【正文】 應力云圖、應變云圖及變形比較圖，如下圖所示。圖421 扭轉(zhuǎn)工況下的等效應力分布由圖421可以看出，最大有效應力值仍發(fā)生在第五根橫梁與車架縱梁的連接處，最大應力約126MPa,比彎曲工況時的有效應力稍微大了些，但仍比最小屈服極限小。，其他點的應力都較小，故車架剛度和強度還是能夠滿足要求的,可以保證汽車在崎嶇不平的路面上正常行駛。圖422 扭轉(zhuǎn)工況下的應變分布圖423 扭轉(zhuǎn)工況下車架變形形狀從這兩張圖可以看出，扭轉(zhuǎn)工況下最大位移發(fā)生右縱梁與后杠連接處，車架變形量較大。這是因為在模擬扭轉(zhuǎn)工況時，由于右后輪懸空，使右縱梁后端的變形量較大，并向前逐漸減小。這種情況比較危險，可以通過加大車架的材料厚度或者改變車架的斷面形狀來增強車架的抗扭能力。 滿載制動工況分析（1）滿載制動工況的邊界條件汽車在行駛的過程中，由于行駛工況的變化，車輛經(jīng)常會經(jīng)歷加速或減速的情況，所以有必要分析車架或車身結(jié)構(gòu)在制動載荷條件下的強度指標。加速或減速會產(chǎn)生慣性力，由于慣性力的作用，車架將受到與行駛方向相反的縱向載荷，縱向載荷的大小取決于制動減速度的和汽車的載質(zhì)量，慣性力的大小取決于制動減速度。本文主要是檢驗汽車在最大制動減速度下，制動力對車架產(chǎn)生的影響。 制動工況約束節(jié)點編號UxUyUzROTxROTyROTz4//////116///1120 //注：表中的節(jié)點與圖410相同，其中Ux、Uy、Uz為節(jié)點在x、y、z方向上的平移自由度，ROTx、ROTy、ROTz為節(jié)點繞x、y、z軸的轉(zhuǎn)動自由度，“/”表示對其自由度進行約束。（2）滿載制動工況加載本文以制動時前后車輪同時抱死的情況進行計算，在車架上施加一個縱向加速度來模擬制動工況。此工況下，載荷的施加方式與彎曲工況時一樣，在此基礎(chǔ)上，需要添加制動方向上的慣性力。由于制動減速度與地面附著系數(shù)成正比。汽車在制動的工況下，車速是一個逐漸減小的過程，故在計算時。（3）滿載制動工況求解及結(jié)果分析加載完畢，對模型求解分析，得到滿載制動工況下車架的應力及應變云圖，如下所示。圖424 制動工況下的等效應力分布由圖424可以看出，制動工況下，最大應力值仍發(fā)生在第五根橫梁與車架縱梁的連接處，最大應力約110MPa,比材料的最小屈服極限小，車架上其他個點的應力均小于材料的屈服極限，故車架剛度和強度還是能夠滿足要求的。圖425 制動工況下應變分布圖426 制動工況下車架變形形狀由以上兩幅圖可以看出，制動工況下最大位移發(fā)生后托架處。這是因為后托架比其他部件薄，且在模擬制動工況時，有施加沿Y方向的制動加速度，導致后托架變形較大。整體看來，車架后端有上翹的變形形狀，這也是由制動加速度引起的。4．（1）滿載轉(zhuǎn)彎工況的邊界條件本文模擬汽車在左轉(zhuǎn)時，車架的受力情況。汽車滿載轉(zhuǎn)彎時。 轉(zhuǎn)彎工況約束節(jié)點編號UxUyUzROTxROTyROTz4///////// 116 // 1120 / 注：表中的節(jié)點與圖410相同，其中Ux、Uy、Uz為節(jié)點在x、y、z方向上的平移自由度，ROTx、ROTy、ROTz為節(jié)點繞x、y、z軸的轉(zhuǎn)動自由度，“/”表示對其自由度進行約束。（2）滿載轉(zhuǎn)彎工況加載汽車滿載轉(zhuǎn)彎工況下，車架將受到側(cè)向離心力的作用，從而產(chǎn)生側(cè)向載荷。由于離心加速度的大小由轉(zhuǎn)彎半徑和汽車的行駛車速決定的，而且在轉(zhuǎn)彎的時候必然會有減速的過程，所以還有減速加速度。作為近似計算，本文在橫向（X軸負方向）（Y軸正方向）。此時。載荷的施加方式與彎曲工況相同。（3）滿載轉(zhuǎn)彎工況求解及結(jié)果分析圖427 轉(zhuǎn)彎工況下等效應力分布由圖427可知，轉(zhuǎn)彎工況下的最大應力仍在第五根橫梁與縱梁的連接處，最大應力為105MPa，小于材料的屈服強度，安全系數(shù)也較大，所以可以將車架縱梁厚度做適當?shù)臏p少，這樣，既可以保證汽車的正常行駛，也可以減小整車的質(zhì)量，降低成本。圖428 轉(zhuǎn)彎工況下應變分布圖429 轉(zhuǎn)彎工況車架變形形狀由上圖可知，車架的變形主要發(fā)生在車架的后部，并向車架前端逐漸減小，這主要是汽車在轉(zhuǎn)彎時后軸發(fā)生嚴重的側(cè)滑，后輪也會受到地面的滑動摩擦力作用，會發(fā)生“甩尾”現(xiàn)象所致。第5章 傳統(tǒng)車架計算方法與有限元法比較傳統(tǒng)的車架強度的計算方法是以下列假設(shè)建立車架力學模型的[30]：（1）假設(shè)所有垂直載荷都通過縱梁截面的彎心，垂直載荷偏離彎心時所造成的扭矩不予考慮。（2）將鋼板彈簧作為剛性制作來處理，將鋼板彈簧前、后支承處的支座反力視為相等處理。在上面的假設(shè)下建立力學模型后，再用彎矩差法計算縱梁各截面的彎矩和應力。傳統(tǒng)設(shè)計理論將鋼板彈簧作為剛性支承，簡化為圖51所示的力學模型。假設(shè)彈簧前后支承處的支座反力相等，則梁承受均布載荷，則A、B、C、D可由下列公式求出： （51） (52) (53) (54)其中，——前后軸上所承受的載荷，A,B,C,D——分別為A、B、C、D處的支座反力。 圖51 傳統(tǒng)計算力學模型實際情況是，A、B、C、D處的支承是由鋼板彈簧為支承的彈性支承。車架縱梁應該簡化為圖52所示的力學模型。由于鋼板彈簧與車架之間用U型螺栓固定連接，A、B、C、D處可以看為由四個獨立的彈簧支承，其彈簧系數(shù)為K，由卡氏變形定理可以求出個支座反力。設(shè)B、C、D處彈簧的反力為多余反力，這些多余反力的大小可以由下式求得： （55） 圖52 簡化后的傳統(tǒng)計算力學模型縱梁和彈簧的應變能力U可以由下列公式求得： （56）其中，五個積分中的彎矩M均為支座反力A和載荷的函數(shù)，而A可以通過Y方向的力平衡方程式消去。 （57）式中，P——總載荷為使計算方便，對比公式（51）至（54）（傳統(tǒng)的簡化計算方法），利用公式（55）至（57）（卡氏變形定理）可以求出彈簧支承處反力的差值大小。現(xiàn)假設(shè)前后懸架相等，即。并假設(shè)縱梁在長度方向上承受均布載荷，由結(jié)構(gòu)的對稱性可知： （58）設(shè)B處彈簧的反力為多余反力，由卡氏變形定理得： （59） （510） （511）式中的M可有下列公式求出： （512）將式（510）至（512）代入方程式（59）得 （513）求解得： （514）由上式可知，支座反力A、B與車架軸距、縱梁材料的彈性模量E、橫截面系數(shù)I和彈簧系數(shù)K有關(guān)。按照本文的車架參數(shù)，, ,,。將這些數(shù)據(jù)代入公式（513），得：A=B=求得支座反力后作出彎矩圖，尋找最大應力值=15589。由下式求得最大應力： （515）其中，為彎曲截面系數(shù)，由截面的寬度和高度決定： （516） 式中，B=60mm，b=52mm，H=160mm，h=152mm，代入式（516）求得=，代入式（515），求得最大應力值為237MPa。 圖53 縱梁橫截面簡圖 由以上可知，傳統(tǒng)計算方法因?qū)嚰茏龅暮喕^大，所以計算結(jié)果的誤差較大。相比之下，有限元法不僅省時省力，減小設(shè)計成本，增加產(chǎn)品和工程的可靠性，而且計算結(jié)果也更精確，還可以采用優(yōu)化設(shè)計，降低材料消耗或成本。第6章 論文總結(jié)本文利用UG NX7軟件建立了6470型SUV車架的3D模型，并在ANSYS環(huán)境下利用有限元分析方法對之進行了靜態(tài)分析，本文主要工作如下：（！）對車架的國內(nèi)外研究現(xiàn)狀進行了分析。（2）對車架的結(jié)構(gòu)進行了分析，分析了車架的結(jié)構(gòu)特點，在此基礎(chǔ)上，對車架結(jié)構(gòu)進行合理簡化，建立了車架三維幾何模型。（3）用對車架進行了智能網(wǎng)絡(luò)劃分，定義了邊界約束條件，建立了車架有限元模型。（4）選取了滿載彎曲、滿載扭轉(zhuǎn)、滿載制動和滿載轉(zhuǎn)彎四種典型工況，對車架進行了靜態(tài)特性分析。分析結(jié)果表明，車架總體上有較好的強度和剛度特性。除了第五根橫梁與縱梁連接處應力比較集中之外，車架均有較高的安全系數(shù)。故第五根橫梁與車架縱梁的連接應加以改進，可通過增大接觸面等改善應力集中情況。通過汽車車架在各種工況下的有限元模擬 ,可以很方便地知道車架各點應力分布的情況及最大應力點的位置 ,預估產(chǎn)品的剛度和強度。在現(xiàn)實的生產(chǎn)設(shè)計活動中，使用CAD/CAE方法設(shè)計汽車車架，具有耗時少，效率高，耗資少，變型方便，計算結(jié)果全面且詳盡，勞動強度低等傳統(tǒng)設(shè)計方法不具備的優(yōu)點。可見， CAD/CAE方法若能在我國的機械制造行業(yè)（如汽車工業(yè)企業(yè)）中得到大規(guī)模推廣，則必將對我國的機械制造行業(yè)產(chǎn)生深遠的影響。綜觀整個設(shè)計，由于自身能力有限，加之時間倉促，還存在下列不足之處：（1）建立的3D模型在分析時做了一些簡化，對結(jié)果的準確性和可靠性產(chǎn)生一定影響；（2）未能夠在有限元模型中給不同的部件賦于不同的材料特性；（3）在分析中一些數(shù)據(jù)上存在一定誤差，對結(jié)果的精度有影響；鑒于以上原因，建議今后的研究可從下列幾個方面著手：（1）全面細致的掌握ANSYS軟件中有關(guān)內(nèi)容。（2）盡量建立完整且有利于ANSYS的分析的車架模型。（3）對車架有限元模型進行動態(tài)特性分析，還可以對車架進行有限元疲勞分析，更加全面的分析車架結(jié)構(gòu)的合理性。（4）對于車架設(shè)計，要求在滿足強度和剛度的條件下盡可能減輕車架的質(zhì)量。因此，今后還可以在本文建立的車架有限元模型的基礎(chǔ)上，對車架進行優(yōu)化分析，以達到合理利用材料、減輕車架自重的目的。