轻型卡车货车车架设计【附赠CAD图纸和三维模型】

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附赠CAD图纸和三维图纸、说明书,领取加Q 197216396 或 11970985 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 analysis III 目 录 摘 要 I ABSTRACT II 前 言 1 1轻型货车车架设计 3 1.1车架的设计要求 3 1.2车架的结构形式 3 1.3横梁、纵梁及其联接 6 2车架的结构设计 7 2.1车架长度及材料的选取 7 2.2纵梁截面尺寸的确定 7 2.3纵梁的强度计算 9 2.4纵梁的刚度条件 11 2.4.1公式计算 11 2.4.2有限元分析 14 2.4.3对比分析 15 3车架三维模型的建立 16 3.1三维模型的建立及视图 16 3.1.1纵梁的建模 16 3.1.2前梁的建模 17 3.1.3元宝梁的建模 17 3.1.4中、后梁的建模 18 3.1.5总装配模型 18 4车架有限元分析及优化 19 4.1满载静态工况 19 4.1.1启动Workbench 19 4.1.2新材料参数的添加 19 4.1.3网格的划分 21 4.1.4满载时施加约束和载荷 22 4.1.5结果处理 22 4.6求解结果 22 4.2满载转弯工况 24 4.3纵向载荷最大工况 25 4.4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： ⑴车架设计方法以及设计步骤的研究，确定车架结构形式。 ⑵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。 ⑶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： ⑴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 frame ⑵X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 ⑶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。 ⑷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 ⑸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4～6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：⑴槽形 ⑵鸭嘴型 ⑶背靠背槽型形 ⑷拱形 ⑸圆形 ⑹方形 横梁的布置： ⑴车架最前端开口处，务必布置扭转刚度较大的横梁。 ⑵在前轴后端约1米左右，设置元宝梁。 ⑶在后板簧支架处，必须设置横梁。 ⑷在油箱或电瓶箱处，尽量设置横梁。 ⑸后桥处横梁，需要有足够的强度和刚度。 ⑹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1.4～1.7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5～7mm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： ⑴将纵梁看作为支承在前后轴上的简支梁； ⑵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； ⑶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。 ⑴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 ⑵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 ⑴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。 ⑵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 model 3.1.2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 model 3.1.3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 model 3.1.4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 model 3.1.5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 assembly 4车架有限元分析及优化 4.1满载静态工况 4.1.1启动Workbench ⑴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]。 ⑵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。 ⑶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 sharing 4.1.2新材料参数的添加 ⑴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。 ⑵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 ⑶返回到Project 窗口，更新下Model。 ⑷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 properties 4.1.3网格的划分 ⑴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。 ⑵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 ⑶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 renderings 4.1.4满载时施加约束和载荷 ⑴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]。 ⑵选中车架低端4块圆板分别施加固定约束。 ⑶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 ⑴单击Mechanical界面左侧Outline（分析树）中的Solution(B6)选项。 ⑵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。 ⑶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 ⑴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。 ⑵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。 ⑶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。 ⑷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. 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