車架分析
關注創建者：匿名 創建時間：2021-09-07
車架分析的視頻教程
Hyperworks底盤副車架從網格劃分到靜剛度、靜強度、模態頻率及振型及安裝點動剛度仿真分析實例視頻教程
本課程主要包含一下幾點內容： 1、底盤副車架本體的網格劃分，包括焊縫建模； 2、副車架支架安裝點靜剛度仿真分析，包括局部坐標系建模、約束、加載及后處理讀??； 3、副車架本體靜強度仿真分析，即在loadcase載荷工況下，利用慣性釋放法來仿真計算副車架本體的強度應力； 4、副車架本體模態頻率及振型的仿真分析； 5、副車架各安裝點動剛度的仿真分析，方法為IPI原點法，分析類型為頻響分析，包含各卡片的設置以及
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車架分析的實例教程
基于HyperWorks的mini baja車架分析設計.docx
基于HyperWorks的mini baja車架分析設計
一、設計階段
參考國內、外資料，在ug建模軟件上，初步選定好車架管的規格和型號（4130鋼管）設計好車架結構。建模如圖一：
圖一
二、車架的有限元模型
步驟如下：
（1）在hypermesh里面導入車架線模型、
（2）建立車架管橫截面屬性。
展開 車架結構中的小尺寸結構，如板簧吊耳、副簧限位件等，對車架的整體振型影響不大，可以忽略不計。而對于鏈接兩個零件的鉚釘，則采用剛性單元代替。
車架結構都采用板殼單元進行離散。單元形態以四邊形單元為主，避免采用過多的三角形單元引起局部剛性過大；為了使整個車架有限元模型規模不致過大保證計算的經濟性，單元尺寸控制在10～25mm。車架板殼結構的材料參數取:彈性模量E＝2.07e11pa，伯松比u＝0.3,密度均取：ρ＝7830kg/m3。模型規模：車架單元總數為16606 個，節點總數為16862 個。
3 車架結構振動分析
在汽車設計領域，伴隨著計算技術的迅猛發展，有限元分析在汽車數字化開發過程中獲得了廣泛的應用，尤其是對轎車承載式車身基本力學性能的分析，已經作為新產品開發設計中結構分析的主要內容。然而對于皮卡車,目前還沒有明確的設計標準，所以概念設計階段的有限元分析校核往往容易被忽視。也正因此，國內某些車型在投產后出現了局部損壞和駕駛室共振問題，給企業造成了聲譽和經濟上的雙重損失。為避免同類問題的出現，縮短開發周期，本文以大型有限元軟件HyperWorks 和Optistruct 為平臺，對某皮卡汽車車架數模進行了有限元分析，并依據分析結果對結構設計作出了評價，使企業在概念設計階段便可以了解產品基本力學性能，從而有的放矢的進行結構分析改進，避免重復設計。
3.1 自由模態分析的邊界條件為：無任何約束。
本計算采用自由模態分析方案，將Hypermesh 中建立的有限元模型導入OPTISTRUCT 進行計算，對比分析了車架結構前4 階自由模態（固有頻率值和振型），并在Hypermesh 后處理器中查看結果。由于對駕駛室的振動響應影響相對較大的激勵頻率多集中在低頻域，為此分析了車架前4階典型振型。模態分析結果如表1 所示。
展開 車架在工作時承受來自多方面動載荷的作用時，當外載荷頻率遠小于車架一階模態頻率時,對車架做靜態分析就可以滿足設計要求,但是在通常情況下,車架所受的外載荷頻率接近甚至達到了車架的一階模態頻率,這時就必須對車架進行動態分析,以了解車架的動態特性是否滿足工作要求。模態分析即對系統的固有頻率的分析是動態特性分析的基礎,也是分析系統固有特性和振型的最主要方法之一。它能確保汽車使用中的安全可靠。因此，車架結構模態分析在現代汽車結構設計中具有十分重要的意義。
1.2 本文研究的主要內容
本文以淮安市專用汽車制造有限公司生產的HYG9386欄板貨車車架為研究對象，通過CAD/CAE技術相結合，對車架進行有限元模態分析。
(1) 對車架進行從實體到三維電子模型的轉化。
(2) 運用建模軟件SlidWorks建立車架的實體模型。
(3) 將車架幾何模型導入有限元分析程序AnsysWorkbench，建立車架有限元模型，對模型進行模態分析。
2 基于SolidWorks的半掛車車架實體建模
本文所要研究的半掛車是淮安市專用汽車制造有限公司的產品，半掛車車架為邊梁式結構，主要由左右縱梁和若干根橫梁組成。中間為兩根主承載梁縱梁，縱梁為優質成型工字鋼或焊接工字鋼。兩縱梁間采用焊接橫梁，橫梁采用優質鋼板沖壓成型或成型槽鋼。兩縱梁外側采用翼梁焊接，翼梁為變截面優質鋼板，橫梁、翼梁與縱梁連接采用交叉結構，增加了車架抗彎強度和抗扭剛度。車全長約13m，寬2.4m，軸距約7.6m，由全金屬結構焊接而成，車架前部可通過牽引銷連接牽引車，左右側分別裝有工具箱、防護網和備胎等附件，表面鋪有壓花鋼板和若干防滑條，下部可通過鋼板彈簧連接三個車橋，車架為對稱結構。其車架圖如圖2.1所示。
展開 轉彎工況下前擺臂和副車架的最大應力分別為72.61MPa和181.4MPa；沖擊工況下前擺臂和副車架的最大應力分別為53.36MPa和112.5MPa；制動工況下前擺臂和副車架的最大應力分別為139.4MPa和341.2MPa。前擺臂和副車架結構中所用材料的強度特性如表7所示。
表7各材料強度特性
材料牌號
屈服強度/MPa
抗拉強度/MPa
HAPS400
255
400
HAPS440
305
440
前擺臂和副車架下板采用HAPS400，副車架上板材料為HAPS440。前擺臂結構設計滿足此三種工況下的強度要求，而副車架結構只有轉向和沖擊工況滿足強度要求，即應力水平小于材料的屈服極限。副車架在制動工況下的最大應力超過了材料的屈服強度極限。而從應力分布云圖上看，各個工況下橡膠襯套安裝支架、車身連接支架周圍及孔周圍的應力水平相對較高，且異常應力集中位置多出現在孔周圍。在有限元分析計算中，結構中焊縫或剛性連接處易出現應力集中現象，對于結構分析，可不考慮由于焊縫或剛性連接所引起的異常應力集中[9]。
4 副車架的優化與驗證
4.1 副車架結構優化
通過上述對副車架結構的有限元分析，己反映出副車架原結構設計中存在的不足。因此，可綜合副車架結構強度分析結果，對分析所得的危險部位從結構角度進行優化。在結構的強度分析中，副車架在制動工況下其最大應力值超過了材料的屈服極限，其最大應力發生在副車架上板的左右，故以副車架上板為副車架結構優化和改進的主要目標。所用優化方式主要為在應力集中處加一塊加強板，以實現提高強度作用。基于上述思想，結構經優化后的副車架有限元模型如圖11所示。
圖11 優化后副車架有限元模型
4.2 優化后結構強度分析
優化后提交計算后的結果如圖12所示。
展開 4、應用實例
4.1 車架Mobility 分析
綜合考慮車身各懸置點處隔振元件的Mobility 和隔振效果的要求，對某車架的Mobility進行分析計算。
分析的邊界條件：
在車身與車架懸置點、發動機懸置點、懸掛系統懸置點等分別沿X、Y、Z 三個方向施加1N 隨頻率（10-700HZ）變化的動載荷。其中發動機左右懸置2 個懸置點，采用局部坐標系加載，載荷大小同上。車架處于完全自由狀態；考察各懸置點三個方向的速度在10Hz 到700Hz范圍內隨頻率的變化量。
圖2 所示為車架某些懸置點Mobility 分析結果曲線，圖中直線為定義的目標值，曲線為計算所得mobility 值。
分析結果表明目標車某些懸置點的動態剛度特性滿足NVH 性能要求，而動力總成懸置點的Mobility 分析結果遠大于標桿車的分析結果。經過幾輪的改進分析，動力總稱懸置點的Mobility 值顯著下降，滿足目標。
圖2 車架懸置點Mobility 分析結果
4.結論
1、Mobility 是衡量車輛懸置系統隔振性能的一個重要指標，對Mobility 的評價理論進行分析，并提出了目標值設定的方法；
2、運用nastran 卡片對mobility 分析過稱進行定義；
3、運用nastran 對某車架懸置點進行Mobility 分析，并與目標值進行比較，經過幾輪的改進分析車架各懸置點的動態剛度特性基本都能滿足NVH 性能要求。
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[5] 倪昀，陳偉.基于nCode的前橫向穩定桿應變疲勞分析[J/OL].熱加工工藝，2014,43（02）:52-54+58.（2014-02-13）
[6] 周美施，張鐵柱，尹懷仙，張洪信，劉高君.基于n Code Design-Life的電動客車車架疲勞壽命分析[J/OL].青島大學學報（工程技術版），2015,30（04）:96-100.
文章來源：汽車科技
[2] 余剛珍.基于ANSYS Workbench的車架結構有限元分析及拓撲優化技術研究[D].哈爾濱:哈爾濱工業大學,2015.
[3] 楊曉宇,何艷飛,曹銘超,等.基于Simsolid/Ansys的零件無網格仿真對比分析[J].桂林航天工業學院學報,2020,25(4):453-459.
參考文獻
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[3] 徐達，蔣崇賢.專用汽車結構與設計[M].北京：北京理工大學出版社，1994.
文章來源：機車車輛工藝
關鍵詞：公鐵兩用半掛車車架;有限元分析;強度;優化;
公鐵兩用貨車是公路掛車加裝鐵路專用鉸接式走行單元，通過取消鐵路平車車體，將半掛車直接與轉向架相連，即可在鐵路上運行；脫離連掛即成普通半掛汽車，可在公路上運行的多式聯運模式。
：面向制造的仿真驅動設計
大會部分案例前瞻
（只提取小部分會議，完整請在報名連接查看）
使用 Altair simSolid 進行車輛副車架強度分析
