断裂的重型载货卡车车架纵梁进行了失效分析研究。观察到的断裂发生在转矩杆连接到车辆的后驱动桥内的车架上。这一部分的车架经历了多轴加载条件，在道路载荷下包括平面外弯曲，扭转和剪切作用。金相检验发现在高应力集中区的开孔边缘存在微裂纹。这种制造缺陷造成应力集中，导致疲劳裂纹萌生。通过对一个整车模型上加载动载荷，完成了在车架纵梁上的裂纹扩展的模拟，经过分析后得出结论，发生故障的原因是由于在车架高应力位置钻孔时产生小裂纹萌生，这导致了在车辆动载荷下产生大量的曲线裂纹扩展。关键词：疲劳 车架纵梁失效 模拟裂纹扩展 断裂 有限元分析1 介绍重型卡车车架的失效通常包括I/II/III 复合模式下的裂纹扩展，因为车辆荷载是高度非线性的，多轴向的大变形行为。这与许多文献报道的复合型裂纹扩展问题相似 1-9 。车架构件处裂纹的扩展是重要的研究，因为在达到临界裂纹长度时可能会导致车辆的完全失效,这可能会导致灾难性的交通事故和生命的损失。虽然目前对车辆进行日常检查，以检测和维修/更换疲劳裂纹组件，但是能够在不同的负载条件下更好地预测裂纹路径和方向的能力，可以帮助避免昂贵的损失和改善设计使之具有更好的耐久性。在本工作中,对车架纵梁处裂纹进行了失效分析。通过仔细的宏观和微观观察,发现引起裂纹的主要原因是由于钻孔位置接近已有的螺栓孔。钻孔过程中在车架内部高应力的位置产生小裂纹萌生。FRANC3D裂纹扩展仿真工具结合NASTRAN有限元解算器用于在完整的车辆动载荷作用下模拟仿真车架裂纹的扩展。获得的仿真结果与物理裂纹路径和疲劳破环循环具有良好的相关性。2 实验程序根据操作类的车辆选择使用不同的测试活动。图1提供了一些用于整车验证的疲劳试验示意图。疲劳试验是在不同速度、不同车辆总重量（GVWR）下进行的。这些测试提供了不同的车辆模块和子系统之间的动态相互作用，实现了动态干扰和间隙检查。试验车辆上安装应变计、压力传感器和加速计来计测量在试验过程中车辆的响应。试验的数据（应变，位移和加速度变化过程）是用来验证新的设计以及改进数值模型的开发。在测试过程中所获得的损坏将被用来衡量重复周期以估计疲劳破坏循环。在不同的车辆零部件上获得加速损坏和磨损，然后随着设计的改变将，检查和研究这些损坏。3 实验结果3.1 外观检查在整车疲劳试验重复过程中，每隔几个试验循环后进行检查,在某些测试循环后，在对车辆的后驱动桥与转矩杆的连接附近检查时，发现了车架疲劳裂纹。图2（a）显示车辆的布局和在车辆上失效的区域。在图2（b）中，显示的是扭力杆支架通过加强板连接到车架的内部。在加强板后部扭力杆支架的两侧处的车架上有明显的裂纹扩展。在图2（c）中，加强板通过螺栓连接车架的内部与外部部分，拆除加强板以查看裂纹路径。图片显示了在一个已存在螺栓孔附近的开孔，裂缝就是来自这个位置。图3（a）显示了完整的失效区域，该区域包括在加强板后面，裂纹沿着一个曲线路径形成；以及在开孔处存在多个裂纹起源。观察发现有2个开孔靠近螺栓孔，在安装加强板的试验时没有实现开孔的存在。中间的开孔似乎并没有影响裂纹扩展，并观察到它存在于低应力区。图3（b）是对裂纹面更近距离的观察，可以看出主要和次要的失效起源。在图3（b）中，科辨认出贝壳状纹理，这表明为疲劳破坏机理。3.2 扫描电镜观察图4显示了主裂纹断裂开始起源于螺栓孔边缘以及次生裂纹起源于邻近螺栓孔车架的内表面。在图5（a）中，低倍扫描电镜图像显示的贝壳状纹理（红色虚线）表示的疲劳裂纹扩展机理。图5（b）显示在高倍放大光学显微图像下，由于钻孔导致在螺栓孔壁处产生裂纹。利用光学发射光谱仪（OES）对车架截面进行化学分析。车架截面的化学成分与试验要求相一致。车架截面的基材硬度为32HRC洛氏硬度，对于调制过的低碳钢，锰钢，硼钢来说，这在合理的硬度范围。图1 整车疲劳测试图2 （a）整车布局及失效位置；（b）扭力杆连接附近可见的车架裂缝；（c）在外加 固板后的车架上可见的裂纹路径图3 （a）车架截面上的裂纹扩展方向；（b）分析失效的根源图4 内外表面裂纹成因图5 （a）扫描电镜图像显示贝壳状纹理；（b）光学显微镜显示开孔壁上的裂纹4 仿真结果图6（a）所示在子模型上，模拟疲劳和裂纹扩展的界面应力。在整车模型的子模型边界上定义网格点，表面应力施加到所有网格点上。对整车模型进行多轴试验，通过瞬态分析获得载荷。图6（b）显示了在多轴载荷下的位移图，表示车架的扭转和弯曲情况。图7（a）显示了整车动态载荷下车架的冯米塞斯图。通过物理试验，开孔及裂纹路径附近的应力超过材料屈服强度。对测试项目的负载循环进行疲劳分析，得到的破坏度为“1.1”，而验收标准是“0.5”。图7（b）显示FRANC3D网状模型与一个小的半椭圆裂纹（0.5毫米）插入开孔的边缘，且位于高应力集中区。这种表面裂纹在钻孔过程中，插入的初始裂纹大小在载荷循环之后，将增长到那个尺寸，所以从钻孔处开始的裂纹扩展是首要关注的。图6 （a）车架截面多轴向加载；（b）多轴载荷下的位移图图7 （a）在车架上得到的米塞斯的压力曲线；（b）初始裂纹位置FRANC3D模型图8 裂纹生长过程显示裂纹在车架上的扩展在图8中，裂纹扩展的过程表明，在用FRANC3D模拟裂纹生长及利用Nastran进行有限元分析之后，每一过程都需要计算应力强度因子（SIF）。用于裂纹扩展模拟的载荷，来源于整车响应动态加载，选择持续振幅疲劳模拟三维裂纹扩展。利用应变能释放率法确定了裂纹角。著名的“帕里斯公式”是用于疲劳增长率模型，帕里斯公式的回归系数可从车架供应商处获得 10 。用交互积分（M-积分）方法计算应力强度因子（SIF），包括裂纹面接触和裂缝压力的影响。5 讨论基于外观检查和金相检验证实,车架纵梁上的曲线裂纹扩展是疲劳失效，裂纹开裂是由于在车架上质量不高的钻孔。复合型的应力强度因子会影响裂纹路径。仿真结果被用来了解故障的根本原因，也可以用作建议对设计进行修改，以防止在重型卡车车架上发生如此广泛的疲劳破坏。损坏的负载主要是车辆来回转向，这导致在后驱动桥轴扭力杆挤压扭力杆支架到车架截面，造成如图9（a）所示的平面外弯曲。平面外弯曲负载会导致车架外表面上所有裂纹的开裂，裂纹扩展行为以第一模式生长。图9（b）显示在平面外弯曲负载下，过程17时车架上裂纹的开裂(按比例放大10倍)。图9 （a）在转弯时车架的平面外弯曲；（b）在弯曲负载下车架裂纹开裂图10显示了物理试验和基于整车响应的三维裂纹扩展模拟结果裂纹路径的比较。可以看出，复合作用下，曲线裂纹路径模拟与物理试验结果吻合良好。在模拟结果中，观察到的主要裂纹路径伴随在高应力区，在模拟过程中没有考虑次要裂纹路径。车架上开孔的初始位置靠近螺栓孔（高应力区），这个敏感性研究的目的是确定改变开孔位置的影响，远离开孔初始位置，以确定与高应力区保持一定位置能否防止疲劳失效。在图11中，显示了敏感性研究进行设计迭代的说明。车架开孔是沿“x”方向多增量，且开孔附近的应力分布是已知的。需要注意的是，车架孔通常用液压和电线开在安装架上。基于安全寿命和断裂力学的观点，这项研究有助于确定不可钻孔区域。图10 物理试验的车架裂纹和与3D裂纹扩展程序的模拟仿真的对比图11 车架的开孔位置沿“X”方向的敏感性研究图12（a）安全寿命法；（b）损伤容限法对敏感性研究的结果车架的疲劳强度（周期为106）是240310 ，对应的应力为478 MPa。基于应力的设计，发现允许开孔的位置是距离初始位置45处，如图12（a）所示。然而，断裂力学的方法是确保车架孔的可靠位置。6 结论基于实验结果和仿真结果，可以得出结论，开孔会在车架的高应力区造成小裂纹开裂，这导致在车辆动荷载作用下产生大量的曲线裂纹增长。FRANC3D裂纹扩展工具结合NASTRAN有限元求解器得到的裂纹路径与物理测试失效相一致，并且得到了疲劳破坏循环周期。敏感性研究是为了确定在安全区域进行开孔,这将有助于在车架上指定开孔位置。本工作提供了有效的方法，适用于重型载货卡车车架纵梁的裂纹故障分析，这也可能适用于其他工程失效分析问题。致谢这里介绍的研究部分在美国北卡罗来纳州格林斯伯勒地区沃尔沃北美集团底盘车辆动力学和先进的工程计算组（CVDE）部门进行，作者要感谢流程优化公司奥马尔易卜拉欣博士对这项研究提供FRANC3D程序的支持和许可。本文出自www.sciencedirect.com网站。