載重貨車車架設(shè)計(jì)及有限元分析,學(xué)生：,選題背景,車架是汽車的裝配基體和承載基體，支承連接汽車的各總成或零部件，下面與輪轂板簧連接。車架不僅承擔(dān)質(zhì)量載荷，還承受汽車行駛過(guò)程中產(chǎn)生的各種力和力矩。因此在設(shè)計(jì)過(guò)程中，保證車架足夠的強(qiáng)度和剛度是很有必要的。,,車架的設(shè)計(jì)方法目前主要是經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)法，同時(shí)結(jié)合有限元分析法對(duì)其進(jìn)行靜力分析、模態(tài)分析和疲勞分析。 本文基于福田奧鈴CTX貨車進(jìn)行車架設(shè)計(jì)，并對(duì)其進(jìn)行靜力分析和模態(tài)分析,,,主要內(nèi)容,車架類型選擇及總成參數(shù)設(shè)計(jì) 建立車架的三維模型 靜力分析 模態(tài)分析,車架類型選擇及總成參數(shù)設(shè)計(jì),車架的結(jié)構(gòu)形式可以分為邊梁式、中梁式和綜合式。邊梁式車架由兩根縱梁和若干根橫梁組成，其優(yōu)點(diǎn)是彎曲剛度較大，便于安裝，易于改裝，因此被廣泛應(yīng)用。,,中梁式車架只有一根位于中央而貫穿汽車全長(zhǎng)的縱梁 ，優(yōu)點(diǎn)是有較好的抗扭轉(zhuǎn)剛度和較大的前輪轉(zhuǎn)向角，但是制造工藝復(fù)雜，精度要求高，故目前應(yīng)用較少。,,綜合式車架是由邊梁式和中梁式車架聯(lián)合構(gòu)成的。此種結(jié)構(gòu)在轎車上使用較多。 綜合考慮本次設(shè)計(jì)采用邊梁式車架?？v梁上、下表面為平直，斷面呈槽形。,車架總成參數(shù)的確定,本次設(shè)計(jì)車架的長(zhǎng)度為整車的長(zhǎng)度減去保險(xiǎn)杠最前端到車架最前端的距離確定總長(zhǎng)為 8400mm，車架前懸為 1150mm,軸距為4700mm，車架后懸為 2550mm。車架寬度根據(jù)我國(guó)（汽132-59載重汽車車架寬度標(biāo)準(zhǔn)）規(guī)定“車架寬度標(biāo)準(zhǔn)為865 ±5毫米”。根據(jù)汽車設(shè)計(jì)取車架寬860mm。 本次設(shè)計(jì)中共采用六根橫梁，其中第二根橫梁用來(lái)支撐發(fā)動(dòng)機(jī)采用元寶梁，其他梁均采用斷面為槽型的梁。橫梁與縱梁之間的連接方式采用鉚接加焊接的方式。橫梁鉚接在直角鋼上，直角鋼通過(guò)螺栓連接在縱梁腹板上。,建立車架的三維實(shí)體模型,本文用solidworks軟件建立了三維實(shí)體模型。,建立車架的有限元模型,在solidworks軟件中將車架的三維模型完成之后，將模型轉(zhuǎn)化為Workbench 軟件所識(shí)別的*.x-t格式 .定義材料屬性，劃分網(wǎng)格，生成有限元模型。,加載方式,車架在靜止時(shí)只承受懸架以上部分的載荷，包括駕駛室，發(fā)動(dòng)機(jī)變速箱以及滿載油箱等。這些載荷分布在車架結(jié)構(gòu)上，有的做均布載荷處理，平均分配到縱梁上；有的做集中力處理，作用在相應(yīng)的節(jié)點(diǎn)上。,,滿載彎曲工況,滿載彎曲工況是模擬汽車在滿載狀態(tài)下，四輪著地在良好路面上勻速行駛時(shí)車架對(duì)其所承受的重量的響應(yīng)。,,滿載彎曲工況內(nèi)部應(yīng)力云圖,滿載彎曲工況下位移云圖,30%超載彎曲工況,與滿載相比，后車架貨箱位置多施加30%負(fù)載 ，把貨箱載重增加30%,是車架的一種極限工況。,30%超載位移云圖,30%超載 應(yīng)力云圖 最大應(yīng)力出現(xiàn)在后輪后支撐處,,滿載扭轉(zhuǎn)工況,扭轉(zhuǎn)工況主要是模擬汽車一側(cè)輪胎駛?cè)氚伎踊蚴怯龅酵蛊鹫系K物時(shí)，車架發(fā)生最為嚴(yán)重扭曲，此時(shí)車架受到的應(yīng)力及變形情況最為惡劣。給右前輪強(qiáng)制施加一個(gè)10mm的位移，其余三個(gè)輪按固定位移處理。,,滿載扭轉(zhuǎn)工況下的位移云圖,滿載扭轉(zhuǎn)工況下應(yīng)力云圖,滿載制動(dòng)工況,模擬車輛遇到緊急情況進(jìn)行制動(dòng)時(shí)的情況，本文研究的是滿載緊急制動(dòng)工況，制動(dòng)工況考慮前后車輪完全抱死的情況下，取附著系數(shù)φ=0.7，汽車制動(dòng)時(shí)的最大減速度為0.7m/s。,,滿載制動(dòng)工況下位移云圖,滿載制動(dòng)應(yīng)力云圖,滿載轉(zhuǎn)彎工況,汽車在行駛過(guò)程中，有時(shí)會(huì)遇到急轉(zhuǎn)彎的情況，因此離心力的作用，車架將受到側(cè)向加速度。按緊急右轉(zhuǎn)的極限狀態(tài)。轉(zhuǎn)彎狀況下車速按20km/h計(jì)算，轉(zhuǎn)彎半徑按10m計(jì)算。 根據(jù)a=V2/R 計(jì)算出側(cè)向加速度2.5m/s2 。,,滿載轉(zhuǎn)彎應(yīng)力云圖,滿載轉(zhuǎn)彎工況下位移云圖,分析小結(jié),,通過(guò)對(duì)車架四種典型工況靜態(tài)分析可以看出，貨車在除扭轉(zhuǎn)工況外，其余各種工況下，安全系數(shù)均大于1，就算在超載30%以后，車架的安全系數(shù)仍然大于1.因此此時(shí)可以考慮減薄壁厚來(lái)實(shí)現(xiàn)車架的輕量化，只有在扭轉(zhuǎn)工況時(shí)車架與懸架連接處的內(nèi)部應(yīng)力超過(guò)材料的屈服強(qiáng)度，因此可以通過(guò)強(qiáng)度更高強(qiáng)度的材料來(lái)替換懸架與車架連接處的材料，達(dá)到更安全的目的。 同時(shí)還可以通過(guò)增大橫梁上的圓孔直徑來(lái)減少材料用量，已達(dá)到輕量化的目的。從經(jīng)濟(jì)方面考慮，也可以換用價(jià)格更低廉的材料。,模態(tài)分析,在汽車行駛時(shí)，所受的載荷大部分為動(dòng)載荷。尤其是凹凸不平的路面，它對(duì)車輛產(chǎn)生隨機(jī)激勵(lì)。再加上發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)產(chǎn)生激振頻率。如果這幾種激振頻率與車架的固有頻率相同或是接近，產(chǎn)生共振。因此我們有必要通過(guò)模態(tài)分析可以得到車架的固有頻率和主要振型。避免共振的發(fā)生。,,,車架外部激勵(lì)分析,根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)計(jì)算公式F=2nz/60τ（ z 為發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)； τ 為發(fā)動(dòng)機(jī)沖程數(shù)）和廠家提供的發(fā)動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)，貨車發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激振頻率為20～26Hz，最大功率激振頻率為86Hz，最大轉(zhuǎn)矩激振頻率為43Hz。 路面對(duì)車架激勵(lì)的頻率，不僅與路面狀況有關(guān)，還與車速有關(guān)。根據(jù)路面激勵(lì)頻率計(jì)算公式f=Vmax/3.6Lmax （Lmax為路面不平度波長(zhǎng) ）重型貨車主要行駛的3種路面產(chǎn)生的激振頻率,模態(tài)分析與激勵(lì)總結(jié),根據(jù)上述分析可知，發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)發(fā)出的激振頻率為20～26Hz，遠(yuǎn)低于車架的一階模態(tài)頻率，不會(huì)與車架發(fā)生共振。發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速時(shí)的激振頻率為86Hz，介于四階模態(tài)頻率和五階模態(tài)頻率之間，也不會(huì)與車架發(fā)生共振，發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速時(shí)的激振頻率為43Hz，與車架三階模態(tài)頻率41.53Hz接近，車架可能發(fā)生共振。此時(shí)可以通過(guò)增加配重或是更改橫梁位置等方法更改車架的三階模態(tài)頻率，防止車架發(fā)生共振。車架的一階模態(tài)頻率均大于3種路況所產(chǎn)生的路面激勵(lì)。因此貨車在行駛過(guò)程中，不會(huì)因路面的激勵(lì)而產(chǎn)生車架共振。,謝謝各位答辯老師的評(píng)審，請(qǐng)各位老師指正！,