EQ1075G车架有限元分析
汽车空气悬架均衡梁的有限元分析优化
汽车空气悬架均衡梁的有限元分析优化摘要均衡梁作为半挂牵引车空气悬架的关键部件之一，其强度、疲劳分析是空气悬架系统研发过程中的重要环节。
本文在介绍均衡梁结构特点的基础上，建立了均衡梁有限元分析模型，运用有限元分析软件hyperworks对均衡梁进行有限元分析，得出该空气悬架均衡梁的应力分布规律与疲劳寿命特性，同时，根据对零件的工况模拟，找出零件失效的原因，对均衡梁结构进行优化。
关键词空气悬架；均衡梁；有限元中图分类号td1 文献标识码a 文章编号1674-6708（2012）64-0151-020引言空气悬架系统是当今流行于发达国家汽车行业的先进产品，在牵引车上面的使用率已经达到了80%，结合目前我国高速公路的不断拓展和改善，从某种程度上为汽车空气悬架的发展和运用创造了有力的硬件条件。
据统计，截止2007年底，我国高速公路的通车里程已接近5.36万公里，高速公路总里程稳居世界第二，仅次于美国，而且随着高速公路以每年4 000km的速度增长，我国到2012年底将建成8.9万公里的高速公路，基本上完成了我国现代化交通网络的基本骨架和结构。
随着我国高速公路的快速发展，必然会对汽车的操纵稳定性、平顺性和安全性提出更高的要求，从整体上对空气悬架在国内市场的运用起到了很好的促进作用。
另外，伴随着重型汽车对路面破坏机理的研究与认识逐步加深，以及国家对高速公路养护的重视，并适时制订了超限超载等相关法规与政策，使得空气悬架系统在重型汽车上的应用进一步扩大，因此，为了更好的适应高速公路运输的需要，半挂牵引车应尽可能的使用空气悬架系统。
1 空气悬架结构特点半挂牵引车全气囊式空气后悬架系统，包括车架、后桥、膜式空气弹簧、高度传感器总成、储气筒总成、减震器总成，以及支架、橡胶限位块、v型推力杆、纵向推力杆、均衡梁和横向稳定杆等结构。
均衡梁通过整体铸造成形，能够有效的提高产品结构强度和外观质量，并且能够降低装配工序流程的复杂程度。
自卸车举升机构设计
自卸车举升机构设计目录摘要..................................................................................................................................... Abstract.. (Ⅱ)第1章绪论 (3)1.1 课题的提出 (3)1.2 专用汽车设计特点 (5)1.3课题的实际意义 (6)1.4 国内外自卸汽车的发展概况 (7)第2章轻型自卸车主要性能参数的选择 (11)2.1整车尺寸参数的确定 (11)2.2质量参数的确定 (11)2.3其它性能参数 (14)2.4本章小结 (14)第3章自卸车车厢的结构与设计 (15)3.1自卸汽车车厢的结构形式 (15)3.1.1车厢的结构形式 (15)3.1.2车厢选材 (16)3.2车厢的设计规范及尺寸确定 (16)3.2.1车厢尺寸设计 (16)3.2.2车厢内框尺寸及车厢质量 (18)3.3车厢板的锁启机构 (17)3.4本章小结 (17)第4章自卸举升机构的设计 (18)4.1自卸举升机构的选择 (18)4.1.1举升机构的类型 (18)4.1.2自卸汽车倾卸机构性能比较 (21)4.2举升机构运动与受力分析及参数选择 (23)4.2.1机构运动分析 (28)4.2.2举升机构受力分析与参数选择 (29)4.3本章小结 (26)第5章液压系统设计 (27)5.1液压系统工作原理与结构特点 (27)5.1.1工作原理 (27)5.1.2液压系统结构布置 (28)5.1.3液压分配阀 (28)5.2油缸选型与计算 (29)5.3油箱容积与油管内径计算 (30)5.4取力器的设计 (31)5.5本章小结 (39)第6章副车架的设计 (40)6.1副车架的截面形状及尺寸 (40)6.2副车架前段形状及位置 (40)6.2.1副车架的前端形状及安装位置 (40)6.2.2 纵梁与横梁的连接设计 (43)6.2.3 副车架与主车架的连接设计 (36)6.3副车架主要尺寸参数设计计算 (37)6.3.1副车架主要尺寸设计 (37)6.3.2副车架的强度刚度弯曲适应性校核 (37)6.4本章小结 (44)结论 (45)参考文献 (46)致谢 (47)第1章绪论1.1 课题的提出专用自卸车是装有液压举升机构，能将车厢卸下或使车厢倾斜一定角度，货物依靠自重能自行卸下或者水平推挤卸料的专用汽车。
采煤机行星架的有限元分析及优化_杨瑞锋
图 4 等效应力云图
图 5 位移云图
2 设计改进研究
经以上分析知： 行星架输出端圆角处是危险截 面，很可能发生断裂。对此做了两个改进方案，并进 行有限元分析论证。 2． 1 改进方案一
将输出端改成阶梯轴结构，以增加强度，减小应 力突变。对该结构施加同样的约束和载荷，经分析 得到最大应力由 271． 25 MPa 减小到 260． 19 MPa， 输出轴圆角连接处的应力值明显降低。相对位移量 为0． 260 62 mm，满足刚度要求。 2． 2 改进方案二
·72·
煤矿机电
2011 年第 6 期
采煤机行星架的有限元分析及优化
杨瑞锋，李玉标，姜振波，申磊，李庆茹
（ 三一重型装备有限公司，辽宁 沈阳 110027）
摘 要： 行星架刚度直接影响采煤机传动的质量。应用 ANSYS-Workbench 有限元分析软件，分
析某采煤机牵引部行星架的应力和变形。根据分析结果，改进局部设计。行星架输出端改用阶梯
2011 年第 6 期
煤矿机电
为 0． 259 73 mm，相对位移量很小。
·73·
图 2 行星减速器三维模型
为：
n2
=
n1 i
= 1473 90． 308
= 16． 31 r / min
设每一级传动效率为 0． 98，总传动效率为：
η = 0． 98 × 0． 98 × 0． 98 × 0． 98 = 0． 92
图 1 牵引部传动示意图
行星架材料为合金结构钢 42CrMo，锻造，其弹 性模量 E = 213 GPa，泊松比 μ = 0． 283，屈服极限为 400 MPa。行星架长度为 265 mm。相对位移极限值 0． 385 mm 和许用扭转角 5'，是行星架的刚度要求。 1． 2 约束及边界条件
七辊矫正机机架的有限元分析与优化
要： 为了提高机架稳定性 ， 采用有限元分 析方 法对其进 行静 力分 析 ， 确定结构的可优化空间。在确保
机架上 的平均应 力小 于 ７ Ｐ １Ｍ ａ以及 上下横梁平均位移小于 ０ ３ｍ ｍ的基础上 ， ． ｍ／ 以质量为 目标 ， 选取合适的 设计变量对 机架关键 零部件进 行优 化 ， １ 优 化后 的机架 进行分 析校 核。结果 表明 ， 并 ＋ 整个 机架 质量 减轻 了
４ 结 论
将优化后的机架的各零部件进行装配后对其
进行静 态分 析 ， 校核 优化 后 的机架 的刚度 、 度 来 强 是否满 足要 求 。分 析结 果表 明 ： （） １ 整个 机 架 的最 大 应 力 发 生 在 预 紧 螺 母 处 ， 了避 免 应 力 集 中此 处 ， 用 屈 服 强度 大 于 为 采
［ ］ 吴军 ， 昌松 ， ８ 袁 汤文成 ． 基于 Ａ Ｓ Ｓ分 析 的机 架优 ＮＹ
化设计 ［ ］机械制 造与研究 ，０ ６ ３ （ ）３ ３ ． Ｊ． ２０ ，５ １ ：５— ７ ［ ］ 叶修 梓 ， ９ 陈超 祥． Ｏ ＭＯ Ｃ Ｓ Ｓ基 础教 程 ： Ｏ ＭＯ Ｗｏ ｓ ＣＳ Ｓ ｒ ｋ
直接测 定零 件质 量 属 性 的功 能 ， 因此 以下 横 梁 的 质量 最轻 为 目标 函数 ， ： 即
Ｆ（ Ｘ）＝ｍｉ （ ｎ Ｇ Ｘ）
Ｘ ＝［ ］ ￡， ２
ｍｉ Ｘ） ｎＧ（
≤ ７１
Ｓ ≤ ０． ９
１ ０ ≤ Ｌ１ ≤ １ ０ ２ ４
２ ≤ 厶 ≤ ６ ０ ０
优化设计 ［ ］ 机械设计 与制 造 ，０ ９ ４ ：１ ２ Ｊ． ２０ （ ） ６ —６ ．
［ ］ 汤志源 ， 凯岭 ， ６ 李 易奇 昌． ０ Ｎ模 具研配压力机 １００ ｋ 机架 有限元分析及 优化设 计 ［ ］ 锻压装 备 与制造 Ｊ．
蓝莓采摘车车架刚度有限元分析及弯曲扭转刚度试验
Ｒｉ ｇ ｉ ｄ ｉ ｔ ｙ ＡＮＳ ＹＳ Ａｎ ａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ ｆ ｏ ｒ Ｂｏ ｄ ｙ ａ ｎ ｄ Ｆｒ ａ ｍｅ ｏ ｆ Ｂｌ ｕ ｅ ｂｅ ｒ ｒ ｙ
形 。对蓝莓采摘车车架进行有限元刚度分析 ，可 以初步确定整个车架的刚度情 况。对车架弯 曲刚度进行 有限元分析 ，对光
车架和车 架结构扭转 工况进行 刚度分析 ，并且 进行 刚度试 验 。结果表 明 ，车 架在 极 限扭转 工况 ，整 车 变形不 大，刚度足 够。用实验验证蓝莓采摘车 车架刚度 ，以便更好验证整车车架扭转恶劣工况稳定性。 关键词 ：蓝莓采摘 车；有限元分析 ；刚度试验
第２ ９卷 第 ６期 ２ ０ １ ３年 １ １ 月
森
林
工
程
Ｖｏ ｌ ＿ ２ ９ Ｎ ｏ ． ６
ＮＯ Ｖ．， ２ ０１ ３
Ｆ０ＲＥＳ Ｔ ＥＮＧＩ ＮＥＥＲＩ ＮＧ
蓝 莓 采 摘 车 车 架 刚度 有 限元 分 析 及 弯 曲扭 转 刚 度 试 验
李 志鹏 ，王 茜 ，杨凤 英
Ｈａ ｒ ｖ ｅ ｓ ｔ ｅ ｒ ｓ ａ ｎ ｄ Ｔｏ ｒ ｓ ｉ ｏ ｎ ａ ｌ ａ ｎ ｄ Ｂｅ ｎ ｄ ｉ ｎ ｇ Ｒｉ ｇ ｉ ｄ ｉ ｔ ｙ Ｅｘ ｐ ｅ ｒ ｉ ｍｅ ｎ ｔ
Ｌ ｉ Ｚ ｈ ｉ ｐ ｅ ｎ ｇ ，Ｗａ ｎ ｇ Ｑ ｉ ａ ｎ ，Ｙ ａ ｎ ｇ Ｆ ｅ ｎ ｇ ｙ ｉ ｎ ｇ
（ Ｔ ｒ ａ ｆ ｆ ｉ ｃ Ｃ ｏ ｌ ｌ ｅ ｇ ｅ ，Ｎ ｏ ｔ ｒ ｈ ｅ ａ ｓ ｔ Ｆ ｏ ｒ ｅ ｓ ｔ ｒ ｙ Ｕ ｎ ｉ ｖ ｅ ｒ ｓ ｉ ｔ ｙ ，Ｈ ａ ｒ ｂ ｉ ｎ １ ５ ０ ０ ４ ０ ）
LH250摩托车车架刚度及强度的有限元分析_余柳平
引言
车架是摩托车的主要承载结构，具有几何形状复杂、 作用载荷复杂、支撑结构和约束复杂的特点。车架具有 足够的强度和适当的刚度是对车架的基本要求。摩托车 车架的强度是摩托车承载能力的决定性因素［1］。足够的 强度保证摩托车在载荷的作用下保持结构的完整。适当 的刚度保证摩托车在载荷的作用下保持前、后轮的平直 度，不致产生影响行驶稳定性的弯曲或扭曲。本文主要 运用有限元法对摩托车车架在不同工况下的刚度和强度 进行计算，分析车架的应力应变情况并对结果进行评价， 以便能为摩托车车架的设计提供参考。
CB = 4F /（ Z2 + Z1）
（ 1）
式中 CB 为弯曲刚度，单位为 N / m。
图 14 为 车 架 有 限 元 模 型 弯 曲 工 况 边 界 条 件 模
型图。
图 14 车架弯曲工况的边界条件模型图
扭转刚度： 指车架结构抵抗扭转变形的能力。本
研究在车头转向立管处的上下端施加一对大小相等、
工况边界条件模型图。
运用 ANSYS 软件对车架结构的弯曲刚度和扭转
刚度作分析计算。在 F = 10 N 时车架弯曲工况下载
荷作用点处产生的位移为 Z1 = － 0． 14467 mm，Z2 =
图 15 车架扭转工况的边界条件模型图
－ 0． 1412mm； 在 F = 10 N 时车架扭转工况下载荷作用 点处产生 的 位 移 为 Z1 = － 0． 79608E － 02 mm，Z2 = 0． 44995E － 02 mm。
图 9 单轮支撑工况下车架应力分布图
图 7 弧形板和前支撑管相接处应力局部图
车架的变形如图 8 所示。车架的变形主要发生在 与 车 架 主 弯 管 相 连 的 支 撑 座 处，最 大 总 变 形 量 为0． 802mm。
【分析】车架刚度及强度的有限元分析
【分析】车架刚度及强度的有限元分析展开全文车架是汽车主要的承载部件，汽车大部分部件如：动力总成、驾驶室、货箱和车桥等都与车架直接相连。
因此车架就必须具有足够的刚度和强度以保证有承受冲击载荷和忍受各种工况的能力。
由于车架本身结构的复杂性。
无法用传统的计算方法实现对车架的精确计算，而随着计算机技术发展所逐渐兴起的有限元方法可有效地计算车架在各种工况下的响应。
进而为后续设计提供有力的理论依据。
有限元法的基本思想是将一个复杂的结构拆分成有限个单元，对这些单元分别进行分析。
建立位移与内力之间的关系，以变分原理为工具，将微分方程化为代数方程，再将单元组装成结构。
形成整体结构的刚度方程后再进行计算。
目前大多的车架有限元分析在模拟车架组成梁之间的连接时，大都采用点对点刚性连接直接将其连接，这种模拟方法相对于实际情况误差较大。
本文采用MPC184单元设计了合理的连接模拟形式。
相对而言可降低结果误差。
1 有限元模型的建立以某边梁式车架为研究对象，其由左右分开的两根纵梁和若干根横梁组成。
纵梁和横梁是由薄壁型钢制成，再通过焊接和铆接而形成整体。
在有限元前处理软件Hypermesh中对车架进行单元划分。
忽略半径5 mill以下的孔、过渡圆角、倒角及2 mill以下的搭接边上的凸台。
单元选用二维4节点壳单元Shell43，Shell43单元可有效地模拟一定厚度的板壳及其线形和弯曲变形。
单元每个节点均具有6个自由度，即，y,z向平动自由度和绕，y，轴的转动自由度。
在平面内变形为线性变形，对于非平面的情况单元采用对组成向量进行混合插补的方法。
从而使对车架的模拟更为合理。
纵梁、横梁及其连接板之间的铆钉连接，选用如图l所示的连接模拟方式。
采用刚性连接单元MPC184单元MPC184单元是由一组通过使用拉格朗日算法来实现运动学上的约束的多点约束单元组成。
可用于模拟两个变形体之间的刚性约束或常在工程实际应用中被用来作为传递力和力矩的刚性组件。
《75kJ全液压对击锤机架及锤头锤杆的有限元分析》
《75kJ全液压对击锤机架及锤头锤杆的有限元分析》篇一一、引言随着现代工业技术的不断发展，全液压对击锤作为工程机械中的一种重要设备，其性能的稳定性和工作效率的优化显得尤为重要。
本文以75kJ全液压对击锤机架及锤头锤杆为研究对象，运用有限元分析方法，对其结构进行深入的分析和探讨。
二、有限元分析方法概述有限元分析方法是一种基于数学物理方程的数值计算方法，通过将连续体离散成有限个单元，对每个单元进行近似求解，从而得到整个结构的近似解。
该方法在工程领域中得到了广泛应用，可以有效地解决复杂结构的力学问题。
三、75kJ全液压对击锤的结构特点75kJ全液压对击锤主要由机架、锤头、锤杆等部件组成。
其中，机架是整个设备的支撑结构，承担着锤头的重量和冲击力；锤头是直接与被击打物体接触的部分，其形状和重量直接影响着击打效果；锤杆则是连接机架和锤头的重要部件，承受着锤头的冲击力。
四、有限元模型的建立为了进行有限元分析，首先需要建立75kJ全液压对击锤的有限元模型。
在建模过程中，需要考虑到机架、锤头、锤杆等部件的几何形状、材料属性、连接方式等因素。
通过合理的网格划分和边界条件设定，建立出符合实际工况的有限元模型。
五、有限元分析过程及结果1. 机架的有限元分析：通过对机架进行静力学分析和动力学分析，了解其在不同工况下的应力分布、变形情况以及振动特性。
通过分析结果，可以优化机架的结构设计，提高其承载能力和稳定性。
2. 锤头和锤杆的有限元分析：通过对锤头和锤杆进行冲击力分析，了解其在冲击过程中的应力、应变及位移情况。
通过分析结果，可以评估其抗冲击性能和疲劳性能，为优化设计和维护提供依据。
3. 结果讨论：根据有限元分析结果，对75kJ全液压对击锤的结构进行评估。
针对存在的问题和不足，提出相应的优化措施和建议。
同时，结合实际工况和成本考虑，制定出合理的改进方案。
六、结论通过对75kJ全液压对击锤机架及锤头锤杆进行有限元分析，可以深入了解其结构特点和力学性能。
qy75汽车起重机转台有限元分析及测试
Ｉ ■
Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ ｓ ｃ ｉ ｅ ｎ ｃ ｅ ａ ｎ ｄ Ｔ ｅ ｃ ｈ ｎ ｏ ｌ ｏ ｇ ￣ Ｒ ｅ ｖ ｉ ｅ ￣
环 冷机台车球饺支座位置确定及相关技术问题探讨
李Hale Waihona Puke 强 （ 唐 山冶 金矿 山机 械 厂 河北 唐 山 ０ ６ ３ ０ ０ ０ ）
［ 摘 要］ 文章通过对环冷机台车合理地划分区域 ， 进行受力分析并建立力学模型 ， 提出了一种通过合理确定环冷机台车球铰支座位置 ， 从而使台车两侧车 轮 轮压基 本相 等 的可行 方法 。 ［ 关键词］ 环冷机 台车 球铰支座 回转台车 中图分 类号 ： Ｔ Ｆ ３ ２ １ ． ４ ． 文献标识 码 ： Ａ 文章编 号 ： １ ０ ０ ９ —９ １ ４ Ｘ（ ２ ０ １ ３ ） ３ ８ — ０ ０ ３ ２ 一 Ｏ １
在ｓ １ 区域内， 台车体倾斜向下， 不与三角梁接触。 此区域内台车体受 自重 Ｇ１ ， 车轮支反力Ｆ ａ ｌ 、 Ｆ ａ ２ ， 其合力为Ｆ ａ 。 在ｓ １ 范围内的台车体 自重主要是车轮 装置及轴端密封的重量， 其余部分自重很小， 因此可认为Ｇｌ 的作用点在车轮轴 线与台车体对称中线０－０的交点Ａ点上 。 假设两车轮的支反力也相等 ， 即 Ｆ ａ ｌ ＝ Ｆ ａ ２ ， 则其 合 力作用 点 即在 Ａ点上 。 对于 区域 ， 即高度为ｃ 的梯形区域， 其受力包括物料对台车的压力Ｆ ｃ ｌ ， 冷 却风的压力Ｆ ｃ ２ 、 台车体自身的重力Ｇ ２ ， 这三个力均为均布载荷， 其合力的作用 点在等腰梯形Ｓ ２ 的重心位置ｃ 点。 对于台车体位于侧栏板及球铰侧三角梁下部 分， 这部分结构是为了防止物料散落而形成的重叠部分， 其自重很小， 且重心也 大致位于Ｓ ２ 重心处 ， 为计算方便 ， 可将此部分 自重合并至Ｇ ２ 对Ｓ ３ 区域， 这部分为台车体的水平面与三角梁底面接触区域， 受三角梁的 均布压力载荷及风压 ， 回转部分的其余载荷（ 圆转框架、 侧栏板等） 均通过此处 作用于 车 轮上 。 其 合力Ｆ ｂ 作用 点位 于Ｓ ２ 的重 心位 置 ， 即台车体 中轴 线 吐 。 球铰支座对台车体垂直向上的拉力Ｆ ｄ 位于Ｄ点， 其在Ｏ — Ｏ 断面上的受力。 在垂直方向上 台车体受力平衡 ， 有 ：做Ａ Ｃ 连线， 将等腰梯形ＡＢ Ｅ Ｄ 分割 为两个三角形ＡＡＢ Ｃ 和ＡＡＣ Ｄ， 连线Ｃ 至ＡＢ 中点， Ａ至Ｂ Ｃ 中点， 确定三角形 △ Ａ ＢＥ 重心Ｅ 点， 同样方法可确定三角形 △ＡＣ Ｄ重心Ｆ 点， 则线Ｅ Ｆ 与Ｏ — ｏ 的 交点 即为梯 形的 重心 。 ． 点。 求出ｅ 值后 。 即可通过式（ ３ ） 求得啪 值， 由 ３ ， 计算宴倒 以某工程环冷机为例 ， 其回转中￣Ｒ－ － ２ ７ ． ５ ｍ， 台车分度 ａ－ － ４ ． ５ 。 ， 台车宽度 Ｂ ＝３ ． ５ ｍ， 料层 厚度ｈ — １ ． ４ ｍ． 风 箱内冷 却 风压 力Ｐ － ４ ０ （ ￣ Ｐ ａ ， 回转部 分的 总重量
客车车身骨架刚度有限元分析及改进设计
客车车身骨架刚度有限元分析及改进设计于国飞;黄飞;王海兵;王中武【摘要】Taking a city bus for example, the authors set up the finite element model for the bus monocoque body frame by HyperWorks software, analyze the body frame's structure strength under different working conditions and calculate the static stiffness and opening deformation of the body frame. According to the lacking in the structure de-sign, they put forward improvement scheme. Through the contrast of the main performance parameters of the bus body frame before and after the structure improvement, they verify the feasibility of the improvement scheme.%以某城市客车为研究对象，利用HyperWorks软件建立该城市客车承载式车身的有限元模型。
分析多种工况下车身的结构强度，计算车身骨架的静态刚度以及开口变形。
针对结构设计中的不足，提出改进方案，通过结构改进前后的车身主要性能参数对比，验证改进方案的可行性。
【期刊名称】《客车技术与研究》【年(卷),期】2016(000)001【总页数】4页(P29-32)【关键词】城市客车;车身结构;刚度;有限元分析【作者】于国飞;黄飞;王海兵;王中武【作者单位】厦门理工学院机械与汽车工程学院，福建厦门 361024;厦门理工学院机械与汽车工程学院，福建厦门 361024;厦门理工学院机械与汽车工程学院，福建厦门 361024;厦门理工学院机械与汽车工程学院，福建厦门 361024【正文语种】中文【中图分类】U463.83+1承载式客车车身骨架通常是由薄壁型材构成的复杂空间高次超静定结构[1]，行驶过程中整车构件的受力情况很复杂，很难通过试验对其整体做出准确的结构分析。
乘用车悬架强度有限元分析
乘用车悬架强度有限元分析1概述悬架的强度和耐久性能是影响汽车可靠性的关键因素。
在整车开发的初期，就要对悬架部件进行有限元分析和结构优化，确保其强度符合设计要求。
悬架部件的使用场景复杂，失效模式多变，既可能发生疲劳破坏，也可能发生塑性变形，在极端情况下还可能发生瞬时断裂。
所以悬架强度分析所用的载荷必须合理，既要覆盖尽可能多的实际场景，又不能过分苛刻而导致设计冗余。
实车路试配合虚拟迭代来分解载荷的方法已得到较广泛应用，利用虚拟试验场分解载荷的方法也有整车厂尝试。
但这两种方法成本较高，且一般不考虑撞路沿、过沟、过坎等严苛场景，所获得的载荷通常仅适用于疲劳分析，不适用于极限工况强度分析。
基于经验工况进行载荷分解仍然是目前最常用的方案。
这种方案既不需要物理样车路试，也不需要数字虚拟路面，成本低廉，而且在产品概念设计阶段即可实施。
用于载荷分解的经验工况多达数十个，力图覆盖尽量多的使用场景。
这些经验工况来源于主机厂多年的技术积累，已得到充分验证，而且随着用户需求和道路状况的变化，经验工况体系也在不断地修正和完善。
2多体动力学模型建立悬架强度分析所施加的载荷来源于多体动力学仿真。
我们需要在多体动力学软件中建立整车模型（也可只建立前后悬架模型）；对多体模型施加相应的外载荷，模拟各种工况；分解提取悬架部件各接附点的力和力矩；最后将分解出来的力和力矩施加于有限元模型，进行静强度计算。
用于分析操稳性和平顺性的整车多体模型非常复杂，但悬架载荷分解所需的整车多体模型相对简单得多。
我们可以忽略掉动力传动系统，只保留车身、转向系统、悬架系统和车轮，如图1。
车身和悬架部件用刚性体或者柔性体（MNF中性文件）均可，载荷分解的结果差异很小。
使用柔性体虽不会明显提升分解精度，但可以按有限元模型的接附点节点号来输出载荷，载荷文本可直接粘贴到有限元输入文件，相比刚性体更为方便。
建立载荷输出时，应按局部坐标系输出各接附点载荷。
局部坐标系固定在部件上，在仿真过程中随部件一起运动。
HIA-82车架有限元分析详细步骤
HIA-82车架有限元分析详细步骤运用UG NX7.5的高级仿真功能对HIA-82的车架进行有限元分析，根据车架的受力情况及车架上不同零件的功能对模型进行简化处理及施加载荷，模拟实际情况下车架的应力分布情况，可以在设计车架的过程中作为重要参考。
也可对现有车架的钢材厚度进行修改，减少车架的钢材用量，降低车架的重量。
UG NX 中的有限元分析主要包括三个步骤：1.部件设计。
2.模型前处理。
3.载荷施加，解算。
4.方案评估。
方案评估后，还可返回到建模环境中对模型重新设计，再分析…最终达到理想的效果。
这里将着重叙述有限元分析的后三个步骤。
1.模型前处理模型前处理是所有三个步骤中需要时间最长的步骤，涉及到的操作也比较灵活复杂。
1.在建模环境中打开已经建好的豪华型HIA-82的车架模型。
2．抽取中位面抽取中位面是为后续的给车架划分网格做准备。
由于车架是由恒定厚度的钢材组件构成，如钢管、钢片等，而且这些组件的厚度相对于其长宽来说是很小的，所以如果用3D单元对模型做有限元网格划分会造成模型单元很多，但网格质量很差的情况，影响有限元计算的精度。
所以我们要抽出车架的中位面，对片体进行网格划分，在划分网格的时候根据各部分的实际厚度赋予厚度值。
抽取中位面用如下命令：在菜单栏中左键点击插入——曲面——中面——面对对于建模中做得比较好的体可以通过以下步骤进行。
在面对面的中面的实体中框选所有实体，然后在面配对的策略中选择级进的方式，点击自动创建面对。
该步骤进行完后，点击对话框的确定选项。
对于从别的三维软件中导入的模型，或者模型有些地方建的不好，抑或有些拐角的地方过于奇异，用上述方法抽取中位面往往会出现错误。
这时就要选择策略中的“手工”，做抽取中位面的操作了。
也可以选择中面命令中的偏置选项，这个要具体问题具体分析了。
在抽取好中位面之后，一般要进行中位面的检查，看是否每个实体部件都抽出了中位面，中位面与原实体相比有没有出现错误等。
微客车架结构抗撞性能的分析与优化研究
Ｔｉ ／ ｍｅ ｓ
图 ４前围板侵入量时间历程曲线
根据汽车碰撞法规规定 ， 碰撞结束后对应于每排座位 ， 至少要
—
本保持不变 ， 从初始时刻到 ５ ｍｓ ２ 左右 ， 车速由 ５ ｋ ／ 变为 ０ 结 ０ｍｈ ，
个车门能正常打开。在碰撞仿真的过程中， 确定碰撞结束后车门
因此 一般通过对车门 构发生压缩变形 ， 冲击动能大部分转变为材料塑性变形 的应变能 能否在规定 的作用力下正常开启难度较大 ， ， 框的变形量的分析间接 的评价这项内容。在纵 向冲击力的作用下， 和材料发 生弹性变形 的弹性 位能 ， ６ ｍ 到碰撞仿真结束 ， 从 ０ｓ 弹
１ 引 言
汽车作为一种使用最为频繁的交通工具 ， 其安全性 已经越
来越受到重视 ，各国基本上都对汽车制定 了相应 的安全法规 ， 并 且被各 车企和广大消费者作为评价一款 车性能优劣 的关键指标 之一。 车身的被动安全性能即碰撞性能在整车安全 中又 占有重要 地位 ， 总体上决定 了整车被动安全性能的层次 ， 车型开发过程 是 中考虑 的主要内容之一。 近年来 ，微型客车在整个汽车保有量当中已占有相当大的 比例 ， 而且这个 比例每年都在上升。 然而 ， 微型客车因大多采用短 鼻结构 ， 面碰撞中吸能区有 限。 正 因此 ， 通过优化车身结构提高微 车产 品的正面碰撞安全性有着重要的实际意义。 利用有限元分析 软件 Ｉ — Ｙ Ａ对某微 型客 车车身结构进行 正面碰撞性能 的分 ｓＤ Ｎ 析研究 ， 根据分析结果提出相应的优化方案并进行仿真分析筛选 方案 ， 提高 了其正面碰撞性能 ， 为降低新 车型的开发风险和缩短
第 ６期 ２ １ 年 ６月 ０１
文章编号 ：０ １３ ９ （０ ）６ ０ ７ — ３ １０ — ９ ７ ２ １ ０ — ０ ３ ０ １
基于UG的自卸车拉杆有限元分析
截面正应力 已经超 出了许用应力的数值 ，也可 以说 ， 前拉杆上采用的截面尺寸小了。必须通过调 目
图 １ 拉杆 三维 结构 图
整截面宽度及厚度 ， 来达到许用应力的要求 。
拉杆各部分结构 的材料采用 １ Ｍ Ｌ ６ ｎ ，属于低合 金结构钢 ，其屈服强度为 ３ ５ Ｐ ， ２ ａ 强度极 限为 ５０ ２ 拉杆有 限元分析 Ｍ ０ Ｍ ａ弹性模量为 ２ ６ Ｐ ， Ｐ， ０ ａ泊松 比为 Ｏ ８另外 ， Ｇ ．。 ２ 前拉 杆头与拉杆之间、拉杆与后拉杆头之间 ，采用焊连
收 稿 日期 ：０ １ ０— １ ２ １－ ４ １
下面通过有限元法 ，对拉杆的受力状态进行分
作者简 介 ： 靳亚维 （９ ２ ） 女 ， １ ７一 ， 陕西兴平人 ， 工程师 ， 从事机械设计及 制造 的实 验教学和研究工作。 ４ ２
《 装备制造技术）０ １ ２ １ 年第 ７ 期 析。 具体方法是 ， 采用 Ｕ Ｇ软件内嵌套 的 Ｍ Ｃ有限元 Ｓ
ａ ａｙ ｉ， ｅ ｉｎ ａ ｄ ｆ ｒｈ ｒ ｐ ｉ ｚ ｔ ｎ ｏ ｅｄ ｓｇ ｒ ｈ ｖ ｒｓ ｕ ｔ ｒ ｒ ｖｄ ｎ ｅ ｒ ｔ ａ ｅｅ ｅ ｃ ． ｎ ｓｓ ｄ ｓｇ ｔ ｅ ｔ ｌ ｎ ｕ ｏ ｍｉａｉ ｆ ｈ ｅ ｉｎ ｆ ｅ ｌ ｅ ｔ ｃｕ ｅｐ ｏ ｉ ｉ ｇａｔ ｏ ｅ ｉｌ ｒ ｆｒ ｎ ｅ ｏ ｔ ｏ ｔ ｅ ｒ ｈ ｃ
关键词 ： 拉杆 ； 强度校核 ； ＵＧ软件 ； 有限元分析 中图分类号 ： Ｈ ２ Ｔ １２ 文献标识码 ： Ａ 文章编号 ：６ ２ ５ ５ （ ０ １）７ ０ ４ — ２ １７— ４ Ｘ ２ １ ０ — ０２ ０
举升机构是 自卸车 的核心 ，是判别 自卸车优劣 的首要 指标 。 Ｆ式 自卸 车举 升机 构 由副车架 、 角板 、 三 液 压 缸 、 杆 和 车厢 组 成 ， 杆 是 自卸 车 举 升机 构 中 拉 拉 三 角 板 与 车厢 之 间 的连 接 杆 件 ，其 强 度 与 刚度对 整 个 机 构 的正常 运 动 ， 着 重要 的影 响 。 起 Ｕ 软 件 是 美 国 Ｅ Ｓ公 司 推 出 的 大 型 Ｃ Ｄ ／ Ｇ Ｄ Ａ Ｃ Ｅ／ Ａ 软 件 ， 的有 限元 分 析 模块 ， 一个 集 成 Ａ ＣＭ 它 是 化 的有 限元 建 模 及解 算 工 具 模 块 。 可 以将几 何 模 型 转化 成为 有 限元 分 析 模 型 ，并 对 零 件或 装 配体 进 行 前 后 置 处理 ，利用 ｎ ，ａｔ ｎ以及 ｍｓ ｎｓａ ｎｙ ｘｎｓａ ｒ ｃ ａｔ ｎ ａｓｓ ｒ 和 Ａ Ａ ｕ 等 多种 解 算 器 进 行 解算 。利 用 图形 的方 Ｂ Ｑｓ 式 ， 示 出模 型 的位 移 、 力 、 变分 布 情况 ， 相 对 显 应 应 及 应 的具 体数 据 ， 以作 为设 计 依据 。现 以某 厂一种 Ｆ型 自卸 车举 升机 构 为例 ， 分 析 拉杆 在 最大 载重 是 ５ 来 ０ ｔ 时其结构强度校核及有限元分析 ，以便进一步 的优
QJ125车架的强度分析及结构改进
１ ２ ３ ４ ５ ６ ７
车架应力降幅对比见表 ３ 。这说明改进方案确实大 大提高了车架强度。
表 ３ 改进前后车架的应力降幅对比 原型车架
贴片位置 Ｆ
１ １ １ １
改进型车架
０８ ．５ ０８ ．７ ０７ ．０ ０７ ．４
弹簧单元。
与实际情况吻合， 销售部门曾经收到过用户反映该 位置出现开裂的报告。
１３ 结构改进 ．
ｃ 材料参数： ） 选取泊松比 ＝． 弹性模量 ｐ０ ， ３
Ｅ＝ ０ ＧＰ ｏ ２ ０ ａ
ｄ 约束： ） 根据车架实际工作情况约束前后轮轴
处。
ｅ ）加载：车架实际工作时承受的载荷是很复杂
贴片位置 Ｅ 贴片位置 Ｈ 贴片位置 Ｇ 平均
１ ０ ９ 平均降幅 ２％） ：． （ ７ １
ｂ ）动荷系数从１ 逐渐加大至４ 改进后的车架 时， 上同一测点的应力线性度 良好 ，这说明车架材料在
实验仪器和设备
Ｂ １０５ Ａ胶基箔式应变片（＝ ２１ ．Ｓ Ｘ － ２ Ａ Ｒ １０ ０ ２ ３ ）
Ｄ－ Ｒ２ Ａ标准应变校准器 Ｓ 型力传感器和机械式加力系统
专用加载实验 台架
２２ 实验测试过程 ．
实验测试时， 将车架前、 后轮轴简支于专用加载 实验台架上。 该实验台能模拟摩托车恶劣运行工况， 可按需要调节实验载荷。借鉴有限元分析结果， 选 择重点部位进行贴片， 贴片情况如图２ 所示。
（ 收稿日期 ２０－８１） ０３ －７ ０
摩 车 术 ２ ４ １ 托 技 ０ ／ １ ００ １
万方数据
本次实验重点测试了垂直方向的冲击应力。该 实验按照动静法原理，把相关质量的， 赞性力看作摩 托车行驶时的动载荷 ， 实验中， 垂直方向的动荷系数
某高强钢轻量化副车架的动刚度优化
由于前副车架通过发动机后悬置与发动 机相连，为了避免结构共振和降低轰鸣声， 提升 NVH 性能，必须进行副车架的动态响应 分析，其中动刚度是极为重要的指标。本文
以某公司 SUV 的前副车架为例，采用 FB780 高强钢减薄并结构优化得到第一轮轻量化模 型，运用有限元软件 Optistruct 对轻量化模 型进行动刚度分析，并通过调整子级零件板 材的厚度分析其对动刚度的敏感性，同时结 合重量敏感性得出不同板材厚度的最优组合。 最终得到最优的轻量化方案，比原量产副车 架减重 3.8KG，减重 20%，而动刚度性能指 标并不降低。为乘用车前副车架的设计和优 化提供了动刚度分析依据。
Key words：subframe, dynamic stiffness, lightweight, sensitivity, Optistruct
1ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ引言
强度 600MPa 以上的 AHSS 高强钢工艺 日渐成熟，得到了普遍应用。油耗法规要求 及碳排放要求的提升，对于汽车的轻量化要 求越来越高。轻量化是降低能耗、减少排放 的最为有效的措施之一。副车架作为汽车底 盘重量占比较大的结构件，轻量化效益明显。
统在外力作用下发生振动的难易程度。振动的
响应分别有位移，速度和加速度，相应的阻抗
也就要位移阻抗，速度阻抗和加速度阻抗。
对于单自由度粘弹性系统，其动力方程为：
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EQ1075G车架有限元分析
An FEM Analysis of the EQ1075G Frame
蒋光福刘永超耿广锐李智勇刘道勇
(东风汽车公司技术中心)
摘要: 本文对EQ1075G车架进行自由模态和静态应力有限元分析，针对分析结果给出了改进设计建议方案。
主题词：汽车车架模态应力优化设计有限元分析
Abstract This paper has introduced mode and stress FEM analysis for the EQ1075G frame and has put forward improved design structure on this analyzed resolution.
Keywords: Automobile Frame Mode Stress Optimization design FEM analysis
一、前言
根据EQ1075G车架产品开发的需要，本文对车架原设计方案进行有限元模态和应力分析，并根据分析结果，提出了改进设计建议方案；同时，对该改进设计建议方案也进行了有限元模态和应力分析，并作出了相应的评价。
二、结构模型化
由于该车架主要是板材结构，因此模型化时主要采用板单元；车架上所有的铆钉连接用梁单元和刚性单元模拟；钢板弹簧用弹簧单元模拟；车架有限元模型如图1所示。
车架有限元模型规模：节点84900个，单元81318个，其中板单元81062个，弹簧元12个，梁单元24个。
图1 车架有限元分析模型
三、计算参数
钢板弹簧的刚度系数：
=86.926N/mm
前钢板弹簧的垂直刚度系数：C
前
后钢板弹簧的主簧的垂直刚度系数：C
=92.904N/mm
后主
后钢板弹簧的副簧的垂直刚度系数：C
=115.15N/mm
后副
EQ1075G车架采用特高强度热轧冷成型钢Domex 700MC材料，该材料的物理性能为：弹性模量E=210000N/mm2，泊松比μ=0.3；该材料的机械性能为：最小屈服强度是700000KPa，最小抗拉强度是750000KPa，最大抗拉强度是950000KPa.。
本文应力分析时，取动荷系数为1.0。
四、边界条件
本文分析车架应力时，施加了作用于车架上的所有载荷，其中重力包括动力总成5855.5N，油箱及托架1117.2N，水箱及中冷器588N，驾驶室及乘员5880N，蓄电池及其框架686N，贮气筒及其框架980N，车厢9310N以及载荷39200N。
本文分析了三种工况下的车架应力分析规律及其最大应力值，各工况定义如下：
工况1：弯曲工况，汽车满载（4000kg）匀速行驶在水平路面上，只约束前后车轮竖直方向的位移。
工况2：扭转工况，汽车满载（4000kg）匀速行驶在有凸台的路面上，一
个前轮上凸台，其余三个车轮处于同一水平路面上，凸台高度按150mm计算，约束处于同一水平路面上的三个车轮的竖直位移，给上凸台的车轮加150mm 的竖直向上强制位移。
工况3：扭转工况，汽车满载（4000kg）匀速行驶在有陷坑的路面上，一个前轮掉进陷坑里，其余三个车轮处于同一水平路面上，陷坑深度按150mm 计算，约束处于同一水平路面上的三个车轮的竖直位移，给掉进陷坑里的车轮加150mm的竖直向下强制位移。
五、方案描述
本文分析了两种方案：原设计方案和改进设计建议方案，其中改进设计建议方案是在原设计方案基础上，将第三横梁下横梁向中间延伸成为一整体横梁，同时，在第四、五横梁连接件腹板上中间增加两个铆钉连接，以加强横梁与纵梁的连接刚度，降低连接铆钉孔四周的应力值。
六、计算结果
本文采用SDRC/I-DEAS Master Series 5.0软件作为有限元前后处理和MSC.Nastran作为分析软件。
1．模态分析
两种方案的前三阶自由模态频率如表1所示，模态振型如图2至图4所示，两种方案前三阶模态振型完全相同，仅频率值不同，故在此只列出原方案的模态振型图。
表1 EQ1075G车架模态分析结果
图2 原方案一阶模态振型图
图3 原方案二阶模态振型图
图4 原方案三阶模态振型图
2．应力分析
两种方案在三种应力计算工况下的应力分析结果如表2和图5至图8所示。
表2 两方案在三种工况下的最大Von Miss应力值（单位：KPa）
图5 原方案工况1最大Von Mises应力分布图（单位：KPa）
图6 改进方案工况1最大Von Mises应力分布图（单位：KPa）
图7 原方案工况2最大Von Mises应力分布图（单位：KPa）
图8 改进方案工况2最大Von Mises应力分布图（单位：KPa）
图9 原方案工况3最大Von Mises应力分布图（单位：KPa）
图10 改进方案工况3最大Von Mises应力分布图（单位：KPa）
七、结论
通过前面分析可结论如下：
1．改进设计方案一阶扭转模态频率提高53.87%；而二阶和三阶模态频率变化较小，表明改进方案扭转刚度增加明显，改进效果显著。
2．改进设计方案在工况1下的最大Von Mises应力值较原方案下降了
41.38%，且最大应力值降到了车架材料的屈服强度（700MPa）之下，表明
改进设计方案抗弯强度增加明显，改进效果显著。
3．改进设计方案在工况2和工况3下的最大Von Mises应力值较原方案分别下降了36.65%和37.52%，且最大应力值降到了车架材料的屈服强度(700MPa)之下，表明改进设计方案抗扭强度增加明显，改进效果显著。
4．本文上述应力分析结果是光车架应力分析结果，而实际上车架是工作在整车中的车架，别的总成（如车厢，车身和动力总成）的刚度对车架影响很大，其中特别是扭转刚度。
因此，整车中的车架扭转应力值应比光车架扭转应力值低很多；根据以往的车架分析结论，整车中的车架扭转应力应比光车架扭转应力低60%左右。
5．建议设计师采纳本文所提出的改进设计方案。