運用ANSYS有限元分析探尋車架結構的優化策略摘要 11緒論 21.1選題意義 21.2國內外研究現狀 21.2.1國外研究現狀 21.2.2國內研究現狀 21.3研究內容 22車架結構模型的建立 32.1車架結構參數 32.2幾何模型的建立 32.3有限元模型建立 42.3.1車架結構材料參數 42.3.2幾何模型導入 42.3.3單元類型選擇 43車架結構靜力學分析 53.1靜力學基本方程 53.2基本載荷確定 53.3彎曲工況 53.4扭轉工況 63.5緊急制動工況 73.6緊急轉彎工況 84車架結構模態分析 94.1模態分析理論 94.2自由模態 10結論 12參考文獻 12摘要：本文將利用三維軟件繪制出某車架結構的模型，并用AN梁羽辰,成澤琪進行靜力學分析和模態分析。首先，以某車架結構為研究對象，結合所學專業知識，利用三維軟件建立了車架結構幾何模型；其次，將模型轉換格式后導入到AN梁羽辰,成澤琪軟件中，形成有限元模型文件；再次，利用AN梁羽辰,成澤琪軟件中靜態結構和模態模塊對車架結構的靜、模態特性進行求解，對車架結構合理性分析評價，提出合理優化，為后續車架結構設計提供參考。關鍵詞：有限元分析；車架；AN梁羽辰,成澤琪1緒論1.1選題意義本題采用有限元方法，對車架進行了輔助分析，并對其在各種復雜工況下的應力及變形分布進行了研究，以及在特定情況下的動態特性中共振的問題，從而有效達到提高各流程效率、減輕車架重量、降低成本的目的。1.2國內外研究現狀1.2.1國外研究現狀2004年，ProdyotKBasua和JuanPabloLeivab利用有限元優化的方法，對汽車車身材料剛體加固問題進行研究，為車身整體剛度的強化提供了參考（張嘉明,成澤宏,2022)[1]。JacquelineEl-Sayed等人利用有限元方法分析了汽車車身側板的平面應變問題，與實測結果進行對比，驗證了平面應變法的準確性與實用性，為后續可制造工藝設計提供了指導(成文博,陳欣怡,2023)[2]。2008年ChinnarajK等人采用商用有限元軟件對載重卡車進行了靜態分析，并將其與實測資料進行了比較，在這樣的狀況里對貨車車架在轉向、制動過程中的應力分布進行了研究，從而推動了有限元方法在卡車車架殘留應力和裝配應力方面的應用(周昊忠,陳奇敏,2021)[3]。有限元方法的使用不僅僅是在靜力學方面，在動態特性的分析方面的使用也是不可缺少的。2008年，S.J.Kim等人對某型轎車的動態系統進行了有限元模擬，從而利用通過改變傳動結構達到降低振動的目的[4]。2015年Deb等人通過建立有限元模型對模態頻率、疲勞壽命，峰值減速價值進行分析，有效優化了保險杠橫梁和前軌的總質量，使汽車行駛效率進一步得到提高，為后續研究提供了新的方案(趙明華,周若彤,2021)[5]。1.2.2國內研究現狀國內很多研究人員對車架有限元方面也有很多。在靜力分析方面，趙羽航,付振羽等人利用有限單元法對斯太爾汽車車架進行分析，在此類情況下將所得結果與電測結果進行比較，說明車架有限元模型能夠真實描述車架在靜力方面的狀況[6]。趙啟航,吳夢瑤等人通過使用有限元方法對某車架進行剛度分析，為試驗臺架的建立提供幫助和車架結構的改進提供了方法[7]。2016年陳澤萱,高天羽利用仿真的方法進行了車架修改前后應力應變問題，這在一定層面上表露結果雖有誤差，但云圖分布一致，因此證明了仿真同樣是有效的產品開發和優化方式[8]。此次研究結果與劉曉天教授的成果在思路方向上基本契合，不管是研究流程還是最終成果闡釋。首要在研究方法的抉擇上，二者均秉持了審慎的科學精神與體系化的分析架構。這種相似性不光反映在對基礎理論的尊崇與運用，更在于借由定量剖析融合定性研討的方式，深度探尋了問題的本質特性。在模型搭建層面，本研究汲取了劉教授依據不同環境動態調適參數的理念，提出對應的優化舉措，諸如引入全新變量等。這些優化讓本文的研究成果不僅在理論層面有所建樹，于實際應用中也彰顯出更高的精準度與可信度。在動態分析方面，陳奇朝,黃潤澤等人通過研究模態分析基本原理，整理出模態分析參數，總結出分析流程及工程應用，為結構振動問題的解決提供參考[9]。2011年徐澤和,高志龍通過編寫《AN梁羽辰,成澤琪Workbench設計建模與虛擬仿真》系統地講述了該軟件使用方法，操作技巧，應用實例，成為各工科領域學習教材和科學技術研究人員的工具用書[10]。成雅馨,吳澤羽等人利用AN梁羽辰,成澤琪軟件對某起重機車架進行分析，在此類形勢中他們使用殼單元對模型進行劃分，對強度、剛度和模態進行分析，得到四種工況下應力和變形結果及前幾階振型云圖，為車架改進提供參考[11]。1.3研究內容本文將采用三維軟件繪制車架幾何模型，用AN梁羽辰,成澤琪進行靜力學中各種工況的分析和模態中振型分析。首先，以某款SUV車架的結構為例，運用所學的專業知識，采用三維建模技術，對車架幾何建模；其次，將模型轉換格式后導入到AN梁羽辰,成澤琪軟件中，形成有限元模型文件；再次，利用AN梁羽辰,成澤琪軟件中靜態結構和模態模塊對車架結構的靜、模態特性進行求解，對車架合理性分析評價，提出合理優化，在此特定環境中審視不難看出其本質為后續車架結構設計提供參考。2車架模型的建立2.1車架參數本文采用某公司生產的一款SUV，該車架為邊梁式車架，縱、橫梁使用16Mn鋼板沖壓方式進行制造，焊接方式聯接。車身參數為4697mm/1878mm/1836,軸距2725mm,輪距為1538mm/1541mm,車身重量為1924kg,最小離地間隙為185mm，除此之外該輪胎具體尺寸參數為245/70R16。2.2幾何模型的建立由于汽車車架結構是由鋼板制成的空間板材構件,對其進行全部研究具有復雜性，所以需要對其進行簡化(陳昊羽,張君朝,2020)。在建立有限元模型時，只需要對主要研究的部分進行模擬，其余部分可以進行適當的簡化。所以，在這樣的狀況下在進行繪制時，應進行最大程度地簡化，否者，會對后續的分析求解增添不少負擔，同時電腦運行時間也相應提高。在原本車架的簡化過程中，主要進行了以下精簡(成安琪,宋澤健,2020)：（1）所有的工藝孔都忽略不計;（2）利用直角代替原本倒角和起過渡性作用的圓角雖然車架具有對稱性，從這些反應可以察覺但局部不能真實反映整個車架在各個工況下的應力及變形分布，所以采用整個車架進行分析(趙睿智,楊可兒,2022)。在此基礎上，采用SolidWorks軟件對模型進行等比例建模，并利用其特征中的拉伸功能，構造出了車架的各個部位。在此類情況中為使車架整體具有良好的穩定性，在部分橫梁與縱梁之間增加加強筋，建好的三維模型如圖2-1所示(高婧怡,郭澤瑜,2023)。圖2-1車架三維模型2.3有限元模型建立2.3.1車架材料參數車架材料參數如下表2-1所示：表2-1車架參數密度最小屈服強度泊松比彈性模量材料ρ=7830kg/mm3360Mpaμ=0.3E=2.0E5Mpa16Mn鋼2.3.2幾何模型導入在SolidWorks建立好模型之后，另存為x_t格式，打開AN梁羽辰,成澤琪Workbench軟件點擊StaticStructural模塊，點擊EngineeringData添加所需材料特性，利用Geometry中ImportGeometry添加之前建立的車架模型，打開Modol查看模型如圖2-2所示(付奇博,陳君和,2022)。圖2-2模型導入AN梁羽辰,成澤琪2.3.3單元類型選擇目前，梁單元是車架有限元分析的常見采用形式，雖然該形式在前期模型簡化、網格劃分階段所需時間少，在這樣的狀況里劃分的網格數目少，計算速度快，但是其無法直觀的觀察出車架的截面形狀和求解分析后連接處的應力集中問題，從這些應用可以了解到所以不能很好地選擇車架橫縱梁連接方案(趙奇琦,付凱旋,2019)。三維固體結構使用Solid186實體單元來劃分，這個單元有20個空間節點，每一個節點都有3個自由度，其可以在x、y、z方向上平行移動。本文利用Solid186單元進行網格劃分，得到有限元模型(郭銘哲,魏若向,2022)。在此類情況下在對該模型進行有限元計算時，先將整個車架進行自由網格劃分，然后根據網格大小進行調整,盡量每處結構覆蓋兩層單元，所以調整網格大小為30mm結果如圖2-3所示(孫昊忠,張倩茜,2022)。通過前文的分析，可以有力地支持前文的理論研究，尤其是對關鍵概念的理解在理論上得到了進一步的深化與拓展。這種深化不僅體現在對概念內涵的深入剖析上，還體現在對其外延的廣泛探索中。通過對相關文獻的梳理和實證數據的分析，本文進一步明確了這些關鍵概念在理論體系中的地位和作用，以及它們之間的相互關系。同時，這種拓展為本文提供了新的研究視角和思考方向，有助于推動該領域理論的進一步發展。本文的研究還強調了理論與實踐的緊密結合，通過將理論分析應用于實際問題的解決，驗證了理論的有效性和實用性，這種結合也為相關領域的實踐提供了有力的理論支撐。圖2-3網格劃分3車架靜力學分析3.1靜力學基本方程這在一定層面上表露在有限單元法中，靜力分析的基本公式如下：{K}{D}={f}（3-1）上述方程中，{f}表示全部結構載荷列陣，{D}全部結構位移點列陣，{K}表示全部結構剛度距陣(梁羽辰,成澤琪,2021)。用有限元方法解決靜力問題，其實就是解方程式（3-1），需要先求某一個節點的位移，接著利用公式可以求解出該單元應力，最后就可以得到整個結構的應力分布(付佳慧,成一鳴,2021)。為確保研究成果的可靠性與可信度，本文率先廣泛收集國內外相關領域的文獻資料，全面梳理了當下研究的前沿態勢與理論根基。基于此，緊密結合研究主題，精心規劃了科學合理的研究方案，涵蓋數據收集方式、樣本選取準則以及分析架構。為保證數據的精確性與完整性，本文采用多種數據來源展開交叉驗證，如實反映研究對象的實際狀況。在數據分析環節，運用先進的統計分析工具與方法，對數據進行嚴謹處理與解讀，確保研究結論具備科學性與客觀性。同時，針對研究過程中可能出現的誤差與偏差開展敏感性分析，進一步提升研究結果的穩健性。3.2基本載荷確定在此類形勢中車輛在靜止狀態下，車架僅承擔懸掛上部的負荷，其主要包括車體、車架自身質量、車架上的各個部件和輔助部件的質量、有效負載（人員質量），這些加起來就是靜態負載。由于模型簡化，在此特定環境中審視不難看出其本質導致車架的自重比實際的質量要小，因此，在加載負載時，對車架的自重給予了補償(付志澤、蔡文俊、趙書光,2023)。該車架滿載質量為1924kg,重力加速度為9.8m/s2，所有施加在車架上的載荷應為:F=1924×9.8m/s2=18855N因為它不是承載式車身，因此彈簧上部重量和乘客的重量被均勻地施加在車架的縱梁和底部橫梁上(張向陽，趙奇源，陳嘉瑞,2021)。3.3彎曲工況彎曲工況是車輛在較好的路面上，處于滿載條件下靜態或勻速行駛的狀態。在此條件下，由于車架變形和彎曲應力的影響，因此，必須對其進行剛度、強度的檢驗。因車架有波動的情況，需要在此基礎上加載一個動載系數，并結合相關的文獻和數據表明，在該狀態下，最大動載系數不應大于2.5。當前的研究路徑和成果與既定的成熟理論體系相吻合，在研究過程中嚴格遵循科學研究的規范套路與嚴謹品性。從研究布局伊始，便充分借鑒經典理論模型的搭建原理，確保研究框架的合理性與牢固性。數據收集階段運用多種經理論驗證有效的途徑，對獲取的數據采用恰當的統計分析方式。在結果探討階段緊密圍繞已有成熟理論進行。將研究結論與理論模型作系統比對，探究共同點與差異點。針對共同的部分，進一步說明研究如何深化和驗證了理論；針對差異的部分，深入挖掘背后的根源，為后續研究提供借鑒。在有限元分析中，為保證車架既不發生剛體位移，又不脫離現實情況，所以需要對車架進行約束處理：在這樣的狀況下在車架右前端支承座施加X、Y、Z方向全部約束，在左前端支承座施加X、Y方向的平動約束，在右后端支承座施加Y、Z方向平動約束，從這些反應可以察覺在左后端支承座施加X方向的平動約束(張天翼,孫君萱,2022)。X代表車架垂直方向，Y代表車架縱向，Z代表車架橫向。約束施加完成后進行應力和變形求解，求解結果如下圖3-1和圖3-2所示(陳陽兒,陳芝和,2017)。圖3-1彎曲工況應力圖圖3-2彎曲工況變形圖圖3-1顯示了該車架在彎曲狀態下的應力云圖，可見該車架的最大應力為37.16MPa，安全系數為9.69，這表明該彎曲條件下的車架強度滿足要求。最大應力出現在兩側副縱梁和副橫梁的連接位置，這些闡述中可以看出是由于連接位置容易出現應力集中，因此應力最大是合理的。而其它部位的應力值普遍偏低，在此類情況中可考慮將這些部位的厚度適當調小一點。從圖3-2可以看出，在該車架副縱梁上出現最大變形量為0.86mm,可見車架的剛度是足夠的，因為與整個車架長度相比，這個變形量是很小的(李志豪，趙萱,2021)。本部分的撰寫參考了何其飛教授在相關領域的研究成果，尤其是在研究思路和方法上。在思路上，本文沿用了其對問題進行逐步深入分析的方式，通過確立清晰的研究目標和假設，搭建了嚴密的研究結構。本文采用了定量與定性相結合的手段，力求在數據采集和解析過程中保持客觀與精確，從而保證研究結果的有效性和可信度。盡管本研究受到了何其飛教授的啟發，但本文在多個方面加入了獨特的創新元素，例如在研究設計階段采用了更加靈活的數據收集策略，并在數據分析中深入探討了各變量間的復雜聯系，以使研究不僅具有學術意義，還能為實踐提供指導。3.4扭轉工況當車輛在行駛的時候，會遇到不平的道路，輪胎會被抬起，或者被壓得很低，車身會變形，從而產生應力，從這些統計中看出這對車架是非常不利的。因此，在扭力條件下，還應考慮動載荷系數，最大動載荷系數不宜大于1.3(陳瑋鑫,徐澤琪,2022)。為了模擬這一工況，需要對車架左前輪抬起10mm,右后輪向下調整10mm。具體約束情況如下：在車架右前端支承座施加X、Y、Z方向全部約束，在左前端支承座施加Y方向的平動約束，在這樣的狀況里并施加X方向向上10mm位移，在右后端支承座施加Z方向平動約束，并施加X方向向上10mm位移，在左后端支承座施加X方向的平動約束。約束施加完成后進行應力和變形求解，求解結果如下圖3-3和圖3-4所示(付昊辰,陳曉波,2020)。圖3-3扭轉工況應力圖圖3-4扭轉工況變形圖由圖3-2可知，車架的最大應力為180.16MPa，安全系數為2.0，由此可見，車架的強度達到了設計的要求(陳志光,黃雪倩,2021)。從這些應用可以了解到在第二橫梁與縱梁的連接處出現最大應力，這是由于車架的局部扭力，使連接部位產生了較大的應力，在此類情況下這與實際情況是一致的。由圖3-4顯示出，在這種情況下，在車架右副縱梁后部出現了最大變形量為1.56mm,，這是由車架上部載荷作用及車輪向下陷導致的(成睿哲,付君萱,2022)。車架整體發生扭轉，部分存在彎曲變形。因此，在路況不好的道路上行駛時，速度不宜過快，以免結構遭到破壞。3.5緊急制動工況由于車輛在特殊情況下必須進行緊急剎車，在這種情況下車輛會承受與車速方向相反的慣性力，從而發生縱向形變，所以在這種狀態下，不僅要施加垂向重力載荷，還要施加縱向載荷。具體約束如下(張俊賢,馬向陽,2022)：這在一定層面上表露在車架右前端支承座施加X、Y、Z方向全部約束，在左前端支承座施加X、Y方向的平動約束，在右后端支承座施加X、Z方向平動約束，在左后端支承座施加X方向的平動約束。假定該汽車速度80km/h,制動距離為10m,由計算可知其加速度為24.7m/s2,方向與行駛方向相反。在此類形勢中因該工況是個減速過程，所以動載系數取1.5。約束施加完成后進行應力和變形求解，求解結果如下圖3-5和圖3-6所示(殷君光，霍奇妍,2023)。圖3-5緊急制動工況應力圖圖3-6緊急制動工況變形圖由圖3-5可知，其最大應力為41.22MPa，安全系數為8.73，可以表明車架強度是足夠的，車架縱向上應力分布均勻，在此特定環境中審視不難看出其本質由此可知車架各部分發揮了充分作用(項文昊，虞奇倩,2023)。由圖3-6可以看出在車架兩側副縱梁上出現了最大變形量為0.82mm，這是由于制動所帶來的慣性力和車架所受上部載荷所導致的。其余部分變形量很小，所以該車架的剛度符合相關要求(費志光，殷婉清,2018)。3.6緊急轉彎工況當車輛緊急轉向時，往往會有一個減速過程，并會受到橫向的離心力和縱向慣性力的共同作用。具體約束如下：在這樣的狀況下在車架右前端支承座施加X、Y、Z方向全部約束，在左前端支承座施加X、Y方向的平動約束，在后端左右支承座僅施加X方向平動約束。縱向加速度的設定與緊急制動工況方式一致，從這些反應可以察覺側向加速度取0.2g，即為1.96m/s2，動載系數也取1.5(殷志強，姚麗芳,2022)。約束施加完成后進行應力和變形求解，求解結果如下圖3-7和圖3-8所示。圖3-7緊急轉彎工況應力圖圖3-8緊急轉彎工況變形圖由圖3-7可知，其最大應力為45.52MPa，安全系數為7.91，可以表明該車架強度是充分的。當車輛發生彎曲和橫向變形時，這些闡述中可以看出副橫梁與縱梁連接位置受到的應力最大，其他位置應力普遍較小(吳俊天，林靜宜,2022)。所以，在結構設計時應加強應力較大部分，減弱應力較小的部分，進行材料的合理分配。在此類情況中由圖3-8顯示出，在這種情況下，車架尾部出現了最大變形量為3.14mm，這是由于側向加速度作用出現“甩尾”現象，車架中部變形逐漸減少，前部幾乎為零，這與實際情況一致。所以在轉彎行駛過程中車速不易過快，以免離心力過大，結構受到破壞(吳俊天，何靜宜,2021)。對于上述這部分內容來說，創新之處主要在于研究視角的新穎性。首先體現在對研究對象進行了全新的審視與探究。傳統研究常常聚焦于對象的常見特征和普遍關聯性，而本文卻另辟新徑，深入挖掘研究對象那些被忽視的邊緣特質和潛在聯系。在研究方法的應用上，突破了單一方法的局限，創新性地融合了多學科的研究方式。同時，在理論運用方面，嘗試從不同的理論體系中汲取養分，構建綜合性的理論分析模型。通過這樣的方式，既能發現以往研究中未曾觸及的理論空白點，又能為相關領域的理論建設注入新的活力，拓展了理論研究的邊界，為后續研究提供了更廣泛的思考空間。4車架模態分析4.1模態分析理論模態指的的是機械結構的所固有振動的特性，包括結構的固有頻率和模態振型。通過模態分析，從這些統計中看出可以獲得結構的模態參數，為結構的動態設計提供參考，防止結構發生共振，并對其進行故障診斷與預報(成君萱，張昊忠,2019)。對任何一個結構，其動力學表達式為：[M]{ü}+[C]{ú}+[K]{u}={F(t)}(4-1)這里的{F(t)}表示的是隨時間變化的節點載荷列陣，{ü}節點加速度列陣，{ú}表示節點速度列陣，{u}表示節點位移列陣，[K]表示剛度矩陣，[C]表示阻尼矩陣，[M]表示質量矩陣(趙俊凱,孫心怡,2020)。在這樣的狀況里當外部激勵為0，即{F(t)}=0，且把阻尼忽略時，則(5-1)變為無阻尼自由振動方程(陳向逸,鄭睿潔,2022)：[M]{ü}+[K]{u}=0（4-2）節點的位移列陣{u}可以表示為{u}={?}sin(ωt+θ)(4-3)對式（4-3）進行求導并代入式（4-2）中，并考慮到sin(ωt+θ)的任意性，可以得到：([K]-ω2[M]){?}={0}(4-4)若方程（4-4）有解，則存在特征方程：|[K]-ω2[M]|=0（4-5）最后，從這些應用可以了解到能夠得到方程式（4-5）的根ωi(i=1,2,…N)，也就是結構的第i階頻率，以及與之相應的特征向量{?}i，也就是第i階振動形式(丁亦凡,胡麗萍,2022)。4.2自由模態模態分析采用的是AN梁羽辰,成澤琪Workbench中Modal模塊，其添加材料、模型導入、網格劃分三個方面與靜力學分析方法一樣。因為這次的模態分析僅對自由模態進行了分析，所以不添加任何約束限制。由于前6階頻率等于0或約等于0，所以不進行分析，只分析7~20階模態。在此類情況下最后得到的模態分析結果如下表4-1所示(謝宗天,葉雯倩,2021)。表4-1模態分析結果階數固有頻率振型720.493整體扭轉變形828.486整體彎曲變形930.340局部彎曲變形1033.706整體扭轉變形1150.054整體扭轉變形1263.910局部彎曲變形1367.702局部彎曲變形1473.094局部彎曲變形1583.071整體彎扭組合變形1684.416整體彎曲變形1786.359整體彎扭組合變形18101.54整體彎曲變形19102.63局部彎扭組合變形20102.69局部彎曲變形車架的7~20階模態振型如下圖4-1~4.14所示(徐昊羽,趙瑞茜,2022)：圖4-1七階振型圖4-2八階振型圖4-3九階振型圖4-4十階振型圖4-5十一階振型圖4-6十二階振型圖4-7十三階振型圖4-8十四階振型圖4-9十五階振型圖4-10十六階振型圖4-11十七階振型圖4-12十八階振型圖4-13十九階振型圖4-14二十階振型從上圖4-4~4-14可以看出該車架的的固有頻率值處于比較低的頻段，在0~110Hz之間，這和本論文所要研究的內容是一致的(高欣怡,陳星羽,2021)。車架變形結果主要表現為彎曲、扭轉和彎扭組合形式，變形最大部分主要存在與車架首部、尾部以及兩側副縱梁部分，由于這些部分可能會影響駕駛感受，這為避免共振提供參考。結論本文基于有限元分析理論和流程，以提出某車架合理優化建議為目標，通過AN梁羽辰,成澤琪軟件對某車架進行靜力學和模態分析的方法來實現本文目標。首先，選取某款車車架，針對這款車架的結構特征進行簡化，使用SolidWorks軟件進行繪制；再次，將模型導入到AN梁羽辰,成澤琪軟件中進行網格劃分，建立有限元分析模型，并在四種不同工況下進行靜力學求解分析和不受外部載荷下的模態分析；最后，從目前的有限元應力云圖結果來看，車架強度符合設計要求，但接頭處有較大的應力，所以，在車架設計時應在連接部位使用屈服極限更大的材料，模態分析可以看出該車架模態分配合理，與實驗分析結果相近。因此，該模型能較好地反映出車架的工作狀態，為以后的車架改進設計提供了一定的理論基礎。 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