本科毕业设计（论文）
题 目 基于ANSYS的汽车车架可靠性分析研究
学生姓名 刘傲鹏
专业班级 机设06-5
学 号 ************
院 （系） 机电工程学院
指导教师 李育文（教授）
完成时间 2010 年 5 月 20 日
郑州轻工业学院
毕业设计（论文）任务书
题 目 基于ANSYS的汽车车架可靠性分析研究
专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 机设06-5班
学 号 24号 姓 名 刘傲鹏
主要内容：
1.测绘得到一部车架的尺寸，在此基础上使用Pro/E建模。
2.将实体模型导入ANSYS，建立车架有限元模型。
3.通过对有限元模型的动静态分析，得出该车架的可靠性参数。
基本要求：
建立正确的有限元模型对车架进行典型工况的静态和动态分析，并在此基础上进行可靠性分析，得出车架的可靠性参数。
主要参考资料：
1.汽车可靠性工程基础
2.ANSYS10.0有限元分析自学手册
3.ANSYS8.0结构分析及实例解析
4.汽车现代设计制造
完 成 期 限：2010.3.1－2010.6.10
指导教师签章：
专业负责人签章：
2010年 03月 01日
基于ANSYS的汽车车架可靠性分析研究
摘 要
本文以长春一汽轻型车厂生产的华凯牌CA5160CLXYK28L5BE3A型仓栅运输车车架为研究对象，对其进行了静力和模态分析，在此基础上研究了车架的可靠性。车架尺寸在河南名优汽配广场测得，一些重要参数通过网络查得。车架实体模型在Pro/E中装配，然后通过接口导入ANSYS中。
本文首先建立了以实体单元为基本单元的车架有限元模型，在此模型基础上进行弯曲和弯扭联合工况分析，得到了车架各工况下的应力分布，然后对车架进行模态分析，得到车架的各阶固有频率和固有振型，为以后的高级动应力分析做准备。最后，根据这些计算结果，找出车架最容易破坏的地方，通过这一部分的可靠度研究来分析整个车架的可靠性。
目前人们对使用这种方法进行的车架分析已有很多研究，但是对使用这种方法进行车架分析的过程及一些注意问题研究的还很少，所以就会导致刚入门的一些工程人员使用这种方法进行分析时走很多弯路，甚至得到的结果是错误的。
本文通过对车架有限元结构分析来讲述分析的过程及注意事项，为有限元分析技术应用于车架设计提供了一种规范化的过程与步骤。
关键词 Pro/E；ANSYS；静力分析；模态分析；可靠性
Study on Reliability of Frame Based on ANSYS
Abstract
In this paper, the static and modal of Changchun FAW Light Vehicle Production Huakai brand CA5160CLXYK28L5BE3A type truck frame is analyzed. Frame size is measured in Henan famous Auto Plaza, some important parameters through the network to look up. Frame solid model is assembled in Pro / E, and then imported into ANSYS.
Frame FEM computation model taking solid as basic unit is established. Based on this model, firstly, static is analyzed and the stress distribution of frame under various static working condition is attained; secondly, modal analysis of frame is carried out and natural frequency and modes of this frame is received， the dynamic stress analysis of future high-level preparation. Finally, according to the results, identify the most easily damaged parts of the frame, and then to evaluate the reliability of this part of the reliability of the entire frame.
Now people use this method of frame analysis has been a lot of research, however, the use of this method should be noted that very few people still study area, it will lead to a number of engineers has just started to use this method of analysis, taking many detours, and even the results obtained is wrong.
Based on the frame finite element analysis to describe the process of analysis and attention are matters for the finite element analysis technology to provide a standardized frame design process and steps.
Keywords Pro / E; ANSYS; static analysis; modal analysis; reliability
中文摘要
英文摘要
1 绪论
计算机的出现给社会带来了深刻的变革，同时也为工程结构的设计、制造提供了强有力工具。汽车产业属于高科技产业，要设计生产出性能优越、安全可靠的汽车，不应用计算机进行辅助设计分析是根本不可能实现的。因此，汽车的各个生产设计部门都非常重视在设计制造过程中采用计算机技术。其中，用于结构设计中的有限元法是近几十年发展起来的新的计算方法和技术，可以解决以往许多手工计算无法解决的问题，为企业带来巨大的经济效益和社会效益[1]。
1.1 课题的背景
当十八世纪即将卸下帷幕的时候，出现了一种当时人们都不屑的交通工具。可是谁也没有想到它会发展的那么快，对现在人们的生活会有那么大的影响。这种交通工具就是汽车。而当时人们最热衷的马车却早已不见踪影。
百年来的发展，现在的汽车已经超出了交通工具的范畴，正在朝着个性化的方向发展。虽然如此，汽车的可靠性还是不容忽视的，如最近丰田汽车（Toyota）发生的因制动脚踏板、电子制动主动系统所引发的召回门事件，在常人看来，一方面是由于“丰田”的扩张过快，所造成了企业在发展的速度上无暇顾及发展过后的稳妥质量把握问题；另一方面“丰田”的控制成本让世界感到惊讶。所以，在“丰田”汽车质量问题在北美东窗事发之际，汽车的可靠性，俨然已经成为令人注目的大问题。
现代企业为了发展，在产品的开发设计上就必须短开发周期，进而降低开发成本，而利用有限元软件对产品进行分析正好满足企业的要求。特别是诞生于七十年代的ANSYS软件，由于其出色的功能和几乎完美的计算而席卷了有限元大半个市场。车架是汽车各总成的安装基体，它的功能是将发动机、底盘、车身等总成连成一辆完整的汽车。在行驶中，它不但要承受汽车各总成的质量和有效载荷，而且还要承受行驶时所产生的各种静载荷和动载荷[2]。由于现在汽车不断向着高速化发展，为了保证安全行驶，所以车架设计的可靠性就显得非常重要了。利用ANSYS软件对汽车车架进行可靠性分析，可以在设计阶段判断车架的寿命薄弱位置，通过修改设计可以预先避免不合理的强度刚度分布。因此，它能够减少试验样机的数量，缩短产品的开发周期，进而降低开发成本，提高市场竞争力。
因此，正是基于以上情况，我选择了课题《基于ANSYS的汽车车架可靠性分析研究》作为自己的毕业设计。希望我的工作对今后使用ANSYS分析汽车车架可靠性并由此而进行的车架设计提供理论支持和数据参考。
1.2 论文选题的意义与目的
1.2.1 论文选题的意义
随着现代汽车设计要求的日益提高，将有限元法运用于车架设计已经成为必然的趋势，主要体现在：
(1)运用有限元法对初步设计的车架进行辅助分析将大大提高车架开发、设计、分析和制造的效能和车架的性能[3]。
(2)车架在各种载荷作用下，将发生弯曲、偏心扭转和整体扭转等变形。传统的车架设计方法很难综合考虑汽车的复杂受力及变形情况，有限元法正好能够解决这一问题[4]。
(3)利用有限元法进行结构模态分析，可以得到车架结构的动态特性。从设计上避免车架出现共振的现象。
(4)通过可靠性计算模块，能预测产品的可靠度，为产品的设计及投入市场提供依据。
综上所述，有限元法已经成为现代汽车设计的重要工具之一，在汽车产品更新速度越来越快，设计成本越来越低和舒适性要求越来越高的今天，对于提高汽车产品的质量、降低产品开发与生产制造成本，提高汽车产品在市场上的竞争能力具有重要意义。
1.2.2 论文选题的目的
通过本文的研究，基本达到以下目的：
(1)建立车架结构有限元分析的规范化步骤，为将有限元技术应用于车架设计做好基础性工作。
(2)通过运用有限元软件对车架结构进行分析，可供车架设计有关人员提供参考。
(3)对所研究的车架进行结构的静、动态特性分析，为车架的设计提供理论支持。
(4)讲述分析的过程及注意是事项，提供实际的参考价值。
1.3 有限元法在车架结构设计中的应用现状及问题
1.3.1 车架结构设计与分析的概述
早期车架设计采用设计和试验交叉进行[5-6]，即在车架结构定型之前往往经过多轮设计，设计面对的对象是实物，需要经过样品制造—试验—修改—再设计的往复，这种方式不可避免地导致整个设计过程周期长，以及人力、物力和财力资源的严重浪费。那个时候车架结构性能计算是通过将车架简化成单根纵梁，进行弯曲强度校核，由于很多梁是变截面的，这样就不得不在变截面处使用多根梁来模拟，这种方法算得的结果误差很大。接着提出的车架结构扭转强度计算方法，但是只能计算纯扭转工况，不能考虑车架的实际工况，并且计算比较复杂，工作量大，在实际运用中存在着很大的困难。后来，人们将比较设计的思想应用于车架设计中。这种设计方法是以同一类型的成熟样车为参考来进行车架的设计，由于这样的对照设计考虑的因素比较少并且设计出来的产品比较安全，所以目前依然是车架结构初步设计的主要方法，但是，这种方法可能造成车架各处强度不均匀，某些局部强度富裕较大，产生材料浪费等现象。
20世纪60年代以来，由于电子计算机的迅速发展，有限元法在工程上获得了广泛应用[7-12]。有限元法不需要对所分析的结构进行严格的简化，既可以考虑各种计算要求和条件，也可以计算各种工况，而且计算精度高。有限元法将具有无限个自由度的连续体离散为有限个自由度的单元集合体，使问题简化为适合于数值解法的问题。只要确定了单元的力学特性，就可以按照结构分析的方法求解，使分析过程大为简化，配以计算机就可以解决许多解析法无法解决的复杂工程问题。目前，有限元法已经成为求解数学、物理、力学以及工程问题的一种有效的数值方法[13]。
1.3.2 车架结构有限元模型的形式
有限元分析是用一组离散化的单元集合来代替连续体结构进行分析的，这种单元集合体称为有限元模型[14]。如果已知各个单元的刚度特性，就可以根据节点的变形连续条件和平衡条件推出结构的特性并研究其性能。由于有限元法是一种近似的数值方法，其计算结果是近似解，精度主要取决于离散化误差。因此，有限元模型的建立是进行有限元分析的关键性一步。根据采用的单元形式，车架有限元模型可以分为梁单元模型、板壳单元模型和实体单元模型。梁单元模型将车架简化为一组两个节点的梁单元组成的框架结构，用梁单元的截面特性反映车架的实际结构特性。这种结构单元和节点数目少，计算速度快；但是计算精度低，而且不能处理应力集中问题。梁单元模型适用于车架结构的初步方案设计。板壳单元模型用板壳单元将车架的纵、横梁及连接板进行离散化，用板壳单元的厚度描述零件的厚度。这种结构单元准确的描述了形状复杂的车架结构，大大提高了有限元分析的精度，能够处理连接部位的应力问题；但是这种模型单元与节点数目众多，前处理工作量大，需要计算机内存大，计算速度慢。板壳单元模型适用于对车架分析精度要求较高的场合。实体单元模型能够很好地分析车架纵梁和横梁连接处的应力变化情况，但是用作模态分析时，往往存在刚性过大现象[3]。
1.3.3 有限元法在车架结构分析中存在的问题
(1)采用适当的有限元模型，对汽车车架结构进行静力分析和模态分析正在成为一种常用的分析手段，但对汽车车架结构进行有限元动力响应分析的研究目前还很不成熟。[15]
(2)可靠性要求已经成为现代汽车设计的重要任务。如何在设计阶段估算车架的可靠性已成为急需解决的问题。
(3)采用实体单元建立的车架有限元模型，板壳之间的铆钉及螺栓连接的模拟形式对于汽车车架结构的分析结果有较大的影响，如何建立这种连接方式是一个值得探讨的问题。
(4)近些年来，大多数国内汽车厂家已花巨资购买了各种与有限元分析相关的商业化软件。这些软件功能完备，精度高，以及通用性和可靠性好，如何学习、消化与吸收花巨资引进的软件，为我所用，是实际工作必须面对的问题，对于汽车车架结构有限元分析更是如此[15]。
1.4 本文的主要研究内容
ANSYS是大型的通用有限元软件，其功能强大，可靠性好，具有强大的结构分析能力和优化设计模块，因而被国外大多数汽车公司所采用。本文将基于ANSYS建立车架结构的有限元模型，对汽车车架结构进行静力和动力分析。首先，对ANSYS进行了简要的介绍，为车架结构的有限元分析做好准备工作；然后，以长春一汽轻型车厂生产的华凯牌CA5160CLXYK28L5BE3A型仓栅运输车车架结构为研究对象，利用Pro/E建立了车架结构实体单元模型，然后导入ANSYS对结构的静、动态特性进行深入研究，对车架进行可靠性评价，并给出一些分析步骤和一些实用技巧及注意事项。
2 ANSYS软件的介绍
ANSYS公司是由美国著名力学专家美国匹兹堡大学力学系教授John Swanson博士于1970年创建并发展起来的，是目前世界CAE行业中最大的公司。经过30多年的发展，ANSYS软件不断发展提高，目前已发展到12.0版本[14]。
在汽车行业中，ANSYS广泛应用于各大汽车总成，包括车架、车身、车桥、离合器、轮胎、壳体等零部件以及整车的通过性和平顺性的分析，大大提高了汽车的设计水平，正在成为设计计算的强有力工具之一。
2.1 ANSYS的主要功能
ANSYS有限元软件包是一个多用途的有限元法计算机设计程序，可以用来求解结构、流体、电力、电磁场及碰撞等问题。因此它可应用于以下工业领域：航空航天、汽车工业、生物医学、桥梁、建筑、电子产品、重型机械、微机电系统、运动器械等。软件主要包括三个部分：前处理模块，分析计算模块和后处理模块。
前处理模块
前处理模块提供了一个强大的实体建模及网格划分工具，用户可以方便地构造有限元模型。ANSYS的前处理模块主要有两部分内容：实体建模和网格划分。
分析计算模块
分析计算模块包括结构分析（可进行线性分析、非线性分析和高度非线性分析）、流体动力学分析、电磁场分析、声场分析、压电分析以及多物理场的耦合分析，可模拟多种物理介质的相互作用，具有灵敏度分析及优化分析能力。
后处理模块
后处理模块可将计算结果以彩色等值线显示、梯度显示、矢量显示、粒子流迹显示、立体切片显示、透明及半透明显示（可看到结构内部）等图形方式显示出来，也可将计算结果以图表、曲线形式显示或输出。软件提供了200种以上的单元类型，用来模拟工程中的各种结构和材料。
2.2 ANSYS提供的分析类型
ANSYS软件提供的分析类型如下：
结构静力分析
用来求解外载荷引起的位移、应力和力。静力分析很适合求解惯性和阻尼对结构的影响并不显著的问题。ANSYS程序中的静力分析不仅可以进行线性分析，而且也可以进行非线性分析，如塑性、蠕变、膨胀、大变形、大应变及接触分析。
结构动力学分析
结构动力学分析用来求解随时间变化的载荷对结构或部件的影响。与静力分析不同，动力分析要考虑随时间变化的力载荷以及它对阻尼和惯性的影响。ANSYS可进行的结构动力学分析类型包括：瞬态动力学分析、模态分析、谐波响应分析及随机振动响应分析。
结构非线性分析
结构非线性导致结构或部件的响应随外载荷不成比例变化。ANSYS程序可求解静态和瞬态非线性问题，包括材料非线性、几何非线性和单元非线性三种。
动力学分析
ANSYS程序可以分析大型三维柔体运动。当运动的积累影响起主要作用时，可使用这些功能分析复杂结构在空间中的运动特性，并确定结构中由此产生的应力、应变和变形。
热分析
程序可处理热传递的三种基本类型：传导、对流和辐射。热传递的三种类型均可进行稳态和瞬态、线性和非线性分析。热分析还具有可以模拟材料固化和熔解过程的相变分析能力以及模拟热与结构应力之间的热－结构耦合分析能力。
电磁场分析
主要用于电磁场问题的分析，如电感、电容、磁通量密度、涡流、电场分布、磁力线分布、力、运动效应、电路和能量损失等。还可用于螺线管、调节器、发电机、变换器、磁体、加速器、电解槽及无损检测装置等的设计和分析领域。
流体动力学分析
ANSYS流体单元能进行流体动力学分析，分析类型可以为瞬态或稳态。分析结果可以是每个节点的压力和通过每个单元的流率。并且可以利用后处理功能产生压力、流率和温度分布的图形显示。另外，还可以使用三维表面效应单元和热－流管单元模拟结构的流体绕流并包括对流换热效应。
声场分析
程序的声学功能用来研究在含有流体的介质中声波的传播，或分析浸在流体中的固体结构的动态特性。这些功能可用来确定音响话筒的频率响应，研究音乐大厅的声场强度分布，或预测水对振动船体的阻尼效应。
压电分析
用于分析二维或三维结构对AC（交流）、DC（直流）或任意随时间变化的电流或机械载荷的响应。这种分析类型可用于换热器、振荡器、谐振器、麦克风等部件及其它电子设备的结构动态性能分析。可进行四种类型的分析：静态分析、模态分析、谐波响应分析、瞬态响应分析。
2.3 ANSYS的典型分析步骤
2.3.1 建立有限元模型
2.3.1.1指定工作文件名和工作标题
该项工作并不是必须要求做的，但是做对多个工程问题进行分析时推荐使用工作文件名和工作标题。文件名是用来识别ANSYS作业的，通过为分析的工程指定文件名，可以确保文件不被覆盖。如果用户在分析开始没有定义工作文件名，则所有的文件名都被默认地设置为file。ANSYS的工作文件名可以通过如下方式进行改写：一是进入ANSYS时通过入口选项进行修改；二是进入ANSYS后，可以通过以下命令或菜单方式进行修改：
Command:FILNAME
GUI:Main Menu-File-Change Jobname
2.3.1.2定义工作标题
用下列命令或菜单方式定义工作标题：
command:TITLE
GUI:Utility Menu-File-Change Tile
2.3.1.3定义单元类型和单元关键字
ANSYS提供了将近200种不同的单元类型，每一种单元类型都有自己特定的编号和单元类型名，如PLANE182、SOLID90、SHELL208等；单元关键字定义了单元的不同特性，如轴对称，平面应力等，用户需根据需要选择相应的单元类型，并设置其关键字。随着版本的不断升级，有些老的单元被停用和新的单元被添加。用下列命令或菜单方式定义单元类型：
Command:ET
GUI:Main Menu-Preprocessor-Element Type-Add/Edit/Delete
用下列命令或菜单方式定义单元关键字：
Command:KEYOPT
GUI:Main Menu-Preprocessor-Element Type-Add/Edit/Delete
2.3.1.4定义单元实常数
实常数指某一单元的补充几何特征，如单元的厚度、梁的横截面积和惯性矩等，指定了单元类型之后，应根据单元类型指定相应的实常数。用下列命令或菜单方式定义单元实常数：
Command:R
GUI:Main Menu-Preprocessor-Real Constants-Add/Edit/Delte
2.3.1.5定义材料属性
在所有的分析中都要输入材料属性，材料属性根据分析问题的物理环境不同而不同。如在结构分析中必须输入材料的弹性摸量、泊松比；在热结构耦合分析中必须输入材料的热导、线膨胀系数；如果在分析工程中需要考虑重力、惯性力，则必须要输入材料的密度。用下列命令或菜单方式定义材料属性：
Command:MP、TB
GUI:Main Menu-Preprocessor-Material Props
ANSYS定义了上百种材料模型，用户只需要按照模型格式输入相关数据即可定义常用材料和某些特定材料的材料属性。除了磁场分析之外，在输入数据时用户不需要指定ANSYS所用的单位，但要注意确保所输入量的单位必须保持统一。
2.3.1.6创建几何模型
ANSYS提供了下列生成模型的方法：
用ANAYS直接创建实体模型和输入在计算机辅助设计系统创建的模型，本文采用第二种方法，在Pro/E中创建模型。然后导入。采用实体建模有自底向上建模和自顶向下建模两种方法。所谓自底向上建模是指先定义关键点，然后利用关键点定义较高级的实体图元（即线、面和体）；而自顶向下建模是指生成体素，属于该体素的较低级图元会由ANSYS自动生成。在实体建模的过程中，这两种建模技术可以自由组合。
2.3.1.7进行有限元网格划分
有限元模型是将几何模型划分为有限个单元，单元间通过节点相连接，在每个单元和节点上求解物理问题的近似解。
2.3.2 加载求解
在有限元模型建立之后，可以运用SOLUTION处理器定义分析类型和分析选项，施加载荷，指定载荷步长，进行求解。具体步骤如下：
2.3.2.1定义分析类型和分析选项
ANSYS的分析类型包括：静态、瞬态、调谐、模态、谱分析、挠度和子结构分析等，用户可以根据需要解决的工程问题进行选择。
2.3.2.2加载
ANSYS的载荷可分为六大类：位移约束、力、表面分布载荷、体积载荷、惯性载荷、耦合场载荷。这些载荷大部分可以施加到集合模型上，包括关键点、线和面；也可以施加到有限元模型上，包括单元和节点。
2.3.2.3指定载荷步选项
载荷步选项的功能是对载荷步进行修改和控制，包括对子步数、步长和输出控制等。
2.3.2.4求解初始化
该项的主要功能是在ANSYS程序数据库中获得模型和载荷信息，进行计算求解，并将结果数据写入到结果文件（Jobname.RST、Jobname.RTH、Jobname.RMG和Jobname.RFL）和数据库中。
2.3.3 查看求解结果
程序计算完成之后，可以通过通用后处理POST1和时间历程后处理POST26查看求解结果。POST1用于查看整个模型或部分模型在某一时间步的计算结果，POST26后处理器用于查看模型的特定点在所有时间步内的计算结果。
2.4 本章小结
对有限元分析软件ANSYS的发展过程、特点及功能进行了简要的概述，并对ANSYS的典型分析步骤做了介绍，为以后应用该软件做好了准备。
3 车架实体模型的建立
由于ANSYS对复杂模型的创建十分困难，所以在做本课题时采用在Pro/E中装配车架实体模型，然后导入ANSYS通过前处理模块的操作使实体模型成为有限元模型。该车架的尺寸在河南名优汽配广场测得。
3.1 车架总体介绍
该车架是典型的边梁式结构，主要由4根纵梁及八根横梁组成。整个车架前后等宽，车架长8241mm，宽870mm。车架的材料为16Mn。纵梁和横梁之间为铆钉连接。第4、5、6、7根横梁和内纵梁通过厚5mm的加强板铆接。该车架的实物图如图3.1。
图3.1华凯牌CA5160CLXYK28L5BE3A型仓栅运输车车架实物图
3.2 Pro/Engineer基本功能
Pro/Engineer，简称Pro/E，是由美国PTC公司开发的大型三维CAD/CAE/CAM一体化产品造型系统。
Pro/E能够完成特征建模、参数化设计、零件实体造型及装配造型、完整工程图产生等工作。通过标准数据交换格式，Pro/E可以输出三维或二维图形用于其它应用软件。使用Pro/E配置的开发模块或利用C语言，用户也可以扩展与增强Pro/E的功能。Pro/E的基本功能是：
(1)特征建模
在Pro/E中，特征是组成模型的基本单位，如：凸台、槽、倒角、腔、壳等特征。模型创建过程就是按照一定顺序以“搭积木”的方式添加各类特征的过程，通过构建不同的特征建立几何模型。
(2)参数化设计
参数化设计是指设计者只需抓住图形的某一个典型特点绘出图形的大致形状，通过向图形添加适当的约束条件规范其形状，最后修改图形的尺寸数值，经过系统再生即可获得需要的图形。
(3)支持大型、复杂组合件的设计
Pro/E支持大型、复杂组合件的构造和管理，可以利用一些直观的命令，如“啮合”、“插入”、“对齐”等，将基本零件装配起来，形成组合件。
(4)整个设计环节的数据完全相关
在整个设计过程，Pro/E各个模块共享模型的数据库文件，在产品开发过程中某一处数据修改了，整个设计中的所有相关数据也随之自动修改[16]。
3.3 模型的简化
车架是一个大型复杂的装配体，如果不做一些优化就进行整体分析，不但实体建模费时，而且在ANSYS的环境下划分网格就更困难，求解也要耗费更多的时间，这样得到的结果显然不经济，甚至就求解不了，因为未经简化的模型结构比较复杂，越是复杂就越容易出现的错误。如果结构经过合理简化，不需要耗太多工夫而得到的结果同样很准确。做本课题时简化的构件有：
(1)忽略所有的倒角。比如纵梁和横梁等上的所有圆角过渡。如图3.2 。
图3.2 车架纵梁和横梁断面形状的处理
(2)忽略纵梁和横梁上所有直径较小的孔。这些孔有些是装配孔，有些是防止应力集中的孔等。
(3)忽略所有的螺栓和铆钉。这些小部件在ANSYS中分网极其困难，并且需要很多单元来模拟，如果不是专门进行这些连接处分析，则不值得建这些零部件。
(4)去掉一些不影响整体车架性能的零部件。比如备胎和油箱的支架、横梁上传动轴的支架等车架附属件，如果对悬架使用弹簧和刚性杆单元模拟或者是通过指定位移模拟，则可忽略减震器的建模
(5)简化一些零件的建模。比如前后钢板弹簧支架的建模，由于这些零部件都是铸造的，形状很复杂，我们只需根据其受力特点建出简化模型即可。
3.4 建模过程
根据实地测量的华凯牌CA5160CLXYK28L5BE3A型仓栅运输车车架的各个零件的尺寸，创建各个零件。表1.1为该车的一些参数。
表3.1 CA5160整车的一些重要参数
| 名称 | 数值 |
| 车辆外形长 (mm) | 80 |
| 车辆外形宽 (mm) | 2490 |
| 车辆外形高 (mm) | 3740 |
| 货厢长 (mm) | 6700 |
| 货厢宽 (mm) | 2300 |
| 货厢高 (mm) | 600 |
| 整备质量 （Kg） | 6310 |
| 总质量 （Kg） | 15505 |
| 额定载质量 (kg)： | 9000 |
| 轴荷： | 5610(前) 95（后） |
| 发动机功率(kw)： | 105 |
| 发动机排量： | 4752 |
| 发动机功率(kw)： | 105 |
| 轴数： | 2 |
表3.2 简化后的车架零件和零件的数量
| 名称 | 数量 |
| 左外纵梁 | 1 |
| 右外纵梁 | 1 |
| 左内纵梁 | 1 |
| 右内纵梁 | 1 |
| 第一根横梁 | 1 |
| 第二根横梁 | 1 |
| 第三根横梁（发动机后悬置梁） | 1 |
| 第四根横梁 | 1 |
| 第四根横梁与纵梁槽型连接板 | 2 |
| 第五根横梁 | 1 |
| 第五根横梁与纵梁槽型连接板 | 2 |
| 第六根横梁 | 1 |
| 第六根横梁与纵梁槽型连接板 | 2 |
| 第七根横梁 | 1 |
| 第七根横梁与纵梁槽型连接板 | 2 |
| 第八根横梁 | 1 |
| 前钢板弹簧滑板端支架 | 2 |
| 前钢板弹簧固定端支架 | 2 |
| 后钢板弹簧滑板端支架 | 2 |
| 后钢板弹簧固定端支架 | 2 |
| 后副钢板弹簧支架 | 4 |
| 车厢紧固角钢 | 4 |
图3.3 车架的整体视图
图3.4 车架的三维实体模型
因为发动机后悬置梁和外纵梁的建模过程有一些非常简单的过程，所以这里简要说明一下。
(1)发动机后悬置梁的建模过程
插入—扫描—伸出项，绘制如图3.5的扫描轨迹。
图3.5 发动机后悬置梁的草绘轨迹
然后画出截面形状，最后得到发动机后悬置梁的实体模型，如图3.6 。
图3.6 发动机后悬置梁的实体模型
可见只要一个扫描命令即可建成发动机后悬置梁的实体模型，如果使用拉伸命令则会很麻烦，所以在建模前不要盲目下手，先思考模型的特点，这样反而会节省很多时间。
(2)左外纵梁的建模过程
使用拉伸命令创建如图3.7所示的实体
图3.7 使用拉伸命令创建的左外纵梁
然后使用抽壳命令一步生成左外纵梁，注意抽壳时在参照里把三个不要的面全部选中，这样才能抽成图3.8的样子。
图3.8 左外纵梁模型的局部视图
3.5 Pro/E使用经验
(1)Pro/E的启动速度很慢，为了加快启动速度，可选择：工具—定制屏幕 —浏览器，改为不选，或则干脆让浏览器打开空页面，设置方法为在配置文件config.pro中设置：web_browser_homepage :BLANK
(2)设置一个启动目录。这虽然是一个常识问题，但还是很多人没有注意到。启动目录是启动Pro/E后软件默认的工作目录所在的位置，如果不进行修改的话，那么设计的文件都将会缺省保存在这个位置，很不方便查找和保存。
(3)要养成经常拭除不显示的文件。如果使用Pro/E时间比较长，就会发现电脑运行速度很慢，原来关闭窗口后，以前所有的文件还在内存中，这是要我们手动释放这些内存的。有时我们发现修改一个零件后并没有保存，但是打开这个零件后发现是修改后的样子，原来Pro/E使用的是暂存在内存中最后修改的文件，这样非常容易造成当我们再次打开电脑时发现有些零件还是修改前的样子，所以一定要养成经常拭除不显示的文件，一方面为了Pro/E的速度，另一方面为了减少出错的机会。
(4)Pro/E经常会由于种种原因自动关闭，所以应养成建模过程经常保存的习惯。
(5)绘图时，要培养使用鼠标右键的习惯，Pro/E会自动判断何种环境下会有什么样的菜单命令。
(6)当要打开一个组件中的一个零件时，点浏览，在浏览窗口再点这个零件，然后这个零件就会单独出现在浏览窗口，就可以直接打开了。
(7)在装配零件时，如果最后一个约束出现约束无效的提示时，这时不必删除约束重装，也不需要考虑需要什么约束，只需要在约束框的下拉列表中选择另一个就能完全约束了。这里以第一根横梁的装配为例来说明。当前两个约束关系确定后，最后这个关系不用选择，直接选择要约束的元素，这时如果出现图3.9的情况，可按照图3.10的做法，然后就会出现图3.11完全约束的提示。
图3.9 系统提示约束无效
图3.10 处理约束无效的方法
图3.11 完全约束的第一根横梁
3.6 本章小结
本章简要介绍了Pro/E的功能，列出了该车的一些参数，根据简化原则并结合测得的数据在Pro/E中创建了该车架的全部零件，然后在装配环境下得到车架的实体模型。
4 车架有限元模型的建立
车架在Pro/E中装配成实体模型后，必须导入到ANSYS中赋予属性，划分了单元才是有限元模型。本章讲述车架有限元模型的创建。
4.1 Pro/E和ANSYS的连接
Pro/E和ANSYS之间转换数据可通过中间数据格式，比如*.igs，但是实践证明，这种方法导入的模型损失比较多，修补起来相当麻烦。还有一种方法就是通过ANSYS安装程序提供的与Pro/E的接口来配置。这种方法导入的模型质量比较高，但是如果ANSYS的版本比Pro/E版本发行的时间早，连接起来就比较麻烦。本人使用的Pro/E4.0和ANSYS11.0就属于此种情况。下面给出配置步骤。
在运行ANSYS11.0安装程序的时候，选择连接的软件Pro/E，如图4.1然后选择Pro/E的安装路径，如图4.2。
图4.1选择Pro/E 图4.2 选择Pro/E的安装路径
安装完成后，找到你安装盘:\\Program Files\\ANSYS Inc\\v110\\AISOL\\CAD Integration\\ProE\\ProEPages\\config，用记事本打开WBPlugInPE.dat文件，对照下面的代码，把缺少的斜体代码加进去。
NAME WB110PluginProWF
EXEC_FILE $AWP_ROOT110\\AISOL\\CAD Integration\\ProE\\$ANSYS_SYSDIR\\WBPlugInPEU.dll
TEXT_DIR $AWP_ROOT110\\AISOL\\CAD Integration\\ProE\\ProEPages\\Language\\$AWP_LOCALE110
STARTUP dll
delay_start FALSE
allow_stop TRUE
unicode_encoding FALSE
REVISION ProEWildfire
END
name ac4pro110dll
exec_path $AWP_ROOT110\\ANSYS\\ac4\\bin\\pro\\$ANSYS_SYSDIR\\ac4pro.exe
text_path $AWP_ROOT110\\ANSYS\\ac4\\data\\pro\ext
STARTUP dll
delay_start FALSE
allow_stop TRUE
unicode_encoding FALSE
revision 24.0
end
现在打开Pro/E，在菜单栏就会出现ANSYS11.0的菜单，如图4.3
图4.3Pro/E中的菜单
4.2 单位转换
4.2.1 单位转换的原因
在Pro/E中无论是出零件还是装配体，所采用的单位基本上都是公制，即mmns 。而在ANSYS中分析时，往往不注意单位。当结合这两款软件作分析时就会发现分析的结果严重失常。究其原因，ANSYS中原来并没有单位，只要把单位统一就不会出现问题。比如长度为mm，时间为sec时，那么输入重力加速度g就只能是9800了，而如果输入9.800，其分析的结果可想而知了。再比如在Pro/E里面采用的长度单位是米，那么弹性模量的单位就是Pa ，如果在ANSYS中再把弹性模量的单位当做MPa ，结果肯定偏离的厉害，其它物理量也是类似情况。
4.2.2 单位制问题解决的办法
所以为了保证我们分析得到的是正确的结果，有下面2中方法：
(1)建模时只确定几个物理量的单位，在ANSYS中输入参数的时候，将所有物理量的单位都依照确定量的单位做相应转化。这里简称这种方法为统一法。
(2)建模时就使用国际单位，在ANSYS中输入参数的时候，所有物理量的单位都按照国际单位。这里简称这种方法为标准法。
显而易见，标准法简单、工作量小、易于读懂结果数据而且不易出错。所以本课题在将车架实体模型导入ANSYS分析前，先把装配体中的单位转化为国际标准单位。具体步骤如下：
在Pro/E中选择“编辑—设置—单位”，然后新建单位制，全部采用国际标准单位制，即长度：m ；质量：kg ；时间：sec ；温度：k ；如图4.4所示。
图4.4 在Pro/E中新建单位制 图4.5 Pro/E中改变模型单位对话框
接着选中刚才建立的国际标准单位制mnsk，点击“设置”，弹出如图2.2的对话框。 为了确认单位转换是否成功，我们分别测量了转换前后车架的宽度，分别如图4.6和图4.7。可见，车架的宽度已从转换前的870变成了当前的0.87，即装配体中的mmns单位制已成功转化为国际标准单位制。
图4.6单位转换前车架的宽度 图4.7单位转换后车架的宽度
图4.8切换到国际单位制后ANSYS的单位 图4.9数据导入ANSYS时的确认框
再启动ANSYS Geom ，导入模型后，首先运行“/units,si”，把系统单位制切换到国际单位制。运行“/status,units”查看单位，如图4.8所示：
至此，将在Pro/E中所装配的车架导入ANSYS分析时，出现的由于单位制导致的分析结果异常问题已经解决。
4.3 模型的导入
装配好的车架经过检查没问题后，首先进行单位转换，然后在Pro/E的菜单中依次选择ANSYS11.0>ANSYS Geom,启动ANSYS，在出现的如图4.9的消息框点击OK，然后在ANSYS的菜单里依次选取Plot>Volumes,这时车架即显示在了ANSYS的图像显示窗口里。
4.4 有限元模型的建立
导入模型后，先将ANSYS的工作环境设置在国际标准单位制下。由于这一步没有GUI操作，所以只能在命令框里输入“/status,units” 。
根据车架实际受力情况和各单元的特性，我们选择SOLID92单元作为车架装配体所有零件分网时的单元赋予类型，图4.10为选择的单元类型。
图4.10 选择的SOLID92单元
定义材料属性，车架的材料为16Mn ，其弹性模型为2.06×1011Pa，泊松比为0.29，密度为7.85×103 Kg/m3，定义材料模型的对话框分别为图4.11和4.12
图4.11 定义材料弹性模量和泊松比 图4.12 定义材料密度
使用Overlap命令将车架各零件连接成一个相互联系的整体。图4.13为体Overlap对话框，单击Pick all即可。这时发现各个零件的编号比较乱，可以使用压缩编号命令选择将所有元素编号压缩一下，图4.14为压缩编号后的车架模型
图4.13 体Overlap拾取对话框 图4.14 压缩编号后的车架模型
划分网格。图4.15为分网前的单元赋予工作，当定义有不同单元或是不同实常数时必须操作这一步，这里可以省略。图4.16为定义的单元尺寸大小，图4.17为分网后，车架被离散成一个个连续的单元。这里之所以要定义单元尺寸，是因为车架模型比较复杂，使用其它分网方法比较困难，使用自由划分时，如果再设置一下单元尺寸，将会很好地控制单元的数量。
图4.15单元属性分配对话框
图4.16 定义单元尺寸对话框
图4.17 分网后的车架单元局部图
至此，实体车架模型已被离散成有数学意义的小单元，即有限元车架模型。
4.5 Booleans运算
对于Pro/E中装配的实体模型，往往会认为装配体中的各个零件已经全部约束，所以将装配体模型导入ANSYS后，很多人不进行Booleans运算就划分网格、求解等操作，这样就会出现非常失真的结果，有些零件受力后根本就没有发生变化，甚至由于求出的结果跟实际值差不太多而没有发现自己的失误等等情况。下面结合车架的一部分组件来分别说明这些情况，图4.18为车架左纵梁部分，该部分由弹簧板支架和纵梁组成，纵梁部分有两层，分别为内纵梁和外纵梁，如图4.19所示，这些零件都是在Pro/E中装配而成。
定义过属性和划分网格后，由于施加约束的位置不同将出现上面提到的两种问题，所以这里分两种情况分别讨论。
(1)在弹簧板支架附近的外纵梁上施加约束，约束这四处的所有自由度。
(2)在弹簧板支架上施加约束，约束这四处的所有自由度。
4.5.1 未进行Booleans运算的分析结果
4.5.1.1 在弹簧板支架附近的外纵梁上施加约束，约束这四处的所有自由度
施加约束并在外纵梁上翼缘的中部施加一集中力载荷后的有限元模型如图4.20所示。为了比较清楚的查看并对比各个零件的变形情况，现分别将内外纵梁、弹簧板支架的变形及节点应力等值线图分别列于图4.21~4.25 。
图4.18 车架左纵梁及附属件模型
图4.19 车架左纵梁的组成
图4.20定义过载荷和约束的车架左纵梁
图4.21 外纵梁受载后的变形图 4.22 内纵梁受载后的变形
由图4.22可看出，内纵梁和弹簧板固定端并没有变形，图4.24从微观上说明内纵梁没有受到载荷的作用，同理，可以肯定弹簧板固定端也没有受到载荷。这就是在Pro/E环境下装配的实体模型导入ANSYS分析时，如果不进行Booleans运算所产生的问题。从上面的问题可以得到结论：在Pro/E环境下装配的实体模型，虽然对各个零件进行了完全约束，但是导入ANSYS后，ANSYS并不认为这些零件之间有什么关系，所以在分网之前必须对装配体进行Add 、Glue 、Overlap之类的Booleans运算，才能使各个零件相互之间传递约束和载荷。
图4.23 外纵梁节点应力等值线图 4.24 内纵梁节点应力等值线图
图4.25 内外纵梁节点应力等值线图 4.26弹簧板固定端受载后的变形图
4.5.1.2 在弹簧板支架上施加约束，约束这四处的所有自由度
删掉之前的约束，然后在弹簧板支架上施加约束，同样在外纵梁上翼缘的中部施加一集中力载荷，求解后查看结果，发现内纵梁和弹簧板固定端没有什么变化，而外纵梁却找不到了，如图4.26。我们知道约束是在这四个弹簧板固定端的，而载荷施加在外纵梁上，由4.5.1.1的结论很容易得知弹簧板固定端只受到了约束，外纵梁仅受到了载荷，而内纵梁既不受约束也没有受到载荷，所以就会发生图4.27的现象。
图4.27 在弹簧板支架上约束求解后的车架左侧变形图
4.5.2 Booleans运算命令的选择
在对装配模型进行Booleans运算时，是使用Add 、Glue 还是Overlap呢？下面对这些命令做一下简介。
Add是加运算，相加的结果是多个相同维数的几何元素被合并成一个新的几何元素，但是如果是接触分析或者各个零部件要定义的材料属性不同等情况时，这个命令是不能使用的。Glue是粘接运算，相同维数的几何元素在边界上存在位置重叠，即各图元之间有公共部分，粘接运算结果为重合边界部分产生它们之间公共的新几何元素连接参与运算的几何元素，但参加运算的几何元素之间仍然相对，粘接操作没有新的图元产生，就通过合并关键点获得粘接效果，只有公共区域的维数低于粘接图元的维数，粘接操作才有效。Overlap为交迭运算，交迭的结果是生成多个相对简单的子区域(为参与运算几何之间的彼此求交结果)，但是要求搭接部分与原图元的级数必须相同，交迭运算除了在交迭域周围生成多个边界外，与加运算非常类似[2]。通俗的说，Add就是把装配体中的各个零件熔化，再重塑一个“零件型”模型，Glue就是在相邻零件的连接处涂上胶水并使各个部分粘上，Overlap是零件间的相交处新生成一个个体，原来的各少一块。对于导入的装配体模型，如果使用Add命令，则所有零部件将会变成为一个大的零件，否则就使用Glue和Overlap，到底是使用Glue还是Overlap命令，最简单的办法就是去试，因为同时有且只有一个命令可以成功。
4.6 干涉问题
对于在Pro/E中装配的实体模型，大家往往过于自信而不注意检查各零件间是否发生了干涉，这样的装配体导入到ANSYS作分析时就会发生很多问题，对于这些问题的出现却不知如何解决，甚至有人怀疑是这两种软件的接口有问题，还有的人认为这只是一个无关紧要的警告等。其实不然，如果这样的干涉发生在施加边界的地方，就会影响到计算结果的准确性，下面还是结合图片来说明。图4.28为在Pro/E中装配的车架实体模型。
图4.28 Pro/E中装配的车架实体模型
4.6.1 装配体中有零件干涉将会出现的问题
接着将其导入到ANSYS，再将其划分网格时则会弹出错误警告，图4.29是在其*.err文件中错误记录。
图4.29 ANSYS中对实体模型划分网格时出现的错误
这个错误记录的意思是没有与这些面相关联的节点，所以加在这些面上的约束会被忽略。到底发生了什么呢？下面我们分别列出使用Boolean运算（这里使用Overlap）前后的发动机后悬置梁（第三根纵梁）和左内外纵梁的模型，如图4.30~4.36所示。
图4.30 Boolean运算前发动机后悬置梁 图4.31 Boolean运算后发动机后悬置梁
图4.32 Boolean运算前车架左外纵梁 图4.33 Boolean运算后车架左外纵梁局部
图4.34Boolean运算前车架左内纵梁 图4.35 Boolean运算后车架左内纵梁局部
图4.36Boolean运算后发动机后悬置梁与外纵梁的连接端
由此可见，Boolean运算后发动机后悬置梁被分成三部分，这三部分恰好是Boolean运算前的发动机后悬置梁，而车架左内外纵梁与发动机后悬置梁的连接处均被删除了一部分，将这一部分放大，如图4.37所示。
图4.37 发动机后悬置梁与外纵梁连接端的局部放大图
明显可见这一部分发生了干涉，基本可以确定出现图4.29的原因是零件间的干涉。现在我们进入Pro/E环境下检查全局干涉的情况，如图4.38所示。
4.38 Pro/E中全局干涉结果列表
4.39 Pro/E中全局干涉检查后窗口显示结果
4.6.2 装配体中零件间发生干涉后的解决方法
现在可以确定发动机后悬置梁与内外纵梁连接处发生了干涉，进入发动机后悬置梁的草绘模式，可发现是连接处下方的倒圆角所致，将其去掉即可。图4.40和4.41是这根梁的扫描轨迹更改前后的情况。
图4.40发动机后悬置梁的扫描轨迹修改前
图4.41发动机后悬置梁的扫描轨迹修改后
为了排除是否还有其它零件间的干涉，再次进行全局干涉检查，结果如图4.42所示，表明装配体已经没有干涉情况。
图4.42 Pro/E再次进行全局干涉检查的结果
再次将修改后的装配体导入到ANSYS中进行分网时，不再出现错误警告，说明出现图4.29的错误警示确系零件间干涉所致。
设想一下，如果这根发动机后悬置梁被分成了三个的结构，那么这根梁与外纵梁的连接处将不会受到作用在这根梁上的力，如果这样的话，分析得到的结果将是不准确的。所以在将装配体导入到ANSYS之前必须进行干涉检查。
4.7 由于镜像命令而引起的模型损失问题
4.7.1 模型损失问题的描述
在车架的建模过程中，由于左右内外纵梁完全一样，所以我们有理由为了节约时间和精力而使用镜像命令，例如对于外纵梁的建模，我们只建立了右外纵梁，然后使用镜像命令建立左外纵梁，如图4.43所示：
图4.43Pro/E中外纵梁的建立
但是这样装配好的车架导入ANSYS时软件会弹出如图4.44所示的对话框：
图4.44 车架导入ANSYS时弹出的对话框
Multiple volumes found in part waizongliang. No Ansys volumes defined. 意思是在外纵梁上发现了多个体，ANSYS没有对这些体进行定义。选择Plot——Volumes，发现ANSYS的图形显示窗口里没有这两根纵梁，再选择Plot——Areas后，发现这两根纵梁又回到了图形窗口了，如图4.45和图4.46：
图4.45 ANSYS只显示体时的车架 图4.46 ANSYS只显示面时的车架
这正说明左右纵梁导入ANSYS时只导入了面。如果用这种导入的不完整车架去分析，由ANSYS的分析原理可知会出现以下后果：
(1)这些使用镜像命令建立的零件不能使用三维实体或壳单元划分网格。因为这些零件导入ANSYS中只剩下了面，自然不能划分成三维实体单元了。
(2)分析结果严重失常。比如模态分析中，在材料类型库中是要输入材料密度的，即在模态分析中，主要考虑的因素有密度，如果这些零件只有面，那么分析得出的各阶振型自然不对。而模态分析又是其他动力学分析的基础，所以后续的分析也是不对的。
4.7.2 模型损失问题的解决办法
解决的办法有：
(1)在ANSYS中修复这些损失的体。修复的方法有很多，但目的都是把面转化为体。
(2)在Pro/E中不使用镜像命令建立零部件。
4.8 本章小结
本章讲述了发行时间较晚的Pro/E版本和ANSYS的连接，阐述了由于单位不统一而造成的分析结果失真并提出了解决这个问题的两种方法。由于装配体的特殊性，这里分析了由于Boolean运算、模型干涉和镜像命令的使用而引起的问题，将这些问题都解决后，通过ANSYS的前处理模块将实体模型转变成有限元模型。
5 车架静力分析
汽车车架不仅要承受发动机、底盘和牵引货物的重量，而且还要承受汽车行使过程中所产生的各种力和力矩。汽车在行使过程中，要行驶和经过各种路面，如:一个车轮跳过台阶或一个车轮驶过路面上的坑洞等，同时还会因为要躲避行人或障碍物等紧急状况而要进行紧急制动和紧急转弯。在上述各种行驶工况下，都会产生新的附加载荷并作用于车架上，因此车架就必须要有足够的强度和刚度来承受作用于其上的各种载荷[2]。若车架的强度和刚度达不到要求则会造成车架开裂等各种损坏现象的发生，轻则影响汽车的正常行使，重则造成严重的交通事故，因此车架的强度和刚度不仅关系到车辆能否正常行使，同时还关系到整车的安全性好坏。对车架进行强度、刚度的分析同时也是对车架进行可靠性分析的基础。
车架结构静力分析用于计算由那些不包括惯性和阻尼效应的载荷作用于结构或部件上引起的相对位移，应力和应变。固定不变的载荷和响应是一种假定，即假定载荷和结构的响应随时间的变化非常缓慢。静力分析所施加的载荷包括外部施加的作用力和压力、稳态的惯性力(如重力和离心力)、相对位移等。通过车架强度和刚度的有限元静力分析，可以找到车架在各种工况下各零部件变形和材料应力的最大值以及分布情况。以此为依据，找出最容易破坏的部件，然后对该部件进行可靠性分析，以该部件的可靠度来衡量整个车架的可靠度。
5.1 车架结构有限元分析的类型
我国的“汽车产品定型可靠性行驶试验规程”规定：样车必须以一定车速，在各种道路上行驶一定里程。典型工况主要包括高速道路、一般道路和弯道行驶，行驶时会出现静弯曲、扭转、紧急制动和急速转弯等四种工况。因此，需进行以上四种工况的强度和刚度分析。
在进行汽车车架结构静力有限元分析后，一般根据汽车车架结构强度和刚度分析的需要，通过后处理对计算结果进行可视化处理，计算出应力最大的危险点以及变形最大的点，以此评价汽车车架结构的静力性能。这里我们就以弯曲工况和弯扭联合工况来分析车架的性能。
5.2 SOLID92单元简介
该单元为三维十节点四面体结构实体单元，图5.1为该单元的示意。SOLID92单元具有二次位移型函数，非常适合于模拟不规则形状的结构，例如由各种 CAD/CAM 系统产生的网格模型。本单元由 10 个节点定义，每个节点有 3 个自由度：节点坐标系的 x, y, z 方向的平动。此单元还具有塑性、蠕变、膨胀、应力刚化、大变形和大应变的功能。
图5.1 SOLID92单元的示意图
5.3 汽车弯曲工况的分析
5.3.1 求解
为建立的有限元车架模型选择分析类型，如图5.2 。
图5.2 选择的分析类型
根据分析，选择指定位移的方法模拟悬架系统的变形。表4.1为车架各处的位移约束条件。
表5.1 弯曲工况下车架各处的位移约束条件
| 约束位置 | 约束方式 | 指定位移 |
| 左侧前钢板弹簧滑板端支架 | ALL DOF | 0 |
| 右侧前钢板弹簧滑板端支架 | UY | 0 |
| 前钢板弹簧固定端支架 | UY | -0.0001 |
| 后钢板弹簧滑板端支架 | UY | -0.0002 |
| 后钢板弹簧固定端支架 | UY | 0 |
图5.3 左侧前滑板端支架处节点约束 图5.4 右侧前滑板端支架处节点约束
图5.5 前固定端支架处的节点约束 图5.6 后固定端支架处的节点约束
车架所承受的载荷施加主要遵循的原则：
(1)货物的重量按均布载荷施加到左右外纵梁上；
(2)发动机、变速箱、驾驶室及其附件的重量按集中载荷施加在其安装位置；
(3)油箱、备用胎以集中力的方式施加在其支架所在的纵梁上；
(4)车架自身的重量看作是作用在车架每一个节点上[17]。
车架有限元模型加载质量分布情况如表5.2 。
表5.2车架有限元模型加载质量分布情况
| 名称 | 加载质量 （Kg） |
| 货物 | 9000 |
| 发动机 | 0 |
| 变速箱 | 270 |
| 驾驶室 | 300 |
| 司机和乘员（按3人算） | 195 |
| 油箱 | 200 |
| 备用胎 | 150 |
动载系数的计算公式为：
K= （5-1）
式中：
K1 ———前轮弹簧系统的刚度
K2 ———后轮弹簧系统的刚度
G———车辆自重
C1 ———道路常数,对载货汽车
C2 ———经验系数
v———车速
由于缺少必要的数据，我们根据一些研究资料取弯曲工况下的动载系数K=2.5 。表5.3为车架有限元模型具体加载情况。
车架所受各部件载荷的计算公式为：
F=9.8×M×K （5-2）
式中：
M——元件质量，Kg
F——车架受到的相应元件的载荷，N
K——动载系数
表5.3车架有限元模型具体载荷分配情况
| 名称 | 货物载荷 （N） | 说明 |
| 货物 | 220500 | 在车架外纵梁2.241m到8.241m的位置上均匀取100个节点模拟均布力，每个节点施加2205N |
| 发动机+变速箱 | 28420 | 按照发动机的安装位置在4处取24个节点，每个节点施加1176.7N |
| 驾驶室+司机和乘员（按3人算） | 12127.5 | 按照驾驶室的安装位置在4处取20个节点，每个节点施加606.4N |
| 油箱 | 4900 | 按照油箱的安装位置在1处取2个节点，每个节点施加2450N |
| 备用胎 | 3675 | 按照驾驶室的安装位置在2处取4个节点，每个节点施加918.75N |
| 车架自重 | 重力加速度按24.5施加，如图5.7 |
图5.7 重力的施加情况
约束和载荷施加完毕后的车架有限元模型如图5.8 。
图5.8 约束和加载后的车架有限元模型
检查载荷无误后即可求解。
5.3.2 后处理
车架受载后的变形及其变形前的边界如图5.9 。
图5.9 车架受载后的变形及其变形前的边界
将结果缩放因子修改为30 ，如图5.10 。
图5.10 修改后的缩放因子
绘制位移和应力的节点解，图5.11为节点位移场分布等值线图，图5.12为节点应力场分布等值线图。
图5.11 节点位移场分布等值线图
图5.12 节点应力场分布等值线图
由车架的变形图可知车架后部和驾驶室后部变形量比较大，最大位移节点出现在车架后部，最大值为6.686mm ，这样的变形量不会使固定在车架上的各总成因为车架的变形而出现早期损坏或者是失去其正常工作的能力。而中部适当的变形可以起到缓冲的作用，而且可以避免应力集中，防止局部发生损坏。装有转向器和前悬架的车架部分变形较小，这样对汽车的转向性能比较有利，但是车架后部变形较大，这就会影响到后悬架的性能，从而对汽车的操纵稳定性和行驶平顺性有不利的影响。
从应力场分布等值线图可以看出，应力主要集中在发动机后悬置横梁与纵梁的连接处和第七横梁与纵梁的连接处。在发动机后悬置横梁与纵梁的连接处的应力值最大，最大值为185MPa。实际上由于钢板弹簧的特性，尤其前面减震器的作用，在水平面对其进行受力分析时，直接指定位移的方法难免有误差。所以由于省略了减震器的作用和钢板弹簧的特性，从而造成最大应力值出现在在发动机后悬置横梁与纵梁的连接处。虽然如此，但是从客观上来说，还是能反映出车架的应力状态，只是应力可能会相对小一点。
结构静力分析的目的是根据有限元分析的结果数据对车架的强度进行评价。假设车架材料的屈服极限为，计算出的最大复合应力为，则车架结构的强度安全系数为：
（4-3）
16Mn的屈服强度在275Mpa~345Mpa之间，在计算时可按320Mpa 。当n>1，说明在该工况下，车架结构强度是符合要求的；否则，则说明车架结构强度不符合要求，将会发生强度破坏。根据计算得出的车架评价指标见表5.4 。
表5.4弯曲和扭转工况下车架的强度评价参数
| 工况 | 动载荷系数K | 最大应力 （MPa） | 安全系数 |
| 弯曲工况 | 2.5 | 185 | 1.73 |
5.4.1 求解
选择分析类型为静力分析。
这里也选择指定位移的方法模拟悬架系统的变形。但选择约束除左前悬架滑板端处以外所有悬架端的自由度，左前悬架滑板端处释放所有自由度，具体见表5.5 。
表5.5 弯扭联合工况下车架各处的位移约束条件
| 约束位置 | 约束方式 | 指定位移 |
| 左侧前钢板弹簧滑板端支架 | 不约束 | |
| 剩余所有钢板弹簧端支架 | ALL DOF | 0 |
表5.6车架有限元模型具体载荷分配情况
| 名称 | 货物载荷 （N） | 说明 |
| 货物 | 110250 | 在车架外纵梁2.241m到8.241m的位置上均匀取50个节点模拟均布力，每个节点施加2205N |
| 发动机+变速箱 | 14210 | 按照发动机的安装位置在4处取24个节点，每个节点施加592N |
| 驾驶室+司机和乘员（按3人算） | 6063.75 | 按照驾驶室的安装位置在4处取20个节点，每个节点施加303.2N |
| 油箱 | 2450 | 按照油箱的安装位置在1处取2个节点，每个节点施加2450N |
| 备用胎 | 1837.5 | 按照驾驶室的安装位置在2处取2个节点，每个节点施加918.75N |
| 车架自重 | 加速度按12.25施加，如图5.13 |
图5.13 弯扭联合工况下重力的施加情况
约束和载荷施加完毕后的车架有限元模型如图5.14 。
图5.14 约束和加载后的车架有限元模型
检查载荷无误后即可求解。
5.4.2 后处理
车架受载后的变形及其变形前的边界如图5.15 。
图5.15 车架受载后的变形及其变形前的边界
同样将结果缩放因子修改为30 ，绘制位移和应力的节点解，图5.16为节点位移场分布等值线图，图5.17为节点应力场分布等值线图。
图5.16节点位移场分布等值线图
图5.17 节点应力场分布等值线图
由车架的变形图可知车架后部和左侧前钢板弹簧滑板端变形量比较大，最大节点位移仍然出现在车架后部，最大值为2.97mm 。
由弯扭联合工况下的车架应力场分布等值线图可知，在这种工况下，车架的总体应力值比弯曲工况下的小。最大应力出现在左侧前钢板弹簧滑板端，最大应力为150 Mpa 。这与实际情况基本一致。此外，车架纵梁下翼面后悬架固定端支架到前悬架滑板端支架之间的应力也比较大。根据计算得出的车架评价指标见表5.3 。对于弯扭联合工况，最大应力没有超过许用值，由此可见车架结构满足强度要求。除个别应力集中点外，其他各点的安全系数在10以上。
表5.7弯曲和扭转工况下车架的强度评价参数
| 工况 | 动载荷系数K | 最大应力 （MPa） | 安全系数 |
| 弯扭联合工况 | 1.25 | 150 | 2.13 |
这里先说一下实体模型和有限元模型的区别。实体模型由点、线、面和体组成，用来直接描述所求问题的几何特性。有限元模型是实际结构和物质的数学表示方法。通俗来说在CAD软件建立的模型就是实体模型，在CAE软件里划分网格并赋予单元后就成了有限元模型。
5.5.1 对象选择问题
在ANSYS中选择想要的元素并不是一件很容易的事。不如你在显示体的模式下去选择某个节点，往往得到的节点并不是所要的。这样就得在Plot Numbering Controls中选择NODE的状态为on ，将[/NUM]选择为numbers ，如图5.18 ，然后重新绘制nodes ，然后再选择所要的节点，这时一定要注意拾取框里所拾取的节点编号，如图5.19 。
图5.18 Plot Numbering Controls对话框 图5.19 节点拾取框
5.5.2 施加面力问题
由于面力的方向是垂直于面并指向里的，在ANSYS中选择面时也要按照上面提到的选择节点的方法去选择面，否则很容易选择到体的对面的面，这样施加力不但位置不对，并且方向是相反的。
5.5.3 重力的方向问题
在结构分析中，如何模拟结构自重和设备重量是一个经常遇到的问题，对于结构自重有两点要注意：
(1)在材料性质中输入密度，如果不输入密度，则将不会产生重力效果。
(2)因为ANSYS将重力以惯性力的方式施加，所以在输入加速度时，应当在与惯性力相反的方向施加加速度。受到惯性力的方向与物体所受的外力方向无关，惯性力的方向取决于加速度的方向，即惯性力的方向永远与加速度的方向相反。加速度方向向上时，其惯性力方向必然向下。要注意：ANSYS中考虑惯性力作用时，施加的参数是加速度，而不是惯性力。
5.5.4 划分网格问题
当我们设定完单元尺寸，划分网格时可能会碰到类似图5.20的提示框，这属于网格尺寸过大的原因造成的，只需要将网格尺寸改小就能解决。但是如果你不想产生单元过多，直接点确认忽略就行了。在ANSYS中会经常遇到一些提示框，这时只要耐心看懂这些提示框所说的含义，再加上自己的判断，就不会出现每次遇见这些提示就怀疑自己做错了的感觉。
图5.20 分网时出现的提示框
5.5.5 单独查看某个零件结果的难题
对于装配体，有时我们想查看的某个零件被一堆零件包围了，这就要求我们要把这个零件的应力图单独显示。比如我们想查看发动机后悬置梁的节点应力场分布等值线图。在显示体的模式下，选择Select——Entities…在弹出的对话框里按图5.21选择，然后单击OK ，选择这根梁，然后依次选择Select——Everythings Below——Selected Volumes ，如图5.22 。再次绘制体，这时发动机后悬置梁就单独显示在窗口里了，然后就可方便查看这个零件的应力图了，其节点应力场分布等值线图如图5.23 。
图5.21 Select对话框 图5.22 选择体
图5.23发动机后悬置梁节点应力场分布等值线图
5.6 本章小结
本章对车辆在行驶中受到的载荷和赋予车架有限元模型的SOLID92单元进行了简要介绍，给出了汽车在两种典型工况下的静力分析过程，依据分析结果对该车架进行了安全系数评价，为可靠性分析中所要研究的最危险部件提供了理论依据。同时根据静力分析的心得，对其中经常遇到的一些问题进行了说明，并给出了如何解决这些问题的方法和技巧。
6 车架模态分析
现在随着人们对汽车的要求越来越高，舒适性已经成为汽车的性能指标。由于汽车是一个具有质量、弹性和阻尼的振动系统，并且汽车内部各部分的固有频率不同，汽车在行驶中常因路面不平，车速和运动方向的变化，车轮、发动机和传动系统的不平衡，以及齿轮的冲击等各种外部和内部的激振作用而极易产生整车和局部的强烈振动和噪声，这种作用对汽车车架的可靠性影响极大。在车架设计过程中，就是要使车架的固有振动频率避开外界激励产生的频率范围，一般是使其频率在发动机和驱动桥之间，为此，必须对车架结构进行模态分析。并且模态分析又是各种动态分析的基础，所以模态分析的正确与否十分重要。
6.1 模态分析的理论基础
对于一个自由度线性定常系统, 其基本振动方程可写为：
(6-1)
式中:
[M]—弹性系统的质量矩阵
[C]—弹性系统的阻尼矩阵
[K]—弹性系统的刚度矩阵
—加速度向量
—速度向量
—位移向量
—动激励载荷向量
在结构动力学问题中, 结构的固有频率和固有振型是分析结构动力学响应与其它动力特性问题的基础。在进行模态分析时, 因结构阻尼较小, 对固有频率和振型影响甚微, 故通常忽略不计。在这种情况下, 分析结构的固有频率与振型问题转化为求解特征值与特征向量问题。因而, 基本振动方程式6-1中的和均为零。所以：
(6-2)
由于任何弹性体的自由振动可以分解为一系列简谐振动的叠加, 设式6-2有如下形式的简谐振动解：
(6-3)
将式6-3代人6-2得：
(6-4)
自由振动时结构各节点的振幅不全为零, 所以由式6-4得：
(6-5)
结构的刚度矩阵[K]和质量矩阵[M]均为N阶方阵, 其中N为节点自由度的数目, 所以式6-5是关于的N次方程, 解此方程可得结构的N个固有频率；称为广义特征值, 对应于每一个固有频率。由式6-5可以确定一组各节点的振幅值， 称为广义特征向量[2][22]。
由于结构的振动为各阶固有振型的线性组合, 其中低阶的振型对结构的动力影响程度比高阶振型大，所以本文只提取和扩展车架的前十阶模态。
6.2 车架模态分析的类型
对于有预应力的结构，因为单元的边界条件的改变，它的模态是要受到影响的。所以这里分满载状态和无预应力状态两种情况讨论车架的模态。
6.2.1 满载状态时车架的模态分析
由于有预应力的模态分析是在静力分析的基础上进行了，且前面已详细讲述了静力分析的步骤，所以这里只简述不同之处。说明的一点是，由于以后要进行谱分析，所以不再使用动载系数。
定义完车架的材料属性等参数后，进行booleans运算，这里为了节省模态求解的时间，使用Add命令将所有零件相加。如图6.1 。
分网后，给相应节点施加约束和载荷。在模态分析中，不允许有非零位移，所以各钢板弹簧支架端按表6.1的说明进行约束。
表6.1 模态分析中车架各处的位移约束条件
| 约束位置 | 约束方式 | 指定位移 |
| 左侧前钢板弹簧滑板端支架 | ALL DOF | 0 |
| 剩余所有钢板弹簧支架端 | UY | 0 |
表6.2车架有限元模型加载质量分布情况
| 名称 | 加载质量 （Kg） |
| 货物 | 9000 |
| 发动机 | 0 |
| 变速箱 | 270 |
| 驾驶室 | 300 |
| 司机和乘员（按3人算） | 195 |
| 油箱 | 200 |
| 备用胎 | 150 |
表6.3车架有限元模型具体载荷分配情况
| 名称 | 货物载荷 （N） | 说明 |
| 货物 | 88200 | 在车架外纵梁2.241m到8.241m的位置上均匀取100个节点模拟均布力，每个节点施加882N |
| 发动机+变速箱 | 11368 | 按照发动机的安装位置在4处取24个节点，每个节点施加473.7N |
| 驾驶室+司机和乘员（按3人算） | 4851 | 按照驾驶室的安装位置在4处取20个节点，每个节点施加242.55N |
| 油箱 | 1960 | 按照油箱的安装位置在1处取2个节点，每个节点施加980N |
| 备用胎 | 1470 | 按照驾驶室的安装位置在2处取4个节点，每个节点施加367.5N |
图6.1 Add拾取框图 6.2 约束和加载后的车架有限元模型
定义求解类型为Static ，同时在Sol’n Controls中打开Calculate prestress effects ，如图6.3 。
图6.3 打开pstres开关
求解后查看变形图和节点应力场分布等值线图，确认求得结果是否准确。
然后重新定义求解类型为Modal ，在Analysis Options对话框里设置如下：
(1)指定Mode extraction method (模态提取方法)为Block Lanczos (分块兰索斯法)；
(2)在No. of modes extract (提取模态的阶数) 文本框中输入10 ；
(3)将Expand mode shapes (模态扩展)状态设置为“YES”；
(4)在No. of modes to expand (模态扩展阶数)文本框中输入10 ；
(5)将Incl prestress effects (预应力效应)的状态也设置为“YES”；
模态的扩展也可以放在求解之后，这里在求解的同时即完成了模态的扩展，不需要再单独进行模态扩展；将Incl prestress effects设置为“YES”，是为了考虑预应力对结构振型的影响，这样在进行模态分析时ANSYS程序将会计算应力对刚度的影响。Analysis Options对话框的设置情况如图6.4 。
图6.4 Analysis Options对话框的具体设置
单击按钮Ok，将会弹出Block Lanczos Method (兰索斯法模态分析选项)对话框，如图6.5所示.这里保持默认状态。
图6.5兰索斯法模态分析选项对话框
FREQB、FREQE为模态提取频率范围。在FREQB域指定第一频移点，在大多数情况下不需要设置这个域，FREQE也只有在采用Reduced时才有效。Nrmkey是对振型归一化的设置，因为以后要进行谱分析，所以选择相对于质量矩阵[M]的归一化处理。
接着进行求解，由于模型比较复杂，求解速度还是相当慢的。尤其在如图6.6的求解阶段，这时候要密切关注ANSYS的输出窗口，如图6.7 。
图6.6 ANSYS求解进度条
图6.7 ANSYS输出窗口
后处理的部分将会与无应力状态时车架的模态分析结果对比列于6.3节。
6.2.2 无预应力状态时车架的模态分析
无预应力状态时车架的模态分析步骤就是满载状态时车架的模态分析的简化。这里不施加任何载荷，约束同满载状态时车架的模态分析时的约束。只进行模态求解，只是将Incl prestress effects (预应力效应)的状态置为“NO”。
6.3 两种状态时的结果对比分析
6.3.1 两种状态时的固有频率
两种状态时的固有频率分别如图6.8和6.9。
图6.8 满载时车架前10阶模态频率
图6.9 无预应力状态时车架前10阶模态频率
6.3.2 两种状态下车架的前十阶振型对照图
两种状态下，车架的前十阶振型对照图分别为：
图6.10 满载时车架的第一阶振型
图6.11 无预应力状态时车架的第一阶振型
图6.12 满载时车架的第二阶振型
图6.13 无预应力状态时车架的第二阶振型
图6.14 满载时车架的第三阶振型
图6.15 无预应力状态时车架的第三阶振型
图6.16 满载时车架的第四阶振型
图6.17 无预应力状态时车架的第四阶振型
图6.18 满载时车架的第五阶振型
图6.19 无预应力状态时车架的第五阶振型
图6.20 满载时车架的第六阶振型
图6.21 无预应力状态时车架的第六阶振型
图6.22 满载时车架的第七阶振型
图6.23 无预应力状态时车架的第七阶振型
图6.24 满载时车架的第八阶振型
图6.25 无预应力状态时车架的第八阶振型
图6.26 满载时车架的第九阶振型
图6.27 无预应力状态时车架的第九阶振型
图6.28 满载时车架的第十阶振型
图6.29 无预应力状态时车架的第十阶振型
说明：模态分析中的变形只是代表变形的趋势，值的数字本身一点意义都没有，值越大代表变形的趋势越大。模态分析通常是指无阻尼自由振动，其运动方程为，解向量中含有待定常数，由初始条件{X(0)}和{ (0)}确定。但在ANSYS中，模态分析的位移结果反映了结构作主振动(结构按任一固有频率所作的振动)时，各点之间的相对位移，这个相对位移是恒定的，就是说在固有频率下，整个结构具有相同的振动形态，称为主振型。单纯的模态分析只用来求解结构的固有特性（频率和振型），其位移、应力等结果没有实际意义，但可以用于后续的谐响应分析及谱分析之中。
由对比分析可知，两种状态下车架各阶的固有频率差别不大，各阶振型基本值一致。由车架的振型图并参照动画总结各阶的振型如表6.4 。
表6.4 车架的各阶振型及振动部位
| 第N阶 | 振动部位 | 振动类型 |
| 1 | 后钢板弹簧固定端支架以后 | 弯曲振型，左右振动 |
| 2 | 前钢板弹簧滑板端支架到后钢板弹簧滑板端支架 | 主要为弯曲振型，左右振动，有稍微上下振动 |
| 3 | 后钢板弹簧固定端支架以后 | 弯曲振型，上下振动 |
| 4 | 前钢板弹簧滑板端支架到第四根横梁及后钢板弹簧固定端支架以后 | 扭转振型 |
| 5 | 前钢板弹簧滑板端支架到第四根横梁 | 弯曲振型 |
| 6 | 前钢板弹簧滑板端支架到第四根横梁，后钢板弹簧固定端支架以后 | 前段为弯曲振型，后段为扭转振型 |
| 7 | 后钢板弹簧固定端支架以后 | 弯曲振型 |
| 8 | 前钢板弹簧滑板端支架到第四根横梁，第四根横梁到第六根横梁 | 弯曲振型 |
| 9 | 前钢板弹簧滑板端支架到第六根横梁 | 弯曲扭转复合振动 |
| 10 | 前钢板弹簧滑板端支架到第六根横梁 | 弯曲扭转复合振动 |
对于模态分析，如果约束位置不同，那么就不是同样的模型，求出的固有频率和振动类型自然不同。固定点改变了，系统的结构就改变了，其特性也随之改变。模态分析是否要加约束，或加什么样的约束取决于你想要什么样的频率了。比如在本章分析中，如果你想要车架的自振频率，那么就不需要加约束。如果你想知道车架安装在整车上的频率，主要考虑车架与发动机、驱动桥是否发生共振，则要根据实际连接情况施加约束。显然此时的约束情况应模拟该车架的安装，而不是统一的该加什么样的约束。因为约束加的不同，会影响到系统的刚度，从而必定会影响你计算出来的频率。
6.5 模态分析中要不要考虑重力
从ANSYS有关的资料上看 模态分析应该是不用加重力的，因为重力在模态分析中，属于外力，而程序进行模态分析时是会忽略外荷载的，所以计算出来的结果应该和没加重力的情况一样，但是为了验证这一说法，分两种情况进行了验证：满载时车架的模态频率和满载再加上重力时的模态频率。这两种情况下的分析结果分别如图6.31和6.32。从结果可以看出，重力对改车架的频率是有影响的。
图6.30 满载时车架的前10阶模态频率
图6.31满载考虑自重时车架的前10阶模态频率
通过分析知：结构自身重力是否影响结构的频率和振动类型，取决于重力是否对所考虑的主振形有应力钢化效用[26]。应力钢化效应就是指面内应力对面外刚度的影响的现象。对于自平衡体系，重力不会产生应力钢化效应，重力的施加与否也就对自振频率没有影响。如果结构通过支座边界产生预应力，或者支座反力随着预应力的大小而改变，那么重力就对结构自振频率产生了影响（也就是存在应力钢化效应）。
6.7 本章小结
本文对华凯牌CA5160CLXYK28L5BE3A型仓栅运输车车架分两种情况进行了模态分析，分别求解出该车架的前10阶固有频率及其对应的模态振型。由分析可知，货物、发动机和驾驶室等对车架的自然振动频率影响不大。该车架的一阶频率相对比较大，这说明车架的抗弯刚度较好。本文的模态分析将为后续的谱分析打下基础。
7 可靠性分析
7.1 可靠性概述
目前世界上公认的可靠性定义是：产品在规定的条件下和规定的时间内，完成规定功能的能力[27]。
可靠性是衡量产品质量的一项重要指标。可靠性长期以来是人们设计制造产品时的一个追求目标。但是将可靠性作为设计制造中的定量指标的历史却还不长，相关技术也尚不成熟，工作也不普及。
7.1.1 可靠性发展简史
第二次世界大战：可靠性问题突出的时期。
上世纪五十年代：开始系统地进行可靠性研究，主要的工作是由美事部门展开。
1952年，美事部门、工业部门和有关学术部门联合成立了“电子设备可靠性咨询组”—AGREE小组。（Advisory Group on Reliability of ElectronicEquipment）1957年提出了《电子设备可靠性报告》(AGREE报告)该报告首次比较完整地阐述了可靠性的理论与研究方向。从此，可靠性工程研究的方向才大体确定下来。除美国以外，还有前苏联、日本、英国、法国、意大利等一些国家，也相继从50年代末或60年代初开始了有组织地进行可靠性的研究工作。在上世纪60年代后期，美国约40％的大学设置了可靠性工程课程。目前美国等发达国家的可靠性工作比较成熟，其标志性的成果是阿波罗登月计划的成功[1]。
7.1.2 现阶段可靠性工作的特点
(1)研究的问题较多集中于针对电器产品；
(2)确定可靠性工作的规范、大纲和标准；
(3)组织学术交流等。
7.1.3 国内可靠性研究现状
国内的可靠性工作起步较晚，上世纪50年代末和60年代初在原电子工业部的内部期刊有介绍国外可靠性工作的报道。发展最快的时期是上世纪80年代初期，出版了大量的可靠性工作专著、国家制定了一批可靠性工作的标准、各学校由大量的人投入可靠性的研究。许多工业部门将可靠性工作列在了重要的地位。如原航空工业部明确规定，凡是新设计的产品或改型的产品，必须提供可靠性评估与分析报告才能进行验收和坚定。但在近些年，可靠性工作有些升温，这次升温的动力主要来源于企业对产品质量的重视，比较理智。但是，目前国内的可靠性工作仍在一个低水平上徘徊，研究的成果多，实用的方法少；研究力量分散，缺乏长期规划；学术界较混乱，低水平的文章随处可见，高水平的成果无人过问等等。
7.2 常规设计与可靠性设计
常规设计中，经验性的成分较多，如基于安全系数的设计。常规设计可通过下式体现：
(7-1)
计算中，F、l、E、μ等各物理量均视为确定性变量，安全系数则是一个经验性很强的系数。上式给出的结论是：若s≤[s]则安全；反之则不安全。应该说，上述观点不够严谨。首先，设计中的许多物理量明是随机变量；基于前一个观点，当s≤ [s]时，未必一定安全，可能因随机数的存在而仍有不安全的可能性。在常规设计中，代入的变量是随机变量的一个样本值或统计量，如均值。按概率的观点，当μσ= μ [σ]时， s≤[s]的概率为50%，即可靠度为50%，或失效的概率为50%，这是很不安全的。
7.3 ANSYS可靠性分析功能
ANSYS进行可靠性分析，根据计算点的生成方法不同，分为蒙特卡罗法和响应表面法。
7.3.1 蒙特卡罗法
蒙特卡罗法是传统可靠性分析中最常用的一种方法。蒙特卡罗法又可分为直接抽样法和拉丁超立方法。这两种的区别主要在于：直接法生成计算点之间没有任何联系，因此可能会出现几个计算点非常接近甚至重合的情况，如图7.1示；拉丁超立方法使生成的计算点更均匀，利用前面已生成点的信息，避免大量计算点在同一个区间内过多，因此效率更高。图7.1和图7.2表明可两种方法生成计算点的差别。ANSYS默认使用拉丁超立方法。
7.1直接抽样法 7.2拉丁超立方法
蒙特卡罗法优点：
(1)方法总是适用的，不用管被模拟的物理量在有限元分析中意义。这个方法不是基于随机输出参数的假设，即认为合适的输出参数就会加快计算过程，不好的输出参数会导致一个不可用的可靠性分析结果。如果模型是正确的，循环模拟计算次数足够的多，蒙特卡罗法总是可以给出一个正确的可靠性分析结果。当然，实际操作不可能进行无限次的模拟。蒙特卡罗法通过有限次的模拟，对输出变量进行统计分析，判断统计量满足预先给定的条件就可停止模拟计算，否则增加模拟次数，再判断。
(2)各个模拟循环之间没有联系，这样可以进行并行计算，缩短计算时间。
7.3.2 响应面法
响应面法按计算点生成的方法不同也可以分为两种。中心复合设计法和Box-Behnken矩阵设计法。中心复合设计法对随机变量分成5个水平，Box-Behnken矩阵设计法分为3个。两者的差别见图7.3和图7.4。
7.3中心复合设计法 7.4Box-Behnken矩阵设计法
响应面法的设计是基于这样的一个假设：输入随机变量对输出随机变量的影响可以近地表示为一个数学函数。大多情况下这个数学函数采用二次多项式函数。响应表面法的分析包括两步，一步是有限元计算过程，一步是曲面拟合过程。拟合过程就是找出各个回归系数，一旦系数确定，就可用拟合方程代替原来有限元计算模型。可靠性分析就基于拟合方程之上。对有限元分析要花费大量计算时间，相对而言，对拟合方程分析，时间花费在秒的量级上。 采用二次多项式对于大多工程分析精度是足够的（如在热分析中输出的变量是热应力）。然而有时候二次多项式还不够好，例如寿命估计，寿命典型呈现指数分布规律。需要对寿命进行对数变换，后进行二次多项式拟合，ANSYS提供了这种变换。
响应面法优点：
(1)一般要比蒙特卡罗法模拟的次数要少，因此计算量小；
(2)可以计算非常高或非常低的可靠度问题，而蒙特卡罗法要达到计算这样的问题，模拟次数要求非常多；
(3)表面拟合的好坏可以通过残差、全相关系数、剩余最大值等来评估；
(4)各个循环计算相互，可以进行并行计算；
响应面法的不足：
(1)计算循环的次数取决于输入的随机变量的个数，如果输入随机变量特别多，计算量比较大，用响应表面法可能并不实际；
(2)如果输出随机量是输入随机变量的一个不光滑函数，用表面响应法一般不太合适。这种情况经常是输入随机变量发生微小变化，输出量发生突变。如屈曲分析中的临界状态，具有高度非线性行为中，如理想弹塑性，接触问题中输入参数微小变化可能会引起模型从有间隙到接触或是相反。
7.3.3 可靠性分析一般步骤[32]
(1)确定随机变量，建立对应参数；
(2)建立有几何模型，如果模型尺寸为随机变量，建模必须要参数化；
(3)建立有限元分析模型，如有载荷随机，实现包括参数化加载，如有材料属性随机，材料定义参数化；
(4)定义输出量，输出量参数化；
(5)求解并查看结果，主要是输出参数结果，验证能否得到正确解；
(6)进入可靠性分析模块，指定分析文件；
(7)定义输入随机变量的分布类型，定义诸如均值方差特征量，如果输入随机量有相关性，还要给出各相关系数；
(8)指定输出变量；
(9)选择适当的分析方法，并进行循环计算；
(10)响应面拟合（如果采用响应表面法）；
(11)结果后处理；
7.4 车架可靠性
7.4.1 该分析的假设
由于车架是一个复杂的装配体，限于硬件的性能，进行整体可靠性计算是不现实的。这里依据前面的计算结果分析最容易破坏的零件的局部可靠性。这里分析车架外纵梁后固定端支架到纵梁尾部这一段的可靠性。
由于缺少数据与统计资料，这里所有的变量都假设服从正态分布，均值和标准差也都为假设。所以本章的分析只有步骤和方法具有参考价值，而数值不具有意义。
7.4.2 变量的确定
假设车架承受的所有载荷平均分布在外纵梁上翼缘。由前面的数据可知单个翼缘的面积S=0.2798m2，所受到的力按动载系数K等于2.5的时的力，由
(7-2)
求得P等于419451Pa ，由于在可靠性计算中不用考虑K，所以大致认为P=2×105N，标准差也认为P=2×105。
在车架的使用过程中，不允许应力超过屈服强度，如果应力超过屈服强度，则认为失效，失效准则为：
(7-3)
其中为车架工作过程中出现的最大应力，为材料的屈服强度。则极限状态函数为：
(7-4)
如果小于等于0，则认为失效。所以求车架的可靠性就是求的概率。
各随意变量的概率分布类型及参数如表7.1。
表7.1随意输入变量的概率分布类型及参数
| 变量名称 | 变量符号 | 分布类型 | 均值 | 标准差 |
| 所研究纵梁的长 | L | 正态分布 | 1.6 | 0.01 |
| 翼缘的宽 | B | 正态分布 | 0.078 | 0.0005 |
| 纵梁的高 | H | 正态分布 | 0.236 | 0.002 |
| 纵梁的厚 | T | 正态分布 | 0.008 | 0.0001 |
| 屈服强度 | YIES | 正态分布 | 3.2×108 | 3×107 |
| 上翼缘受到的分布载荷 | P | 正态分布 | 2×105 | 2×105 |
单位制设置、单元类型选择、材料属性的定义同静力分析。在ANSYS中输入表7.1的各个参数，如图7.5 。建立两个矩形，输入参数如图7.6和7.7 ，然后相减得到如图7.9的纵梁断面。通过拉伸得到本章要研究的部分纵梁，如图7.11。
图7.5 Scalar Parameters对话框
图7.6第一个矩形的尺寸
图7.7第二个矩形的尺寸
图7.8 生成的两个矩形
图7.9 相减后得到的纵梁断面
图7.10 拉伸的长度
图7.11 拉伸后得到的外纵梁的一部分
根据实际受力情况，约束Z=0处的所有自由度和X=0处的所有X方向的自由度，在上翼缘的表面施加均布载荷P。然后求解，求解后执行Main Menu>General Postproc>List Results>Sorted listing>Sort Nodes,在弹出的对话框里选择Stress和von Mises SEQV排序。然后在命令框里输入“*get,maxstr,sort,,maxstr”找到最大的节点等效应力。然后定义极限状态方程，在命令框里输入“Z=YIES-MAXSTR”。
定义概率分析文件。通过Write Database Log To定义分析文件为aa.lgw。然后在可靠性分析模块里，将分析文件导入。根据表7.1的数据定义及其分布类型输入变量，定义Z为输出变量。选择蒙特卡罗法的拉丁超立方法作为求解方法，在弹出的如图7.14所示的Option For Latin Hypercube Sampling对话框里的Number of Simulations中输入50 。在可靠性分析中，使用蒙特卡罗法模拟上万次是很正常的，但是这里由于很多数据都是假设，所以没必要模拟那么多次。
图7.12 定义的输入变量
图7.13定义的输出变量
图7.14 Option For Latin Hypercube Sampling对话框
然后求解。
求解后，执行Main Menu>Prob Design>Prob Results>Statistics>Probabilities ,在弹出的对话框里选择变量Z，在极限值里输入0 ，这时可得到如图7.15所示的结果。
该结果表明在置信水平为95%的情形下，Z<0的概率平均为23.88%，即说明该纵梁的可靠度为76.1352% ，通过分析知，该车架还有内纵梁，所以纵梁整体上的可靠度绝对比76.1352%高。
通过CumulativeDF命令，查看Z的分布函数，如图7.16
图7.15 求解后的输出结果
图7.16 Z在置信度95%下的分布图
由图7.16知概率分布对应于图7.15的结果。
7.5 本章小节
本章对可靠度的发展做了说明，并介绍了ANSYS可靠度模块，由于种种原因，这里选择纵梁的一部分作为研究对象来研究车架的可靠性。求出的结果虽然不具有参考性，但是求解方法和步骤对车架的可靠性研究提供参考。
8 论文总结
通过对华凯牌CA5160CLXYK28L5BE3A型仓栅运输车车架进行静态、模态有限元分析，在此基础上进行了车架可靠性研究，其结果表明，本文所建立的有限元模型合理，基本反映了车架实际情况，为该车架的改进设计提供了理论依据，也为其他车型的车架的改进设计提供了一种很好的研究方法。对使用Pro/E和ANSYS进行结构分析的技巧和容易出现的问题进行了阐述，为有限元分析技术应用于车架设计提供了规范化的过程与步骤。
8.1 所做的工作
(1)使用Pro/E装配出该车架，并进行了单位装换。
(2)介绍了高版本Pro/E和低版本ANSYS的连接方法。
(3)分析了在Pro/E中由于镜像命令而引起的模型损失。
(4)讲述了Booleans运算中的Add 、Glue 和Overlap命令在装配体中的使用。
(5)对由于干涉而引起的结果分析失真现象进行了说明。
(6)在模态分析中的约束位置问题
(7)重力的施加与否在模态分析中对结构的频率振动类型的影响
(8)分析了车架在弯曲工况和弯扭联合工况下的应力和变形情况。
(9)通过模态分析，分两种情况并分别得到了车架的频率和振动类型。
(10)通过危险部件的可靠度分析来研究整个车架的可靠性。
8.2 需要进一步改进的地方
(1)在模型简化过程中，纵梁上所有孔对车架产生的影响都没有考虑，单元的连接直接用刚单元进行连接，没有考虑到螺栓及铆钉的柔度，所有这些简化对分析的结果存在一定的影响[33]。
(2)由于数据不足和资料的缺乏，导致可靠性分析中的很多地方需要假设。再者出于硬件的原因而不能对车架整体的可靠度进行计算，由于部分的失效概率很难精确考虑部件间的影响，从而导致分析结果不准确。例如计算外纵梁的失效概率时，很难考虑内纵梁和横梁等对其的影响。
(3)分析过程中忽略了板簧的特性，使用指定位移法有其弊端。正确的做法应该是通过不同单元来模拟板簧的不同部位。
在建模及分析过程中，以上问题没有得到充分细致的考虑，在今后的工作中需要对他们开展进一步的研究，以减小分析结果的误差。
致 谢
白驹过隙、逝者如斯，我的学生生活即将结束，蓦然回首万千感慨！
在课题完成之际，首先感谢我尊敬的导师——李育文教授，是她的悉心指导，才使得我的课题顺利完成。在这半年的毕业设计期间，不仅在课题的研究方法上指导我，更是鼓励我对Pro/E和ANSYS的学习。通过频繁的交流，让我对自己迷茫的前途看得清晰。严谨的作风，平易近人的性格都给我十分深刻的印象。作者的每一点进步，无不凝聚着导师的巨大心血，是我今后工作和学习的楷模。对我最后论文的撰写倾注了大量的心血，从论文的内容、格式、修改直至最终定稿都给予了精心的指导。谨向我尊敬的导师表示最诚挚的谢意。
感谢王红卫老师在我做课题和做论文期间给予的大力帮助，王老师深厚的专业知识和敬业的科研态度为我今后的学习和工作树立了很好的榜样！
感谢王宗根、冯青、周绪宝、秦冰洋、庄修良、张红星、陈冬松、甄浩淼、陈国国等同学对本人在学习、研究、课题完成和其他各方面的帮助！我们一起外出测绘，一起讨论…这是我大学里收获最多的半年。
感谢力学教研室的其他老师和同学，他们对我的学习给予了很大的帮助。
最后，深深感谢我最敬爱的父母，正是由于他们坚定的支持和鼓励，才让我能够顺利地完成学业。同时还感谢其他对我提供过帮助的老师和朋友。
参考文献
[1]孙启会,闵鹏.有限元法在汽车车架分析中的应用[J].重型汽车.2001(5):20-21
[2]龚微寒. 汽车现代设计制造[M].北京:人民交通出版社，1995.8
[3]黎西亚,李成刚,胡于进. 车架有限元分析技术发展综述[J]. 专用汽车,2001,(1)
[4]冯国胜.汽车车架动态特性分析及应用[J].汽车技术.1994(8):9-12
[5]张洪欣.汽车设计（第2版）[M].北京:机械工业出版社.1999
[6]黄金陵等.汽车车身结构设计（第1版）[M].北京:机械工业出版社.1996
[7]余志生.汽车理论（第2版）[M].北京:机械工业出版社.1996
[8]陈家瑞.汽车构造（第2版）[M].北京:人民交通出版社.1996
[9]蒋孝煜.有限元法基础（第1版）[M].北京:清华大学出版社.1984
[10]张小虞等.汽车工程手册设计篇（第1版）[M].北京:人民交通出版社.2001
[11]王勋成,邵敏.有限单元法基本原理和数值分析（第2版）[M].北京:清华大学出版社.1997
[12]龚培康.汽车拖拉机有限元法基础（第1版）[M].北京:机械工业出版社.1995
[13]Kawakatsu H，Higuchi T．A dual tunneling-unit scanningtunnelingmicroscope[J]．J Vac SciTechnol．1990．B8：319-324
[14]邓凡平. ANSYS10.0有限元分析自学手册[M].北京:人民邮电出版社,2007.1
[15]李正网. 基于ANSYS的重型货车车架结构分析和优化研究[D] .重庆：重庆交通大学车辆工程2009.5
[16]王大镇,弓清宫.精通Pro/ENGINEER Wildfire 4.0产品设计[M].北京:电子工业出版社,2008,9
[17]张进国,程晓辉,孙敬宜.基于ANSYS的汽车车架结构有限元分析[J].拖拉机与农用运输车.2006.33（5）:63-
[18]张朝晖. ANSYS8.0结构分析及实例解析[M].北京：机械工业出版社，2005.3
[19]Vasiliy Krivtsov , Michael Frankstein．Automotive Component Reliability: Should it be Measured in Time or Mileage?[A]．Newport Beach, CA, USA: 2006 Annual Reliability and Maintainability Symposium (RAMS 2006), vol.2．2006:601-603
[20]Kim,H.S.And Huh,H．Vehicle Structural collapse Analysis Using a FiniteElement LimitMethod[J]．Int.J.Vehicle Design．2000．21（4/5）(special issue)
[21]蔡炳炎，张玲. 客车车架静态结构分析[J].汽车科技. 2009（2）52~54
[22]谢世坤,程从山. 基于ANSYS的边梁式车架有限元模态分析[J]. 机电产品开发与创新,2005,(1)
[23]马迅,盛勇生.车架刚度及模态的有限元分析与优化.客车技术与研究，2004，26（4）：8～11
[24]郭一，顾卿.SH6606车架有限元模态分析[J].上海汽车.1997(3)：7-9
[25]安晓卫，马星国.汽车车架的有限元模态分析[J].沈阳工业学院学报.1999.18(4)：8-12
[26]刘傲鹏. 结构模态分析时要不要考虑自重http://forum.simwe.com/archiver/tid-927456.html
[27]王霄锋.汽车可靠性工程基础[M]. 北京:清华大学出版社,2007.6
[28]陈乾. 汽车可靠性试验的影响因素及改进措施初探[J]. 企业科技与发展,2009,(22)
[29]李孟良,聂彦鑫,过学迅,杨波. 汽车道路谱标准现状与趋势研究[J]. 公路,2009,(11)
[30]毛星子,石晓辉,邹喜红. 摩托车车架疲劳载荷谱的编制[J]. 重庆工学院学报(自然科学版),2007,(12)
[31]向晓峰,马鸣图,叶富平,李志刚. 摩托车车架可靠性的计算机分析[J]. 摩托车技术,2007,(2)
[32]余伟炜,高炳军. ANSYS在机械与化工装备中的应用[M]. 北京:中国水利水电出版社,2006.1
[33]陆波.板簧模型对车架强度计算的影响分析.汽车技术，2002.4:9一10
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