摩托车车架有限元分析数据参数模板
车架有限元强度分析及轻量化设计
图1㊀车架截面参数longjunhua@㊂Automobile Parts 2021.020852021.02 Automobile Parts086图2㊀车架受力简化示意T 2处力矩平衡原理,计算出支反力T 1T 1=[F 1k (k /2-n )+F 2w (m -w /2-v )]/m (2式中:T 1为前桥中心处对车架的支反力,N ;T 2为中后桥中心处对车架的支反力,N ;F 1为底盘簧上质量在车架上的均布载荷,N /m ;F 2为装在车架上的分布载荷,N /m ;y 为上装质心位置,m ㊂根据平衡方程,得出L 处的截面弯矩和剪力分别为:M =F 1(L +s )2/2+F 2(L -v )2/2-F 1L(3Q =F 1(L +s )+F 2(L -v )-T 1(4当剪力Q =0时,M 出现极值M 0;当支反力R 1㊁R 处M 亦出现拐点M 1,M 2㊂最大弯矩M max 取三者之间的最大值,考虑实际使用条件和安全系数,最大弯矩M max 取2倍静载荷条件㊂故单根纵梁断面的最大弯曲应力为:δmax =2M maxW XɤσS (5式中:σS 为材料的屈服强度㊂根据式(1)和式(5)来初步确定车架的截面尺寸㊂2㊀车架有限元模型的建立根据上述确定的车架截面利用Catia 软件进行车架总体设计,完成设计后通过有限元仿真软件Hyperworks 进行车架总体强度分析㊂图3㊀车架有限元模型3㊀车架强度分析结果3.1㊀载荷与边界重卡牵引车车架在行驶过程中主要承受4种工况,分别是弯曲工况㊁转向工况㊁制动工况㊁扭转工况,这4种工况施加载荷见表1,边界条件见表2㊂表1㊀4种工况下载荷情况㊀弯曲工况/g转向工况/g制动工况/g扭转工况/gx 00-0.70y0-0.200z-2.5-1-1-1注:x 表示前进方向,y 表示转弯方向,z 表示垂直地面方向㊂Automobile Parts 2021.02087图4㊀弯曲工况车架应力云图图5㊀转向工况车架应力云图图6㊀制动工况车架应力云图图7㊀扭转工况车架应力云图4种工况下最大应力见表3㊂表3㊀4种工况下最大应力㊀弯曲工况转向工况制动工况扭转工况最大应力/MPa 344.8324.7285310最大应力位置第二横梁附近,油箱连接处第二横梁附近,油箱连接处第二横梁附近,油箱连接处第四横梁附近,悬置安装处由表3可知,车架纵梁和横梁材料为B510L ,材料的屈服强度355MPa [1],以上4种工况最大应力334.8MPa ,小于材料的屈服强度,满足强度评判要求㊂4 轻量化设计根据应力云图,对车架受力不大的地方进行轻量化设计㊂具体措施为:将第三横梁处下连接板厚度10mm 改为8mm ,纵梁上连接板厚度8mm 改为6mm ,左右位置各两次,如图8所示㊂2021.02 Automobile Parts088图8㊀车架轻量化位置车架减重后应力云图如图9 图12所示㊂图9㊀减重后弯曲工况车架应力云图图10㊀减重后转向工况车架应力云图图11㊀减重后制动工况车架应力云图图12㊀减重后扭转工况车架应力云图可以看出,车架减重后与减重前4种工况下,车架承受的最大应力相当,满足强度要求㊂车架共减轻15.4kg ,4种工况下最大应力见表4㊂表4㊀4种工况下最大应力kg㊀原质量改后质量共减重横梁下连接板7.9ˑ2 6.3ˑ2纵梁上连接板24.4ˑ218.3ˑ215.4结论文中首先通过理论公式对车架纵梁截面进行选择按此截面设计完成车架总成后,通过有限元仿真分析对车架总成进行实际道路上各种工况下的强度分析㊂根据应力结果,提出了横梁和纵梁连接板的减轻方案,结果显示,减重后和减重前应力相当,满足强度要求㊂通过对车架的有限元分析,前期设计之初可以大大缩短时间,提高产品准确率㊂参考文献:[1]邓祖平,王良模,彭曙兮,等.基于HyperWorks 的某轻型卡车车架有限元分析及结构改进[J].机械设计与制造,2012(5):84-86.DENG Z P,WANG L M,PENG S X,et al.Finite element analysis and structure improvement on a light-duty truck frame based on hy-per works[J].Machinery Design &Manufacture,2012(5):84-86.[2]黄黎,段智方,庞建中.重型半挂牵引车车架结构的有限元分析[C]//第三届中国CAE 工程分析技术年会论文集,2007.[3]张建,戚永爱,唐文献,等.基于有限元法的某卡车车架优化设计[J].机械设计与制造,2012(5):48-50.ZHANG J,QI Y A,TANG W X,et al.Optimal design of some truck frame based on FEA [J].Machinery Design &Manufacture,2012(5):48-50.[4]景俊鸿,邵刚.中㊁重卡车架轻量化设计[J].合肥工业大学学报(自然科学版),2009,32(Z1):14-17.JING J H,SHAO G.Lightweight design of the middle and heavy truck s frame[J].Journal of Hefei University of Technology(Natural Science Edition),2009,32(Z1):14-17.。
试析基于有限元分析的摩托车车架优化设计
Internal Combustion Engine &Parts0引言摩托车是一种操作便捷的车辆，在我国城乡经济生活及运输领域内扮演重要角色，因此探究车辆行车的安全性具有重要的意义。
在实际工程中，有限元法得到广泛应用，利用有限元对零部件及机械结构的动力学展开分析，从而优化动态特性，改进优化的结构，促使其成为现代化工程设计中的主要手段。
为提升摩托车的自身安全，本文将利用有限元分析，探究摩托车车架，并提出改进的方案。
1摩托车车架的设计要求在摩托车中车架是骨架，主要是将发动机和制动系统等各系统进行相互连接，从而构成整体。
车架不仅需承担静载荷，还需要承受动载荷和冲击荷载。
因此在设计摩托车车架时需要全方位考虑问题。
布置车架机构，应该保证和人机工程学要求相符合，从而提升乘坐的舒适性。
另外还需要保证强度适中，保证重要零件不受到任何破坏，同时还需要全方面考虑各种道路情况。
另外还需要保证刚度足够，保证车辆在工作的过程中，不会受到任何变形。
当刚度较大，便可影响舒适性，当刚度较低，便可导致操作的稳定性下降。
当车架重量较低，基于强度及刚度情况下，车架越低，则代表越好。
车架振动对操作的稳定性和振动噪声均可产生较大影响。
因此从社会要求出发，必须减轻车辆的重量。
在提升性能的过程中，保证车身重量较轻也是需要解决的根本问题。
现阶段，在运用动态化设计方法及理论是有效解决结构动力问题，因此需要深入探究摩托车动态化设计的问题。
2基于有限元分析的摩托车车架设计摩托车的发动机是振源，本次研究的为钢管型车架，发动机与车间在螺栓下连接，发动机的振动直接传输到车架。
发动机一、二阶惯性频率及车架在同步振动过程中，会发生共振。
现有的摩托车车架前几阶固定频率在发动机的作用下会发生惯性频率，共振反应的发生率较高。
通过对道路上的摩托车振动情况进行分析，以摩托车发动机的振源作为角度，对摩托车车架进行模拟频率优化设计，在车架前几阶固有频率将常用转速的惯性频率规避，实现提升摩托车动态特性将振动环节的目标。
车架有限元分析word版
以ANSYS软件为分析工具对从国外引进的某重型车的车架进行了有限元分析、模态分析和以路面谱为输入的随机振动分析，通过用壳单元离散车架及MPC单元模拟铆打传力建立计算模型，研究该车架静、动态性能，了解该车架的优缺点。
车架是汽车的重要组成部分，在汽车整车设计中占据着重要位置，车架结构设计历来为广大汽车厂商所重视。
本文以某汽车公司从欧洲引进的某重型车车架为研究对象，对该车架结构的动、静态特性进行分析计算，消化、吸收欧洲的先进技术并在此基础上进行自主创新设计。
分析手段主要是通过建立正确的有限元分析模型，对车架进行典型工况的静态分析、模态分析和路面不平度引起的随机振动分析，以此了解车架的静态和动态特性，了解该车架的优越性能及其不足之处，为新车架的改型设计提供依据。
1 有限元分析模型的建立该车架为边梁式，由两根位于两边的纵梁和若干根横梁组成，用铆接或焊接方式将纵梁和横梁联接成坚固的刚性结构，纵梁上有鞍座，其结构如图1所示。
由于车架是由一系列薄壁件组成，有限元模型采用壳单元离散能详细分析车架应力集中问题，可以真实反映车架纵、横梁联接情况，是目前常采用的一种模型。
该车架是多层结构，纵梁断面为槽形，各层间用螺栓或铆钉联接，这种结构与具有连续横截面的车架不同，其力的传递是不连续的。
该车架长7m，宽约0.9 m，包括双层纵梁、横梁、外包梁、背靠梁、鞍座、飞机板、铸铁加强板、发动机安装板、三角支撑板和后轴等部分。
考虑到车架几何模型的复杂性，可在三维CAD软件UG里建立车架的面模型，导人到Hypermesh软件中进行网格划分等前置处理，然后提交到ANSYS解算。
车架各层之间的铆钉联接，可以用Hypermesh-connectors中的bar单元来模拟铆钉联接，对应的是ANSYS的MPC单元，因车架各层间既有拉压应力，又有剪应力，故MPC 的类型应选择Rigid Beam方式。
由于该车是多轴车，为超静定结构，为了得到车架结构的真实应力分布，必须考虑悬挂系统的变形情况。
用有限元方法进行摩托车动力响应分析报告
用有限元方法进行摩托车动力响应分析文>>月辉史春涛骞郝志勇摘要本文采用有限元方法对某125型骑式摩托车进行了动力响应分析。
文章首先建立了摩托车整车的有限元模型，并利用该模型进行摩托车整车的动态特性计算，取得了和实验模态分析一致的结果。
而后分析了摩托车在发动机激励和路面不平度激励下的整车动力学响应特性，得出了具有工程参考价值的结论。
关键词摩托车应力有限元法本文采用有限元方法研究了摩托车整车结构的动态特性，并进行了在各种激励作用下的动力响应分析，得到了发动机车架的应力场，可用于进一步的摩托车强度分析。
1、摩托车有限元模型的建立摩托车有限元模型如图1所示。
摩托车的车架结构大多是由各种截面形状的梁组合而成的空间框架结构，而且其截面尺寸，包括直径、壁厚，与构件长度相比很小，因此选用空间的直梁或者曲梁单元来离散车架结构，而车架的一些板件和加强盘可以采用空间板元模拟，各种梁单元的截面力学特性可用有限元程序的前处理模块或CAD软件计算。
摩托车的发动机具有较大质量，同时也具有很大刚度。
考虑到发动机在车体结构中所起的作用及变形小的特点，将发动机简化为若干个板单元，这些板的总质量应与发动机的质量相同。
然后，根据发动机与车架的实际连接方式，将由这些板单元模拟的发动机与车架组装到一起。
摩托车的减振器主要作用是支撑车体并缓和振动与冲击。
考虑到减振器的结构与作用，简化后减振器的模型在受到载荷时应具有较大的轴向位移，同时又要有较大抗弯刚度。
本文把减振器简化为一种梁单元和弹簧阻尼单元的综合体——轴向刚度由弹簧阻尼单元提供，而抗弯刚度由梁单元提供。
摩托车车轮主要由轮胎和轮辋组成，其中轮胎直接与路面接触，与摩托车悬挂共同缓和摩托车行驶时所受到的冲击，并协助减振，轮辋是固定轮胎的骨架，它与轮胎共同承受作用在车轮上的负荷。
轮辋可以采用若干个梁单元模拟，轮胎则可用弹簧单元模拟，弹簧单元的刚度应相等于轮胎等效刚度。
对于前后车轮轴及后摇臂架和转向车头立管等能够相互转动的结构，可以采用释放端点自由度的方法用梁单元来模拟。
踏板摩托车车架有限元分析
033踏板摩托车车架有限元分析Abstract: Using the MECHANICA module of Pro/E software, the strength analysis of the scooter frame is carried out to find out the factors affecting the strength and stiffness and the method of improving the strength and rigidity of the frame. By applying different load conditions to the frame, the stress cloud and strain cloud of the calculated results are analyzed to find the dangerous section of the frame under different working conditions. As a reference in the design and development process, the model design is modified according to the finite element analysis results to achieve the optimal strength frame design.Key words: Strength analysis Loading capacity at working condition Analysis on finite element Stress cloud chart Deformation displacement cloud chartZhang Xiaoqing (Jinan Qingqi Motorcycle Co., Ltd.)Chen Yang (Shandong Jianzhu University)Finite Element Analysis on Scooter Frame摘要：采用Pro/E 软件的MECHANICA 模块，对踏板摩托车车架进行了强度分析，找出影响强度及刚度的因素及改进车架强度和刚度的方法，通过对车架施加不同的工况载荷，分析计算结果的应力云和应变云，找出不同工况载荷下车架的危险截面，作为设计开发过程中的参考，根据有限元分析结果修正模型设计，达到最佳强度的车架设计。
基于有限元法的125型摩托车车架结构分析
第 ４期
顾灿松等 ： 基于有限元法的 １５型摩托车车架结构分析 ２
８ ５
时采用分块兰索斯法对模型进行模态分析求解 ， 提取车架的前十阶模态参 数。在 Ｐ ． 机器上计算大约需 ４ ｉ， ４ ０ ３ ０ｍｎ计算得到主要影响车架振动的前 十阶固有频率和振型。
３ 车架试 验模态分析
在进行车架试验模态分析时， 采用北京东方所的大型试验模态分析软 件 Ｄ Ｓ２ ０ 及配套设备对其 参数进行 辩识 。该设备采用高弹性聚能力 Ａ Ｐ ０５
关键词 ： 摩托车车架； 有限元法； 模态分析 中图分类号 ：４ ３ 文献标识码 ： 文章编号 ： ０６ ３２ （０６ ０ ０ ４ ０ ｕ８ Ａ １０ —２６ ２０ ）４ ０ ８ ４
１ 引言
摩托车的振动问题一直是困扰我国摩托车行业发展的一个蓖大问题 ， 摩托车的振动不仅直接影响驾 驶和乘坐的舒适性 ， 而且还会产生强烈的振动辐射噪声。国内外 目前在控制摩 托车振动噪声方面 ， 主要
图 ２ ｓｌ ９ ｏｉ ２单 元 示 意 图 ｄ
锤和先进的变时基传递函数分析技术 ， 对于很多大型结构都能分析出结构
的模态。在试验 中采用多输入单输 出（ Ｉ 方法对车架进 ＭＳ Ｏ） 行结构模态参数辨识 。车架采用 弹性绳悬挂起来 ， 最佳悬挂
点应该是某阶振 型的节点 ， 将悬 挂点选 择在振 幅较小 的位
这种单 元具有 塑性 ， 蠕变 ， 涨性 ， 力钢化 ， 应 大变形 ， 应 变能 力 。 大
图１ 摩托车车架结 构图
对由 Ｃ Ｄ软件生成的模型进行网格划分。单元 的每个节点都有ｉ个 自由度： Ｙ 方 向的平移 自由度。 Ａ ， ， 设黄材料属性为 ： 弹性模量 Ｅ ＝ ０ Ｐ ， ２０ ａ 泊松比 ｒ Ｇ ，＝０３ 密度 Ｐ＝ ０ ｇｍ ， ．， ７ ０ ／ 该模型由 １４ ９ 个 ８ ｋ ５ ０ ０ 实体单元组成。车架有限元 网格模型如图 ３ 。运用该模型进行理论模态分析， 根据模型特点 ， 在模态计算
应用有限元法分析正三轮摩托车车架强度
结构形式 及尺 寸参数 ，使 其具 备 良好的 动静 特性 。 本 文 以 某款 三 轮摩 托 车 车 架作 为分 析对 象 ，利 用弹
性力学 建立准 确合理 的车 架结构 力学 模型 ，用ＭＳ ．ａ ａ ＣＰ ｔ ｎ ｒ
等刚度原则作了结构简化 ，采用杆状钢结构 ，用梁单元离
散 。钢板 弹簧在 考虑其 压缩 量达 到最大 值的情 况下 ，采用 多 点约束 来实现 与板 簧 吊耳 、后轴 部件 的正确运 动关 系。
ｔｅ ｓｒ ｃｕ ｅｓｒ ｎ ｔ ｓｅ ｓ ｄ ｔ ｅｅ ｙ ｐ ｏ ｉ ｉｇ ｔ ｅｄ ｔ ｆｖ ｌ ｂ ｅｓｒ ｃ ｒ ｎ ｌ ｉ ｏ ｈ ｐｉ ｉａｉｎ ａ ｄ ｈ ｔｕ ｔｒ ｔｅ ｇｈ ａ ｓ ｓｅ ， ｈ ｒ ｂ ｒ ｖ ｄｎ ｈ ａａｏ ａｕａ ｌ ｔｕｕ ｍ
由此建 立的 三轮摩托 车车 架有 限元模 型如 图１ 所示 。
和Ｍｓ ．ａｔ ｎ 件进 行有 限元 分析 ，计 算 出车架 在 各种 ＣＮ ｓ ａ软 ｒ
受 力工况 下的应 力分布 ，在此 基础上 判定 其结构 强度 的总 体水 平 ，从 而为车 架的 可靠性 设计和 结构优 化提供 理论 参
为车 架结 构 的优 化 和 可靠 性 设 计提 供 了有价 值 的结 构 分析 数据 。
关键词 ： 有限元法
正三轮摩托 车车架 强度
应 力分布
Ｔｈ ａ ｔｅ ｇ ｈＡｎ ｌ ｓｓｏｆｔ ｅＴｈ ｅ — ｅ ｌｄ Ｍ ｏ ｏ ｃ ｃｅ ｅＦｒ ｍｅ Ｓ ｒ ｎ ｔ ａｙ ｉ ｒ ｅ ｗｈ ｅｅ ｔ ｒ ｙ ｌ ｈ Ｄｏ ｅｂ ｈ ｎ ｔ — ｌｍ ｅ ｔＭ ｅｈ ｄ ｎ ｙｔ ｅＦｉ ｉｅ ｅｅ ｎ ｔ ｏ
考依 据。
２ 材料特性
所 有车 架 主体 结 构的 材料 均 为普 通 碳 素钢Ｑ２ ５ ３ ，其 材 料 属性 为 ：弹性 模 量Ｅ＝２０ ．５×１ ＭＰ ，泊松 比 ＝ ０ ａ
车架有限元分析
目录一结构简介 (1)二计算载荷工况 (2)三有限元模型 (5)四静强度分析结果 (10)一、结构简介本次作业以某转向架构架为几何模型，进行静强度分析，下图为本次计算针对的某型转向架几何模型，结构上由侧架、摇枕、转臂座、齿轮箱吊挂、轴箱吊挂、一系减震器座等组成。
整个计算主要分为网格划分和静强度计算两个过程。
图1 某型转向架几何模型（a）图2 某型转向架几何模型（b）二、计算载荷工况根据要求，对转向架采取如下的加载方式： 1、约束图3 约束要求如下的局部视图中圈出处即为所加的约束之一；图4 模型中所加约束之一2、载荷在此点出建立Z 方向的位移约束在此点出建立X 、Z 方向的位移约束在此点出建立X 、Y 、Z 方向的位移约束在此点出建立Y 、Z 方向的位移约束图5 受力要求模型中加载作用力的局部视图如下（注：图中坐标系中红色为X 轴，绿色为Y 轴，蓝色为Z 轴）；图6 Z 轴正向26.2kN 的力在此处加26.2KN 的力，力的方向为Z 轴负方向在此处加26.2KN 的力，力的方向为Z 轴正方向在此处加45.6KN 的力，力的方向为X 轴正方向中心销半圆内部分（Z 方向距上盖板80mm,距下盖板131mm ，X 方向距离圆心7mm ）图7 Z轴负向26.2kN的力图8 中心处加载X轴正向45.6kN的力计算工况如下表1所示表1 工况工况横向（X向）纵向（Y 向）垂向（Z向）1 -- --+三．有限元模型整个模型由两类网格组成：构架采用壳网格单元建立模型，转臂座构件采用六面体网格建立模型；其中壳网格单元以四边形网格为主。
有限元模型重量为1422.015kg，结点总数为81382，单元总数为74991。
有限元模型如图9~12所示。
图9 壳单元模型（1/4模型）图10 转臂座实体网格模型图11 整体网格（a）图12 整体网格（b）需考虑对各个连接处的连接方式，根据工厂要求，具体连接处及连接方式可参考如下要求。
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参数编号参数数据备注1
G摩托车整备质量/Kg 112包含油液2
d1前减震完全压缩时前轮轴中心距车头管下轴承中心竖直距离/mm 2403d2前减震完全压缩时地面车头管下轴承中心竖直距离/mm 4554e
前减震完全压缩时前轮轴中心距车头管下轴承中心水平距离/mm
2155(前减震完全压缩时)前轮轴中心沿车头管
角度方向至车头管上轴承中心距离（图中
长红线表示）/mm
5756(前减震完全压缩时)前轮轴中心沿车头管
角度垂直方向至车头管上轴承中心距离
（图中短红线表示）/mm
07前减震直径/mm
328
方向柱直径/mm 30注：9描述本款车的具体情况（新设计或在哪款基
础上改进的），发动机型号，最高车速等10后减震完全压缩后，后轮中心与减震点距
离L1、与吊架点距离L211指出车架上坐垫大致位置L3（即副乘员中
心位置与前轮轴水平距离L3），见下图2踏板车车架分析所需参数表
新设计，发动机153-7长轴，最高车速89
L1=330,L2=260
1200
见右图1包含内外径（一般取最小直径）
图1图2
前轮
后轮。