某越野车车架强度仿真分析
某型越野车车架支座及焊接接头的强度与疲劳分析的开题报告
某型越野车车架支座及焊接接头的强度与疲劳分析的开题
报告
一、研究背景
越野车在艰难复杂地形中行驶，会受到各种道路条件和挑战的影响，例如颠簸、遇到坑洼、跳跃等。
车架支座和焊接接头是固定车身和底盘的重要部件，它们需要承受来自底盘和车身的重力、扭矩等作用力。
因此，对车架支座和焊接接头的强度和疲劳寿命进行研究具有重要意义。
二、研究目的
本研究旨在对某型越野车车架支座和焊接接头进行强度和疲劳分析，以评估其在实际使用中的可靠性和耐久性，为产品改进和优化提供参考。
三、研究内容
1.收集某型越野车的设计图纸和技术参数，确定车架支座和焊接接头的材料和规格。
2.通过有限元分析软件进行车架支座和焊接接头的强度分析，研究在不同载荷作用下的应力分布和变形情况。
3.进行静态和疲劳实验，测试车架支座和焊接接头的强度和耐久性。
4.应用MATLAB等工具，对试验数据进行统计和分析，绘制强度和疲劳曲线，评估车架支座和焊接接头的寿命。
四、研究意义
本研究可为某型越野车车架支座和焊接接头的强度和疲劳性能评估提供方法和理论基础，为产品的设计和改进提供科学依据。
同时通过本研究，可以提高人们对越野车性能与安全的认识和意识，为车辆的质量控制和安全性保障提供帮助。
某越野车车架耐撞性仿真分析
摘 要： 依据 Ｃ — Ｎ Ｃ Ａ Ｐ中 １ ０ ０ ％重 叠 正 面 冲 击 固 定 刚 性 壁 障试 验 规 定 ． 应用 Ｈ ｙ ｐ ｅ ｒ Ｗｏ ｒ ｋ ｓ 软 件 建 立 某 越 野 车 车 架 正 面碰 撞 仿 真 计 算 模 型 ， 并应 用 Ａ Ｎ Ｓ Ｙ Ｓ ／ Ｌ Ｓ — Ｄ Ｙ Ｎ Ａ软 件 进 行 求 解 计 算 。在 此 基 础 上 ， 对 某 越 野 车 车 架 进 行 耐 撞 性 仿 真研 究 ， 并从车架碰撞变形 、 碰 撞 加 速 度 和 碰撞 速 度 等方 面对 仿 真 结 果 进 行 分 析 。 结果 表 明 ． 车 架 前 部纵 梁 发 生 理
第 ２ ７卷 第 １期
２ ０１ ３年 ３月
湖 北 汽 车 工 业 学 院 学 报
Ｊ ｏ ｕ ｒ ｎ ａ ｌ ｏ ｆ Ｈｕ ｂ ｅ ｉ Ｕｎ ｉ ｖ ｅ ｒ ｓ ｉ ｔ ｙ ｏ ｆ Ａｕ ｔ ｏ ｍｏ ｔ ｉ ｖ ｅ Ｔ ｅ ｃ ｈ ｎ ｏ ｌ
Ｖｏ １ ． ２ ７ Ｎｏ ．１
ｌ ｏ ｎ ｇ ｉ ｔ ｕ ｄ ｉ ｎ ａ ｌ ｏ ｒ ｄ ｅ ｒ ｌ ｙ ｆ ｏ ｌ ｄ ｄ ｅ ｆ ｏ ｒ ｍａ ｔ ｉ ｏ ｎ Ｏ Ｃ Ｃ Ｕ Ｙ Ｓ ｉ ｎ ｔ ｈ ｅ ｌａ ｆ ｍｅ ｒｏ ｆ ｎ ｔ ｃ ａ ｒ ｌ ｉ ｎ ｇ ， ｂ ｅ ｎ ｄ ｉ ｎ ｇ ｄ ｅ ｆ ｏ ｍ ａ ｒ ｔ ｉ ｏ ｎ ｏ ｃ ｃ ｕ ｒ ｓ ｉ ｎ
想 的 纵 向有 序 的褶 皱 变 形 ，车 架 类 Ｓ型 梁 的 拐 角部 分发 生 弯 曲变 形 ．且 碰 撞 加 速 度 曲线 和 碰 撞 速 度 曲线 并 非 理
想． 说明车架结构有改进空间。 关键 词 ： 车架 ： 耐撞性 ： 褶 皱 变 形 中 图分 类 号 ： Ｕ ４ ６ ７ ． １ ＋ ４ ； Ｔ Ｐ ３ ９ １ ． ９ 文献标志码 ： Ａ 文章编号 ： １ ０ ０ ８ — ５ ４ ８ ３ （ ２ ０ １ ３ ） ０ １ — ０ ０ ０ ９ — ０ ３
《2024年某SUV后副车架内高压成形数值模拟研究》范文
《某SUV后副车架内高压成形数值模拟研究》篇一一、引言随着汽车工业的快速发展，SUV（运动型多功能车）以其卓越的越野性能和舒适的内饰逐渐成为消费者热议的焦点。
其中，后副车架作为SUV车辆的重要部分，承担着连接底盘和车身的桥梁作用，其结构和性能对整车安全性和舒适性有着重要影响。
因此，对后副车架的制造工艺和结构优化研究显得尤为重要。
本文以某SUV后副车架为研究对象，采用内高压成形技术进行数值模拟研究，旨在提高后副车架的制造精度和性能。
二、后副车架概述后副车架作为SUV底盘的重要组成部分，主要由各种连接件、支架和安装件等组成。
它负责连接底盘与车身，起到支撑、缓冲和固定作用。
内高压成形技术是一种通过在密闭的模具中加入液体介质，使管材在内部压力的作用下发生塑性变形，从而获得所需形状和尺寸的工艺方法。
该技术具有制造精度高、材料利用率高、成本低等优点，广泛应用于汽车零部件的制造中。
三、内高压成形数值模拟研究本研究采用内高压成形技术对某SUV后副车架进行数值模拟研究。
首先，根据后副车架的结构特点和设计要求，建立精确的三维模型。
其次，运用有限元分析软件对模型进行网格划分和材料属性定义。
在此基础上，设置内高压成形的边界条件和工艺参数，如液压介质、摩擦系数、变形速度等。
然后，通过数值模拟软件进行模拟计算，观察并分析成形过程中各参数的变化规律和模具填充效果。
最后，根据模拟结果优化后副车架的结构设计和工艺参数。
四、研究结果与讨论经过一系列的数值模拟计算和分析，得到了以下结论：1. 内高压成形技术可以有效提高后副车架的制造精度和性能，使其更加符合设计要求。
2. 在内高压成形过程中，液压介质的压力、摩擦系数、变形速度等参数对成形效果具有重要影响。
通过优化这些参数，可以提高后副车架的制造质量和效率。
3. 通过对后副车架的结构进行优化设计，可以进一步提高其承载能力和抗疲劳性能，从而提高整车的安全性和舒适性。
4. 数值模拟结果与实际生产过程中的数据基本一致，验证了内高压成形技术在后副车架制造中的可行性和有效性。
《某SUV后副车架内高压成形数值模拟研究》范文
《某SUV后副车架内高压成形数值模拟研究》篇一一、引言随着汽车工业的飞速发展，轻量化、高强度和优异性能的汽车零部件已成为现代汽车制造的重要方向。
后副车架作为SUV车辆的重要组成部分，其结构性能直接影响到整车的操控稳定性、乘坐舒适性以及安全性。
因此，对后副车架的制造工艺和结构性能进行研究，具有重要的工程实践意义。
本文以某SUV后副车架为研究对象，采用内高压成形技术，通过数值模拟的方法，对其成形过程进行深入研究。
二、内高压成形技术概述内高压成形技术是一种先进的金属成形技术，通过在管材内部施加液体压力，使管材在模具的约束下发生塑性变形，从而实现复杂形状零件的制造。
该技术具有材料利用率高、零件重量轻、制造精度高等优点，在汽车制造领域得到广泛应用。
三、某SUV后副车架内高压成形数值模拟1. 模型建立根据某SUV后副车架的设计要求，建立三维模型。
模型包括后副车架的主体结构、连接件以及加强筋等部分。
在模型中，考虑到材料的非线性、塑性变形等特性，对模型进行合理简化。
2. 材料参数设定根据后副车架所用材料的力学性能，设定材料的弹性模量、屈服极限、泊松比等参数。
同时，考虑到内高压成形过程中材料的流动性和变形特性，对材料模型进行合理选择。
3. 数值模拟过程在设定的初始条件和边界条件下，通过数值模拟软件对后副车架的内高压成形过程进行模拟。
模拟过程中，重点关注材料的流动情况、应力分布、应变情况以及成形质量等。
4. 结果分析根据数值模拟结果，分析后副车架的内高压成形过程。
包括材料的流动路径、应力分布的规律、应变情况以及成形质量等。
通过分析结果，找出可能存在的问题和优化方向。
四、模拟结果与讨论1. 材料流动分析根据数值模拟结果，后副车架内高压成形过程中，材料流动均匀，无明显的流动缺陷。
材料在模具的约束下，按照预设的路径进行流动，实现了复杂形状的制造。
2. 应力分布分析在内高压成形过程中，后副车架的应力分布呈现一定的规律。
在关键部位，如连接件和加强筋等处，应力集中现象较为明显。
车架强度、刚度仿真分析方法
车架强度、刚度仿真分析方法1.概述1.1汽车前舱盖也称大梁。
汽车的基体，一般由两根纵梁和几根横梁组成，经由悬挂装置﹑前桥﹑后桥支承在车轮上。
具有足够的强度和刚度以承受汽车的载荷和从车轮传来的冲击。
车架的功用是支撑、连接汽车的各总成，使各总成保持相对正确的位置，并承受汽车内外的各种载荷。
1.2使用软件说明ANSYS软件是美国ANSYS公司研制的大型通用有限元分析（FEA）软件，是世界范围内增长最快的计算机辅助工程（CAE）软件，能与多数计算机辅助设计（CAD，computer Aided design）软件接口，实现数据的共享和交换，如NASTRAN, I－DEAS, AutoCAD等。
是融结构、流体、电场、磁场、声场分析于一体的大型通用有限元分析软件。
在核工业、铁道、石油化工、航空航天、机械制造、能源、汽车交通、国防军工、电子、土木工程、造船、生物医学、轻工、地矿、水利、日用家电等领域有着广泛的应用。
ANSYS功能强大，操作简单方便，现在已成为国际最流行的有限元分析软件，在历年的FEA评比中都名列第一。
目前，中国100多所理工院校采用ANSYS软件进行有限元分析或者作为标准教学软件。
ANSYS Mechanical是利用ANSYS的求解器进行结构和热分析的。
其可进行结构、动态特性、热传递、磁场及形状优化的有限元分析。
1.3相关力学理论刚度是指材料或结构在受力时抵抗弹性变形的能力。
是材料或结构弹性变形难易程度的表征。
材料的刚度通常用弹性模量E来衡量。
在宏观弹性范围内，刚度是零件荷载与位移成正比的比例系数，即引起单位位移所需的力。
它的倒数称为柔度，即单位力引起的位移。
刚度可分为静刚度和动刚度。
刚度是使物体产生单位变形所需的外力值。
刚度与物体的材料性质、几何形状、边界支持情况以及外力作用形式有关。
材料的弹性模量和剪切模量（见材料的力学性能）越大，则刚度越大。
2.前处理2.1定义材料建立几何模型后，进入Engineering Data界面，选择钢材料作为车架分析的材料。
《某SUV后副车架内高压成形数值模拟研究》范文
《某SUV后副车架内高压成形数值模拟研究》篇一一、引言随着汽车工业的快速发展，SUV（运动型多用途车）已成为现代家庭出行的首选。
后副车架作为SUV车辆结构的重要组成部分，其性能直接关系到整车的安全性和舒适性。
因此，对后副车架的制造工艺和结构性能进行深入研究具有重要意义。
本文将重点探讨某SUV后副车架内高压成形的数值模拟研究，以期为实际生产提供理论依据和技术支持。
二、后副车架结构与性能要求后副车架作为SUV车辆的重要组成部分，其主要功能是连接车体和悬挂系统，起到支撑和缓冲的作用。
因此，后副车架需要具备较高的强度、刚度和耐久性，以保障整车的安全性和舒适性。
其结构通常由多部件组成，并通过焊接、铆接等方式连接在一起。
为了满足这些要求，制造过程中需要采用先进的工艺技术。
三、内高压成形技术及其应用内高压成形技术是一种先进的金属成形工艺，通过在管件内部施加高压流体，使管件在模具的约束下发生塑性变形，从而实现复杂形状的成形。
该技术具有较高的成形精度和材料利用率，广泛应用于汽车制造领域。
在后副车架制造中，内高压成形技术可用于制造复杂的框架结构，提高整车的性能。
四、数值模拟研究方法为了研究某SUV后副车架内高压成形的工艺过程和成形质量，本文采用数值模拟方法进行研究。
具体步骤如下：1. 建立后副车架的三维模型，包括各部件的几何形状、尺寸和连接方式等。
2. 设定内高压成形的工艺参数，如压力、温度、速度等。
3. 采用有限元分析软件，对内高压成形过程进行数值模拟，分析成形过程中的应力、应变、温度等物理量的变化规律。
4. 根据模拟结果，评估后副车架的成形质量、强度和刚度等性能指标。
五、模拟结果与分析通过数值模拟研究，我们得到了某SUV后副车架内高压成形的全过程和结果。
以下是主要的分析和结论：1. 内高压成形过程中，后副车架各部件的应力、应变分布均匀，无明显的应力集中现象，表明该工艺具有较好的成形性能。
2. 通过调整内高压成形的工艺参数，可以有效地控制后副车架的尺寸精度和形状精度，满足设计要求。
某ＳＵＶ_前副车架强度与疲劳性能仿真与试验研究
Journal of Mechanical Strength2023,45(4):838-844DOI :10.16579/j.issn.1001.9669.2023.04.011∗20211214收到初稿,20220319收到修改稿㊂国家自然科学基金项目(51405213)资助㊂∗∗刘克铭,男,1977年生,辽宁阜新人,汉族,辽宁工程技术大学机械工程学院副教授,博士,主要研究方向为机械设计及理论㊂某SUV 前副车架强度与疲劳性能仿真与试验研究∗SIMULATION AND EXPERIMENTAL STUDY ON STRENGTH ANDFATIGUE PERFORMANCE OF A SUV FRONT SUBFRAME刘克铭∗∗㊀袁㊀鑫㊀戴羽森(辽宁工程技术大学机械工程学院,阜新123000)LIU KeMing ㊀YUAN Xin ㊀DAI YuSen(School of Mechanical Engineering ,Liaoning Technical University ,Fuxin 123000,China )摘要㊀为了提高某前置前驱SUV 前副车架的可靠性,对其进行强度与疲劳分析,综合运用有限元方法㊁多体动力学理论㊁强度分析理论㊁疲劳分析理论,通过建立的前副车架三维模型与多体动力学刚柔耦合模型,分析副车架在不同工况下的强度和疲劳特性,并对副车架进行强度及疲劳试验㊂仿真结果表明,在直线行驶㊁转向工况下转向器连接点位置变形量分别为2.924mm㊁3.411mm,稳定杆及扭力臂位置变形量分别为3.383mm㊁2.695mm㊂强度试验结果表明,在直线行驶㊁转向工况下转向器连接点位置变形量分别为3.263mm㊁3.622mm,试验数值较仿真结果分别高出11.59%㊁6.19%;稳定杆连接点及扭力臂连接点变形量分别为3.538mm㊁2.957mm,试验结果较仿真数值分别高出4.58%㊁9.72%㊂结果表明试验结果与仿真结果差别并不明显,副车架在各点处变形量符合设计㊂副车架疲劳试验结果表明,扭力臂疲劳试验80万次㊁制动力疲劳试验40万次㊁侧向力疲劳试验80万次后副车架未出现裂纹及塑性变形,副车架疲劳特性满足要求㊂关键词㊀前副车架㊀强度㊀疲劳特性㊀仿真㊀试验中图分类号㊀U463.32Abstract ㊀In order to improve the reliability of the front subframe of a front drive SUV,the strength and fatigue characteristics of the subframe under different working conditions are analyzed by comprehensively using the finite elementmethod,multi-body dynamics theory,strength analysis theory and fatigue analysis theory,and through the established three-dimensional model of the front subframe and the rigid flexible coupling model of multi-body dynamics.The strength and fatigue tests of the subframe are carried out.The simulation results show that the deformation of steering connection point is 2.924mmand 3.411mm respectively under straight driving and steering conditions,and the deformation of stabilizer bar and torsion arm is 3.383mm and 2.695mm respectively.The strength test results show that,in the straight driving and steering conditions,the deformation of the steering point is 3.263mm and 3.622mm respectively,which are 11.59%and 6.19%higher than the simulation results.The deformation of the connection point of the stabilizer bar and the connection point of the torsion arm are 3.538mm and 2.957mm respectively.The experimental results are 4.58%and 9.72%higher than the simulation results respectively.The results show that there is no obvious difference between the experimental results and the simulation results,and the deformation of the subframe at each point conforms to the design.The fatigue test results of the subframe show that there are no cracks and plastic deformation in the subframe after 800thousand torsion arm fatigue tests,400thousand braking force fatigue tests and 800thousand lateral force fatigue tests,indicating that the fatigue characteristics of the subframe meet the requirements.Key words㊀Front subframe ;Strength ;Fatigue characteristics ;Simulation ;Tests Corresponding author :LIU KeMing ,E-mail :jxxybgshlkm @ ,Fax :+86-418-5110316The project supported by the National Natural Science Foundation of China(No.51405213).Manuscript received 20211214,in revised form 20220319.0㊀引言㊀㊀副车架作为支撑车身和悬架的重要组件,其工作可靠性对汽车工作平顺性和稳定性具有重要的影响,副车架的强度与疲劳特性是其工作可靠性的主要性能指标[1]㊂副车架在A 级家用车及D 级豪华车上应用㊀第45卷第4期刘克铭等:某SUV前副车架强度与疲劳性能仿真与试验研究839㊀㊀得非常广泛,提高副车架的整体强度与疲劳性能是保障其工作可靠性㊁提高汽车舒适性与平顺性的重要手段[2]㊂本文针对某前副车架通过Catia㊁Adams㊁Hypermesh㊁Anasys等CAE辅助软件进行仿真分析,首先,运用Ansys/Workbench软件对汽车的副车架进行不同工况下的强度分析,证明仿真的正确性㊂其次,对汽车的副车架中容易发生失效的连接点进行强度分析㊂最后,对汽车的副车架进行疲劳分析,证明仿真的正确性;分别对副车架中容易发生失效的连接点进行强度试验与疲劳试验分析㊂1㊀前副车架理论模型1.1㊀建立前副车架有限元模型㊀㊀通过Adams/Car模块建立前后悬架动力学[3]模型,汽车结构参数如表1所示㊂表1㊀整车的主要数据参数Tab.1㊀Main data parameters of the whole vehicle名称Name参数Parameter 整备质量Curb weight/kg1595满载质量Full load mass/kg1970长ˑ宽ˑ高Longˑwideˑhigh/mm34730ˑ1810ˑ1780质心坐标Centroid coordinates/mm(1448.46,3.20,575)轴距Wheelbase/mm2780前轮距Front track/mm1520后轴距Rear wheelbase/mm1495前/后轴荷分配Front/Rearaxle load distribution/%54/46前悬架弹簧刚度Front suspensionspring stiffness/(N/mm)45.6后悬架弹簧刚度Rear suspensionspring stiffness/(N/mm)38前轮前束Toe in of front wheel/(ʎ)35ʎʃ35ᶄ主销后倾角Kingpin caster/(ʎ)1ʎ40ᶄ主销内倾角Kingpin inclination/(ʎ)13ʎ20ᶄ前轮外倾角Front wheel camber/(ʎ)-40ʎʃ40ᶄ后轮总前束Rear wheel assembly toe in/(ʎ)-10ʎʃ10ᶄ后轮外倾角Rear wheel camber/(ʎ)-1ʎ40ᶄʃ30ᶄ动力总成质量Powertrain mass/kg227.13前副车架采用SAPH440汽车结构钢,前副车架材料属性如表2所示㊂表2㊀前副车架的材料属性Tab.2㊀Material properties of front sub frame参数Parameters数值Values 屈服强度Yield strength/MPa305抗拉强度Tensile strength/MPa440弹性模量Modulus of elasticity/MPa 2.1ˑ105泊松比Poissonᶄs ratio0.3密度Density/(kg/m3)7.8ˑ103采用4mm壳单元对各个组件进行网格划分, RBE2单元模拟焊点及焊缝连接建立前副车架有限元模型如图1所示㊂图1㊀前副车架有限元模型Fig.1㊀Finite element model of the front subframe1.2㊀前副车架刚柔耦合模型㊀㊀在Adams/Car模块中建立前悬架系统的多体动力学模型及整车刚柔耦合多体动力学模型[4],如图2所示㊂在整车刚柔耦合模型中提取各工况下副车架各连接点的激励,作为副车架仿真分析的边界条件[5]㊂图2㊀整车刚柔耦合模型Fig.2㊀Rigid-flexible coupling model of the vehicle2㊀前副车架强度分析㊀㊀以整车动力学中的激励作为前副车架分析的边界条件,添加到创建的副车架有限元模型[6]中,在Ansys/Workbench模块中进行求解,得到汽车加速㊁制动㊁匀速行驶工况下副车架的应力㊁应变云图,如图3~图8所示㊂图3㊀加速工况应力云图Fig.3㊀Stress nephogram under the accelerationcondition图4㊀加速工况应变云图Fig.4㊀Strain nephogram under the accelerated condition由图3和图4可知,加速工况副车架最大应力值为106.09MPa,最大应变为0.66mm㊂由图5和图6㊀840㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度2023年㊀图5㊀制动工况应力云图Fig.5㊀Stress nephogram under the brakingcondition图6㊀制动工况应变云图Fig.6㊀Strain nephogram under the brakingcondition图7㊀匀速工况应力云图Fig.7㊀Stress nephogram under the uniform speedcondition图8㊀匀速工况应变云图Fig.8㊀Strain nephogram under the uniform speed condition可知,制动工况副车架最大应力值为184.81MPa,最大应变值为0.73mm㊂由图7和图8可知,匀速工况副车架最大应力值为162.8MPa,最大应变为0.0051mm㊂根据材料的屈服强度ȡ305MPa,延展值ȡ30mm,前副车架的结构强度特性满足设计要求㊂3㊀前副车架各个连接点强度分析㊀㊀直线行驶载荷为24kN,转向行驶载荷为30kN,加载后副车架转向器连接点处应变如图9㊁图10所示;加载后副车架稳定杆连接点及扭力臂连接点处应变如图11㊁图12所示㊂由图9㊁图10可知,转向器Y 向载荷为24kN 时,副车架在转向器连接点处位移最大,为2.924mm;转向器Y 向载荷为30kN 时副车架在转向器连接点处位移最大,为3.411mm㊂由图11可知,稳定杆Z向载荷图9㊀转向器Y 向(24kN)应变云图Fig.9㊀Y -direction (24kN)strain nephogram of steeringgear图10㊀转向器Y 向(30kN)应变云图Fig.10㊀Y -direction (30kN)strain nephogram of steeringgear图11㊀稳定杆Z 向(24kN)应变云图Fig.11㊀Z -direction (24kN)strain nephogram of stabilizerbar图12㊀扭力臂Z 向(20kN)应变云图Fig.12㊀Z -direction (20kN)strain nephogram of torsion arm为24kN 时副车架在稳定杆连接点处位移最大,为3.383mm㊂由图12可知,扭力臂Z 向载荷为20kN 时副车架在扭力臂连接点处位移最大,为2.695mm㊂上述结果表明,在整车直线行驶与转弯条件下,转向器及稳定杆处副车架的最大变形量均小于材料的许用值(30mm)的设计标准㊂仿真结果表明副车架的整体结构强度特性满足设计要求㊂4㊀前副车架疲劳分析㊀㊀副车架承受的冲击载荷主要为垂直方向㊁制动工况竖直方向㊁转弯时路缘冲击工况的右侧方向等三个㊀第45卷第4期刘克铭等:某SUV 前副车架强度与疲劳性能仿真与试验研究841㊀㊀典型载荷[7]㊂根据国家标准规定的试验方法,对前副车架施加载荷激励,各工况载荷如图13~图17所示㊂图13㊀垂直冲击工况Z 方向疲劳载荷Fig.13㊀Z -direction fatigue load under vertical impactcondition图14㊀最大制动工况Y 方向疲劳载荷Fig.14㊀Y -direction fatigue load under maximum brakingcondition图15㊀最大制动工况Z 方向疲劳载荷Fig.15㊀Z -direction fatigue load under maximum brakingcondition图16㊀右侧路缘冲击工况X 方向疲劳载荷Fig.16㊀X -direction fatigue load under impact condition of rightkerb图17㊀右侧路缘冲击工况Z 方向疲劳载荷Fig.17㊀Z -direction fatigue load under impact condition of right kerb由图13~图17可知:垂直冲击工况在Z 方向最大载荷为9100N,最小载荷为1100N;最大制动工况在Y 方向最大载荷为3000N,最小载荷为0N,负方向最大载荷为1900N;最大制动工况在Z 方向载荷为5100N;右侧路缘冲击工况X 方向最大载荷为2200N,最小载荷为0N,负方向最大载荷为1800N;右侧路缘冲击工况Z 方向载荷为5100N㊂在Ansys /Workbench 中将S-N 曲线[8]作为输入激励,求得垂直冲击工况㊁最大制动工况㊁右侧路缘冲击工况的仿真结果,如图18~图20所示㊂图18㊀垂直冲击工况疲劳分析Fig.18㊀Fatigue analysis under vertical impactcondition图19㊀最大制动工况疲劳分析Fig.19㊀Fatigue analysis under maximum brakingcondition图20㊀右侧路缘冲击工况疲劳分析Fig.20㊀Fatigue analysis under impact condition of right kerb由图18可知,垂直冲击工况副车架疲劳循环次数为100万次;由图19可知,最大制动工况副车架疲劳循环次数为58万次;由图20可知,右侧路缘冲击工况副车架疲劳循环次数为81万次㊂根据行业标准[9],副车架疲劳特性满足要求㊂5㊀前副车架强度试验㊀㊀利用强度试验分别对副车架与转向器㊁稳定杆和扭力臂连接点进行测试㊂5.1㊀转向器连接点强度试验㊀㊀㊀㊀副车架固定在刚性支座上,转向横拉杆载荷的合力作用于转向横拉杆连接点处,在Y /-Y 两个方向上进行副车架的静强度测试,载荷ʃ30kN,位移ʃ110mm,交变载荷加载力为24kN,记录加载力与位移数据点,通㊀842㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度2023年㊀过样条连线得到加载力与位移曲线㊂转向器连接点强度试验加载方式如图21所示,转向器连接点静强度试验台架如图22所示,得到的转向器连接点静强度试验力-位移曲线如图23所示㊂图21㊀转向器连接点加载示意图Fig.21㊀Loading diagram of steering gear connectionpoint图22㊀转向器连接点静强度试验台架Fig.22㊀Static stiffness test bench for connection point ofbogie图23㊀转向器连接点力-位移曲线Fig.23㊀Force-displacement curve of steering gear connection point由图23可知,在对转向器连接点施加24kN 交变载荷时,副车架在转向器连接点处位移达到最大值3.263mm㊂与仿真结果2.924mm 相比,增大了11.59%㊂其主要原因是由仿真过程中材料属性与真实材料差异引起的㊂试验后副车架表面未出现裂纹或塑性变形,表面状态良好㊂5.2㊀转向工况强度试验㊀㊀副车架固定在刚性支座上,转向横拉杆载荷的合力作用于转向横拉杆连接点处,在Y /-Y 两个方向上进行副车架的静强度测试,载荷ʃ30kN,位移ʃ110mm㊂交变载荷范围从-30kN 至+14kN,通过样条连线得到加载力与位移曲线㊂转向器工况强度试验台架如图24㊁图25所示,转向器工况静强度试验力-位移曲线如图26㊁图27所示㊂由图27可知,转向工况交变载荷为30kN 时,副车架最大位移为3.622mm,最大位移发生在转向器的连接点,与仿真分析的变形量3.411mm 相比增加了6.19%㊂图24㊀转向器工况强度试验台架AFig.24㊀Strength test bench A under bogie workingcondition图25㊀转向器工况强度试验台架BFig.25㊀Strength test bench B under bogie workingcondition图26㊀转向工况力-位移曲线aFig.26㊀Force-displacement curve a under steeringcondition图27㊀转向工况力-位移曲线bFig.27㊀Force-displacement curve b under steering condition5.3㊀稳定杆连接点强度试验㊀㊀副车架固定在刚性支座上,用金属套管替代控制臂橡胶套,在Z 方向上进行副车架的静强度测试,载荷ʃ30kN,位移ʃ110mm㊂交变载荷为24kN,加载方式如图28所示,稳定杆连接点静强度试验台架如图29所示,稳定杆连接点静强度试验力-位移曲线如图30所示㊂由图30可知,稳定杆连接点载荷为24kN 时,副车架最大位移为3.538mm,最大位移发生在稳定杆连接点处,与仿真变形量3.383mm 相比增大了4.58%㊂5.4㊀扭力臂连接点静强度试验㊀㊀副车架固定在刚性支座上,用金属套管替代控制㊀第45卷第4期刘克铭等:某SUV 前副车架强度与疲劳性能仿真与试验研究843㊀㊀图28㊀稳定杆连接点加载示意图Fig.28㊀Loading diagram of stabilizer bar connectionpoint图29㊀稳定杆连接点静刚度试验台架Fig.29㊀Static stiffness test bench of stabilizer bar connectionpoint图30㊀稳定杆连接点力-位移曲线Fig.30㊀Force-displacement curve of stabilizer bar connection point臂橡胶套,在X /-X 两个方向上进行副车架的静强度测试,载荷ʃ30kN,位移ʃ110mm㊂交变载荷加载力为20kN㊂加载方式如图31所示,扭力臂连接点静强度试验台架如图32所示,扭力臂连接点静强度试验力-位移曲线如图33㊁图34所示㊂图31㊀扭力臂连接点加载示意图Fig.31㊀Loading diagram of torsion arm connection point图32㊀扭力臂连接点静刚度试验台架Fig.32㊀Static stiffness test bench of torsion arm connectionpoint图33㊀扭力臂连接点力-位移曲线(前)Fig.33㊀Force-displacement curve of torsion arm connection point(front)图34㊀扭力臂连接点力-位移曲线Fig.34㊀Force-displacement curve of torsion arm connection point由图33㊁图34可知,扭力臂连接点载荷为20kN 时,副车架最大位移为2.957mm,最大位移发生在扭力臂连接点处,与仿真变形量2.695mm 相比增大了9.72%㊂强度试验中最大位移较仿真结果略有增加,其主要原因是由仿真中材料属性与试验中真实材料属性差异引起的㊂转向器连接点㊁稳定杆连接点㊁扭力臂连接点在试验加载过程中,均未出现裂纹或塑性变形,说明前副车架强度满足要求㊂6㊀前副车架疲劳试验㊀㊀进行扭力臂连接点㊁前后制动力㊁侧向力疲劳试验,检验扭力臂连接点满足80万次循环,前后制动力满足40万次循环,侧向力疲劳需满足80万次循环㊂6.1㊀扭力臂连接点疲劳试验㊀㊀固定副车架在和车身连接刚度相同的部件上,共8点通过螺栓固定,螺栓拧紧力矩为200N㊃m㊂将等效损伤载荷施加在悬置实际样件上㊂载荷ʃ15kN,位移ʃ75mm,加载力为ʃ6kN,频率为1~3Hz㊂加载方向为ʃX 方向㊂扭力臂连接点试验加载过程与图31所示相同,扭力臂连接点疲劳试验台与图32所示相同㊂6.2㊀前后制动力疲劳试验㊀㊀转向横拉杆载荷的合力作用于转向横拉杆连接点处,将等效损伤载荷施加在悬置实际样件上㊂加载力为-5~10kN,其他条件与扭力臂试验相同,试验加载过程如图35所示,前后制动力疲劳试验台如图36所示㊂6.3㊀侧向力疲劳试验㊀㊀副车架固定在和车身连接刚度相同的部件上,加载力为ʃ5kN,加载方向为ʃY 方向,其他条件与扭力臂试验相同㊂侧向力疲劳试验加载过程如图37所示,侧向力疲劳试验台如图38所示㊂㊀844㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度2023年㊀图35㊀前后制动力疲劳加载示意图Fig.35㊀Fatigue loading diagram of front and rear brakingforce图36㊀前后制动力疲劳试验台架Fig.36㊀Front and rear brake force fatigue testbench图37㊀侧向力疲劳加载示意图Fig.37㊀Fatigue loading diagram of lateralforce图38㊀侧向力疲劳试验台架Fig.38㊀Lateral force fatigue test bench6.4㊀疲劳试验结果㊀㊀经试验扭力臂连接点疲劳㊁前后制动力疲劳㊁侧向力疲劳,扭力臂连接点疲劳试验循环80万次㊁前后制动力疲劳试验循环40万次㊁侧向力疲劳试验循环80万次后均未出现裂纹或塑性变形㊂7㊀结论㊀㊀对前副车架进行强度仿真㊁强度试验㊁疲劳试验,结果表明:1)加速工况前副车架应力最大值为106.09MPa,最大位移为0.66mm;制动工况应力最大值为184.81MPa,最大位移为0.73mm;匀速工况应力最大值为162.8MPa,最大位移为0.0051mm㊂2)转向器Y 向载荷为24kN㊁30kN 时副车架最大位移分别为2.924mm㊁3.411mm㊂稳定杆Z 向载荷为24kN㊁扭力臂Z 向载荷为20kN 时副车架最大位移分别为3.383mm㊁2.695mm㊂3)试验表明,转向器连接点在Y 向受力24kN 时最大位移为3.263mm,较仿真结果2.924mm 增大了11.59%㊂4)转向器连接点在Y 向受力30kN 时产生的变形量为3.622mm,较仿真结果3.411mm 增加了6.19%㊂5)稳定杆连接点在Z 向受力24kN 时产生的变形量为3.538mm,较仿真结果3.383mm 增大了4.58%㊂6)扭力臂连接点在X 向受力20kN 时产生的变形量为2.957mm,较仿真结果2.695mm 增大了9.72%㊂7)扭力臂连接点疲劳试验㊁前后制动力疲劳试验㊁侧向力疲劳试验,结果表明疲劳试验后,前副车架未出现裂纹或塑性变形㊂参考文献(References )[1]㊀DONG K,SANGGAN J.Generation of 3-D virtual block belgian road for prediction of road load[D].SAE Paper,2011-28-0077.[2]㊀SARA F,GABRIEL K ROCHA P,MARIANA F,et al.Loadingfrequencies up to 20Hz as an alternative to accelerate fatigue strength tests in a Y-TZP ceramic [J].Journal of the Mechanical Behavior of Biomedical Materials,2015(61):74-69.[3]㊀TONG L W,XU G W,DONG Q,et al.Tests and design of diamondbird-beak SHS T-joints under axial loading in brace[J].Journal of Constructional Steel Research,2016(118):49-59.[4]㊀TIIRKAYS,AKCAY H.A study of random vibration characteristics of the quarter-car model[J].Journal of Sound &Vibration,2005,282(1/2):111-124.[5]㊀BERTRAMR,ing new lightweight materials in automotive construction[J].Galvanotechnik,2011(7):1460-1467.[6]㊀段月磊.轿车车身刚度有限元分析及优化[D].合肥:合肥工业大学,2010:15-17.DUAN YueLei.Finite element analysis and optimization of car body stiffness [D].Hefei:Hefei University of Technology,2010:15-17(In Chinese).[7]㊀李明轩,苏小平.三轿车后副车架多目标拓扑优化方法研究[J].机械设计与制造,2016,36(6):131-132.LI MingXuan,SU XiaoPing.Research on multi-objective topology optimization method of rear subframe of three car [J].MachineryDesign and Manufacture,2016,36(6):131-132(In Chinese).[8]㊀姜丽红,吴庆捷.某前副车架性能分析与轻量化设计[J].机械强度,2020,46(6):104-106.JIANG LiHong,WU QingJie.Performance analysis and lightweightdesign of a front subframe [J].Journal of Mechanical Strength,2020,46(6):104-106(In Chinese).[9]㊀钟自锋.前副车架振动特性分析及其优化设计[J].机械设计与研究,2018,34(6):172-175.ZHONG ZiFeng.Vibration characteristic analysis and optimization design of front subframe [J].Machine Design and Research,2018,34(6):172-175(In Chinese).。
巴哈越野车车架结构优化设计及仿真分析
巴哈大赛（Baja SAE China，BSC）是由中国汽 车工程学会主办、于 2015 年创办的主要面向职业院 校和本科院校开展的小型越野汽车设计和制作赛 事［1］。在保证赛车车架足够强度和合适刚度的同 时，又要防止车架的质量过大。要求车架结构简 单、质心低，须对车架进行整体的优化来提高赛车 行驶的稳定性和机动性［2］。巴哈比赛过程中较容易 发生各种危险的碰撞，车架在赛车发生危险时要防 止赛车手受到伤害，并且要保证其车架结构的完 整，使得车架不发生大的变形［3］。车架设计在整车 设计中至关重要，车架性能的优劣极大地影响整车 表现［4］。
抗弯刚度 EI 表示构件抵抗弯曲变形的能力。 由于车架可以自由移动，由前后悬架支撑，故把车
架理想化为简支梁。简支梁的抗弯刚度为［13］
EI = Fxy ( L2 - x2 - y2) /( 6LW ) （1）
将加载力 F 理想化作用于梁的中点，即 x=y=
L/2 代入式（1）得
EI = FL3 ( 48W )
1 赛车车架结构设计以及建模
由 于 赛 车 的 复 杂 工 况 ，进 行 车 架 设 计 时 应 充 分考虑 4 个基本要求：① 要满足比赛要求；② 要有 足够的强度；③ 要有足够的刚度；④ 结构上要设 计得相对紧凑和合理。由于各个截面尺寸受到的 力 的 大 小 和 方 向 不 同 ，因 此 ，各 个 截 面 的 尺 寸 不 同 ，初 步 结 构 设 计 如 表 1 所 示 。 其 中 ， ϕ31.75 mm×1.8 mm 表示钢管直径为 31.75 mm， 钢管壁厚为 1.8 mm。
《某SUV后副车架内高压成形数值模拟研究》范文
《某SUV后副车架内高压成形数值模拟研究》篇一一、引言随着汽车工业的飞速发展，SUV（运动型多用途车）因其卓越的越野性能和舒适的驾乘体验而受到广大消费者的喜爱。
后副车架作为SUV车身结构的重要组成部分，其性能直接关系到整车的稳定性和安全性。
而内高压成形技术作为先进的制造工艺，其精确度和可靠性对后副车架的质量和性能至关重要。
本文将对某SUV后副车架内高压成形进行数值模拟研究，以期为实际生产提供理论支持和优化建议。
二、后副车架的结构特点与内高压成形技术后副车架是SUV车身结构中的关键部件，其主要功能是连接车体和悬挂系统，起到支撑和固定作用。
其结构复杂，需要承受较大的力和扭矩，因此对制造工艺的要求较高。
内高压成形技术是一种利用液体压力使金属管材在模具中发生塑性变形的工艺，具有成形精度高、材料利用率高、生产效率高等优点，被广泛应用于汽车制造领域。
三、数值模拟方法与模型建立为了研究某SUV后副车架内高压成形的工艺过程，本文采用数值模拟方法。
首先，根据后副车架的实际结构，建立精确的三维模型。
其次，利用有限元分析软件，对内高压成形的全过程进行模拟，包括管材的初始状态、液体压力的施加、材料的塑性变形等。
通过设定合理的边界条件和参数，使模拟结果更加接近实际生产情况。
四、模拟结果与分析1. 成形过程分析：通过数值模拟，可以观察到后副车架内高压成形的全过程。
在液体压力的作用下，管材逐渐发生塑性变形，最终形成所需的后副车架结构。
整个过程中，材料的流动和分布对最终成形的质量具有重要影响。
2. 应力应变分析：在模拟过程中，可以获取后副车架各部分的应力应变情况。
通过对这些数据的分析，可以了解材料的变形程度和受力情况，为优化工艺参数提供依据。
3. 缺陷分析：数值模拟还可以预测和识别后副车架在内高压成形过程中可能出现的缺陷，如裂纹、褶皱等。
这些缺陷会对后副车架的性能产生不良影响，因此需要在模拟过程中及时发现并采取相应措施进行改进。
基于虚拟仿真的某车型副车架性能分析
安装点 的栽荷 ， 然后利 用 Ｈｙ ｐ ｅ ｒ ｍｅ ｓ ｈ建立副车架的有 限元模 型 ， 再利 用 Ｎａ ｓ ｔ ｒ ａ ｎ进行 副车 架的模 态、 刚度和强度分析 ，
并通过试验验证设 计的可靠性 ， 缩短 了产品开发 周期 ， 提 升 了企业 自主开发能力。 关键词 ： 副车架； 有限元 ； 动力学仿 真 ； 栽荷
用Ｇ ｓ Ｔ Ｉ Ｆ Ｆ 、 Ｄ Ｓ Ｔ Ｉ Ｆ Ｆ和 Ｂ Ｄ Ｆ ３ 种变阶 、变步长求解 程 自由度 的增加及插值函数精度 的提高 ，解的近似程 序； 对于经历突变或高频系统 ， 采用 Ａ Ｂ Ａ Ｍ积分求解 度将不断改进 。如果单元是满足收敛要求 的， 近似解 系统 ， 通过积分迭代运算 ， 最后将分析结果输出。 最后将收敛于精确解 。
通大学出版社 ， ２ ０ ０ ５ ．
［ ６ ］ Ｓ ｈ ｕ Ｙ Ｅ Ｔ ｅ ｎ ｇ ． Ｄ ｏ ｎ ｇ Ｋ ｏ ｅ Ｓ ｏ ｈ ｎ ， Ｊ ｅ － Ｃ ｈ ｉ ｎ Ｈａ ｎ ， ” Ｕ ｎ ｓ ｔ ｅ ａ ｄ ｙ ｗａ 】 （ ｅ
Ｅ ｆ ｅ ｃ ｔ ｏ ｎ Ｆ ｉ ｈ Ｉ ｌ Ｔ ｅ ｍ ｐ ｅ ｒ ａ ｔ ｕ ｒ ｅ ａ ｎ ｄ Ｅ ｆ ｅ ｅ ｉ ｆ ｖ ｅ ｎ ｅ ｓ ｓ Ｄ ｉ ｓ ｔ ｒ ｉ ｂ ｕ ｔ ｉ ｏ ｎ ｓ ｆ ｏ ｒ ａ
收稿 日期 ： ２ ０ １ ４ ＿ ｏ ４ － ｏ ６
作者简介 ： 方
￣ ， （ １ ９ ８ １ 一 ） ， 男， 湖北黄 冈人 ， 东风柳州汽车有 限公 司整 车设计师 ， 硕士 ， 从 事汽车设计开发 。
Ｅｑ ｕ ｉ ｐ ｍｅ ｎ ｔ Ｍａ ｎ ｕ ｆ ａ ｃ ｔ ｕ ｒ ｉ ｎ ｇ Ｔ ｅ ｃ ｈ ｎ ｏ ｌ ｏ ｇ ｙ Ｎｏ ． ７， ２ ０ １ ４
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10.16638/ki.1671-7988.2019.09.051
某越野车车架强度仿真分析
牟 鑫
（陕西重型汽车有限公司，陕西 西安 710200）
摘 要：针对某越野车车架结构设计是否合理，文章基于HyperWorks 有限元分析方法，建立越野车车架仿真模型。
通过分析车架静态垂向、转弯、扭转和制动四种工况下车架的应力情况，为以后此种车架的设计提供理论依据。
关键词：越野车；车架；仿真分析
中图分类号：U467 文献标识码：B 文章编号：1671-7988(2019)09-158-03
Cold area heavy vehicle fuel heating system
Mu Xin
( Shaanxi Heavy Duty Automobile Co., Ltd, Shaanxi Xi'an 710020 )
Abstract: With the new period of our army gradually from regional defense to the whole regional transformation and maneuver exercises and task of maintaining stability is increasing, the type of military vehicle wheel equipped with necessary diversification. Hydraulic turnover spare wheel carrier system is currently widely used in the spare wheel turning system, the system ensures the military off-road vehicle spare wheel convenient, safe, quick change, enhance the performance of military vehicles to meet the needs of the war under the new situation. In this paper, the troops reflect hydraulic turnover by wheel frame in the user process, hydraulic turnover by wheel frame has been idle for a long period, again, by turning wheel will produce transient large angle rapid decline resulting in preparation of wheel frame deformation even to fracture, the spare wheel carrier structure improvement and ANSYS analysis and experimental verification. Keywords: Cold area; heavy vehicle; fuel heating system; simulation analysis CLC NO.: U467 Document Code: B Article ID: 1671-7988(2019)09-158-03
前言
车架作为整个汽车的基体，承受来自车内外的各种载荷。
越野车辆行驶路况恶劣，车架受到的冲击力和扭矩更大，车架的性能直接影响整车的安全性，因此，越野车车架的设计时应具有足够的强度和刚度以抵抗外力引起的变形和破坏。
本文以某款越野车车架作为研究分析对象，通过建立越野车车架结构的有限元模型，分析越野车车架在各工况下的受力情况，为设计人员设计优化越野车车架结构提供参考。
1 车架有限元模型建立
本文分析的车架为边梁式结构，由两个纵梁、两个管梁和三个冲压横梁通过螺栓、铆钉连接。
车架为直通梁，纵梁为变截面结构。
图1
作者简介：牟鑫，就职于陕西重型汽车有限公司。
牟鑫：某越野车车架强度仿真分析
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将车架三维从PRO/E 中导入HyperMesh 中进行前处理，通过前处理，结点数量886943，单元数量1898680。
有限元模型如图1。
表1 车架参数表
2 车架强度分析
通过分析车架在垂向冲击、转弯、扭转和制动四种工况，考察各工况下车架纵梁、横梁和铸件的应力分布情况，为越野车车架设计提供理论指导。
2.1 垂向冲击工况受力分析
在进行车架强度分析时，需要在三个轴端对有限元分析模型进行约束，分别通过约束X 方向平动、Y 方向平动、Z 方向平动、X 方向转动、Y 方向转动、Z 方向转动来分析车架各工况受力情况。
在分析车架受垂向冲击力工况时，将车辆前左轮分别约束X 方向平动、Z 方向平动，前右轮分别约束X 方向平动、Y 方向平动、Z 方向平动，后左轮约束Z 方向平动，后右轮约束Z 方向平动，施加垂向加速度。
该工况下，车架纵梁、横梁和铸件的应力分布情况如图2所示。
图2
2.2 转弯工况受力分析
在进行车架转弯受力工况分析时，将前左轮分别约束X 方向平动、Z 方向平动，将前右轮分别约束X 方向平动、Y 方向平动、Z 方向平动，将后左轮分别约束Z 方向平动、X 方向转动，将后右轮分别约束Z 方向平动、X 方向转动，施加垂向和横向加速度。
该工况下，车架纵梁、横梁和铸件的应力分布情况如图3所示。
图3
2.3 扭转工况受力分析
图4
在进行车架扭转受力工况分析时，将一轴左前轮接地点Z 向强制位移200mm ，二轴、三轴右轮接地点Z 向强制位移
汽车实用技术
160 200mm ，将前左轮分别约束X 方向平动、Z 方向平动，将前右轮分别约束X 方向平动、Y 方向平动、Z 方向平动，将后左轮约束Z 方向平动，将后右轮约束Z 方向平动，施加垂向加速度。
该工况下，车架纵梁、横梁和铸件的应力分布情况如图4所示。
2.4 制动工况受力分析
图5
在车架进行制动受力工况分析时，将前左轮约束Z 方向平动，将前右轮约束Z 方向平动，将后左轮约束Z 方向平动，将后右轮约束Z 方向平动，施加垂向和纵向加速度。
该工况下，车架纵梁、横梁和铸件的应力分布情况如图5所示。
3 结论
通过对车架在各个工况下受力进行CAE 分析，得到表2所示的结果：
表2 车架各工况下的最小安全系数
从表中结果可以看出，车架在静态垂向、转弯、扭转和制动四种受力工况下的车架纵梁、横梁、铸件应力分布情况
均满足设计强度要求，各部件安全系数均大于1，表明该车架结构设计合理能够满足车辆越野行驶的安全性要求。
参考文献
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与研究,2004(4):8-11.
[2] 吕品.汽车车架拓扑优化设计I-D],吉林大学硕士学位论文,2008.。