《车架有限元分析》.(DOC)
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。
摩托车车架有限元分析数据参数模板
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。
散装水泥运输车车架有限元分析
ＡＮ Ｙ ．Ｔ ｅ ａ ａｙ ｉ ｅ ｕｔ ｈ ｗ ｔ ａ ｅ ｆａ ｅ ｓ ｕ ｔ ｒ ｓ ｒ ｔ ｎ ，ａ ｄ ｔ ｅ ｓ ｅ ｇ ｈ ｃ ｎ ｍｅ ｔｔｅ ｒ ｑ ｉ ｍｅ ｔ．Ｔ ｉ ｈ Ｓ Ｓ ｈ ｎ ｌｓｓｒ ｓ ｌｓｓ ｏ ｔ ｒ ｔ ｃ ｕ ｉ ａｉ ａ ｈ ｔ ｈ ｍ ｒ ｅ ｏｌ ｎ ｔ ｎ ｔ ａ ｅ ｅ ｕ ｒ ｎ ｓ ｈ ｓ ａ ｈ ｒ ｈ ｅ ｓ
研 究 与 分 析
・
机械研究与应用 ・
散 装 水 泥 运输 车 车架 有 限元分 析
姜 雁雁
（ 威海市交通 学校 ， 山东 威海 ２４０） ６ ２０
摘
要Байду номын сангаас 车架作为非承栽式车身结构 的主要承栽 部件 ， 要承担 汽 车的大部 分载荷 ， 其性 能直接 关 系到整 车性 能的好
坏。文中用 Ｐ ／ ｅ ｒ Ｅ三维建模软件 建立了半挂车车架的三维实体模 型， 并利 用 Ａ Ｓ Ｓ软件进行静 态分析 ， ＮＹ 分析 结果表 明 ， 所设计 的车架结构 合理 ， 强度 能够满足要 求， 这不仅在其早期结构设计 中有 着重要的指 导意义， 而
车进行运 输 。在 散装 物料运 输车 中 ， 应用 最为 广泛 的 是 散装 水泥 运输 车 … 。 汽 车车架 作 为汽 车总成 的一部 分 ， 承受着 来 自道
路及 各种 复杂 载荷 的作用 ， 并且 汽 车上许 多重 要总成
在实际工作 中， 半挂车受载情况十分复杂 ， 尤其 是水泥载荷的施加较为困难 ， 因此 ， 分析之前应首先
ｐ ｉｅ ． ｒｓ ｓ
Ｋｅ ｒ ｓ ｅ —ｔａｌｒ ｒ ｅ；ｆ ｉ ｌ ｍｅ ｔ ｙ ｗｏ ｄ ：ｓ ｍｉ ｒｉ ；ｆａ ｅ ｍ ｉ ｔ ｅｅ ｎ ｎｅ
车架有限元分析
1前言车架是汽车的主要部件。
深人解车架的承载特性是车架结构设计改进和优化的基础。
过去汽车设计多用样车作参考,这种方法不仅费用大,试制周于精确解。
因此,正确建立结构的力学模型,是分析期长,而且也不可能对多种方案进行评价。
现代车架设计已发展到包括有限元法、优化、动态设计等在内的计算机分析、预测和模拟阶段。
计算机技术与现代电子测试技术相结合已成为汽车车架研究中十分行之有效的方法。
实践证明,有限元法是一种有效的数值计算方法,利用有限元法计算得到的结构位移场、应力场和低阶振动频率可作为结构设计的原始判据或作为结构改进设计的基础。
2车架的静态分析力学模型的选择有限元分析的基本思想,是用一组离散化的单元组集,来代替连续体机构进行分析,这种单元组集体称之为结构的力学模型;如果已知各个单元体的力和位移(单元的刚度特性),只需根据节点的变形连续条件与节点的平衡条件,来推导集成结构的特性并研究其性能。
有限元的特点是始终以矩阵形式来作为数学表达式,便于程序设计,大量工作是由电子计算机来完成,只要计算机容量足够,单元的剖分可以是任意的,对于任何复杂的几何形状,多样化的载荷和任意的边界条件都能适应。
然而,由于有限元是一种数值分析方法,计算结果是近似解,其精度主要取决于离散化误差。
如果结构离散化恰当,单元位移函数选取合理,随着单元逐步缩小,近似解将收敛于精确解。
因此,正确建立结构的力学模型,是分析工作的第一步目前采用有限元分析模型一般有如下两种:梁单元模型和组合模型等。
梁单元模型是将车架结构简化为由一组两节点的梁单元组成的框架结构,以梁单元的截面特性来反映车架的实际结构特性。
其优点是:划分的单元数目和节点数目少,计算速度快而且模型前处理工作量不大,适合初选方案。
其缺点是:无法仔细分析车架应力集中问题,因而不能为车架纵、横梁连接方案提供实用的帮助。
组合单元模型则是既采用梁单元也采用板壳单元进行离散。
在实际工程运用中,由于车架是由一系列薄壁件组成的结构,且形状复杂,宜离散为许多板壳单元的组集,其缺点是前处理工作量大,计算时间长,然而随着计算机技术的不断发展,这个问题已得到了较好的解决,而且由于有大型有限元软件支撑,巨大的前处理工作量绝大部分可由计算机完成,也不是制约板壳元模型实际运用的困难了。
车架有限元分析
车架有限元建模及模态分析栾富钰(济南大学机械工程学院，山东济南250022）摘要：有限元方法和软件技术在汽车结构分析中了极其重要的位置。
本文主要结合越野车车架，轻型货车车架和电动汽车车架实例，利用Hyperworks建立以壳单元为基本单元的车架有限元分析模型，论述了有限元建模流程和建模过程中应该注意的事项。
应用Optistuct 求解器对车架进行模态分析，分析该车架自由状态下的前十阶固有频率及振型特性，为车架响应分析提供了重要的模态参数，同时为该车的结构改进提供了理论依据。
关键词：车架；有限元；模态分析1前言模态的设计与分析方法是现代设计方法之一，它克服了静态方法的局限性，强调从结构的整体考虑问题，在性能校核中考虑了振动的因素。
车架是支承连接汽车的各零部件，并承受来自车内外载荷的主要结构。
车架是整个汽车的基体，汽车的绝大多数部件和总成都是通过车架来固定其位置。
因此，车架工作时要承受扭转弯曲等多种载荷产生的弯矩和剪切力，同时受到来自路面和车桥的激振而产生振动，设计中除了要有足够的强度足够的抗弯刚度和合适的扭转刚度保证汽车对路面不平度的适应性外，合理的振动特性也是十分重要的，以避免汽车在使用过程中各部件之间产生共振，导致某些部件的早期损坏，降低汽车的使用寿命。
因此，车架结构模态分析在现代汽车结构设计中具有十分重要的意义。
2车架的基本结构车架是一个大型复杂的装配体，很难把所有的结构建立有限元模型，因而在尽可能反映车身结构主要力学特性，保证结构同样准确的前提下，对构件进行相应的简化。
省略车架构件中对车架的整体振型影响不大的小尺寸结构，比如弹簧吊耳，拉支架，焊接线夹等。
忽略车架的焊缝及所有工艺孔，将所有倒角和过渡圆角简化为直角等，简化后的车架装配图如图 1 所示。
图 1 车架三维装配图2有限元分析的流程有限元分析是用较简单的问题代替复杂问题后再求解。
它将求解域看成是由许多称为有限元的小的互连子域组成，对每一单元假定一个合适的（较简单的）近似解，然后推导求解这个域总的满足条件（如结构的平衡条件），从而得到问题的解。
某车型车架的有限元分析。开通一报告
开题报告某车型车架的有限元仿真分析一、选题的目的及研究意义车架也称大梁，车架是汽车各总成的安装基体，它将发动机、底盘和车身等总成连成一个整体，即将各总成组成为一辆完整的汽车。
同时，车架还承受汽车各总成的质量和有效载荷，并承受汽车行驶时所产生的各种力和力矩，即车架要承受各种静载荷和动载荷。
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。
车架在实际环境下要面对4种压力即：负载弯曲、非水平扭动、横向弯曲、水平棱形扭动。
要评价车架设计和结构的好坏，首先应该清楚了解的是车辆在行驶时车架所要承受的各种不同的力。
如果车架在某方面的韧性(stiffness)不佳，就算有再好的悬挂系统，也无法达到良好的操控表现。
汽车车架静力学分析主要包括弯曲和扭转两种工况，这是评价车架质量最重要的指标。
采用牵性力学理论及有限元原理，利用大型通用有限元分析软件ANSYS 对某车型车架在弯曲、扭转两种工况下进行力学分析，得出了在弯曲和扭转工况下某轿车车架的刚度变化。
并对不同荷载情况下的车架不同部位的应力、位移进行较为全面的数值模拟，为对车架的强度分析提供参考和依据。
由此可见车架对汽车的重要性，采用ANSYS对汽车车架进行结构优化设计，可以对结构的动态特性作出评价。
同时对车架的模态分析结果进行验证，使车架结构在原有基础上得以分析并优化，以保证车架的安全性精简性等。
二、综述与本课题相关领域的研究现状、发展趋势及研究方法等.1.研究现状：目前，国内对汽车车架的设汁与研究已经从主要依靠传统的经验分析设汁方法逐渐发展到有限元等现代设计方法，但是尚未像汽车整车和主要零部件的参数确定那样广泛应用优化设计方法。
所以汽车车架结构参数化设计与优化仍是近些年的重要研究领域。
2．发展趋势：有限元分析技术能够满足用户对车架的应力分布的需要，结构优化技术能够为车架的设计提供更合理的设计尺寸。
【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。
汽车车架的有限元分析
定 ，同时两前轮分别输入向下和向上的指定位移。
约束 后轮 ６个位 移 。两 前轮 在 Ｚ方 向分别输 入方 向 相 反 的位移 。分 析 的 车架应 力 、 移结 果 如 图 ６和 位
（ ４和图 ５ 。 图 ）
被 模拟 为准静 态载 荷时需 要引人 动载 荷系数 。 （ ） 曲工况 １弯
弯曲分析工况模拟满载状态下 ， 四轮着地使汽
车在 良好路 面上匀 速直线 行驶 的状态 。通 过有 限元
图 ２ 纯 弯 曲工 况 车 架应 力分 布 云 图
图 ３ 纯 弯 曲工 况 车 架 位移 图
２３ 静 强 度分 析 ．
２ 有 限元模 型 的建立和分析
２ １ 有 限元模 型 ．
本 设计 所选 用 的载货 汽 车的 载重量 为 ５。对该 ｔ
车车架 使 用 四节点 单 元进 行 分析 ，单元 长 度 为
５ｍ ０ ｍ。材 料 属性 中的密 度 为 ７０ ｋ／ 、泊 松 比为 ８０ ｇ ｍ，
车架的静强度分析一般仅考虑纯弯 曲工况和
０ 、 ． 弹性模量为 ２ ６ ｌＰ 。车架有限元模型如图 １ ３ ． ｅ ａ ０ １
所示 。
弯扭工况。其 中纯弯曲工况是车辆的四个车轮在同 水平面时的静力工况 ； 弯扭工况是车辆 的四个车
一
轮不在同一水平 面时的静力工况 ， 中左前轮和右 其 后轮 同时抬起时 的静力工况是一种 比较恶劣 的弯 扭联 合 工况 。
在 良好 路 面 下 匀 速直 线 行 驶 时 的应 力 分 布 和变 形
情况 ， 并进行汽车车架结构的强度和刚度校核。
分 析 计算 时 ，约 束前 后 车轮垂 直 方 向 的位移 。
最大应 力值 １１ Ｐ ４Ｍ ａ 最大位移 ３ ５ｍ ．ｍ ２
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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。
整个车架结构应力分析的有限元模型由车架有限元模型和悬挂系统等效有限元模型组成，其中纵横梁、加强板等为薄壁结构，以壳单元shell63离散;钢板弹簧、轮胎以弹簧单元模拟;前悬弹赞的模型为在每边纵梁上采用2个弹簧单元，每个弹簧单元通过MPC 与车架联接，后悬弹簧的模型为在每边纵梁上采用1个弹簧单元与车架后轴联接。
离散后，壳单元总数为46 770个，MPC单元为1 338个，材料为欧洲高强度材料，屈服极限500 MPa，杨氏模量为200GPa，泊松比0.3。
2 静力分析2.1边界条件的确定车架通过悬架系统、车轮支承在地面上，当有限元模型将悬架系统与车架组合成整体式计算模型后，边界条件可简化为约束前后悬弹黄单元接地处的自由度，让车架形成一简支梁结构。
根据车辆电测的有关标准fx1和车辆实际运行时的受力情况，车架的静力分析要考虑弯曲工况和弯曲扭转工况。
在弯曲工况中，车架静止平放、满载，故可以将前后悬弹黄底部节点固定，约束所有自由度。
在弯曲扭转工况中，车架静止、满载，其中一个前轮或后轮抬高200mm，故可以将抬高车轮处的弹簧单元底端约束除Z轴向移动之外的所有自由度，再给该处一个沿Z轴正向的200 mm的强迫位移，未抬高车轮处的弹簧单元约束如同弯曲工况。
2.2载荷的简化及加载载荷的简化与施加是否和实际相符或接近直接关系到计算结果的真实性，在进行弯曲和弯曲扭转工况计算时，车架所受载荷一致，主要包括驾驶室的重力、发动机的重力、鞍座所受压力和牵引力，以及车架自重。
该车的驾驶室总重800 kg，按其位置沿纵梁施加均布载荷;发动机重量为800 kg，将其均布在支承发动机的四块支承板上;鞍座允许最大承载能力为24 602 kg ,考虑到车辆制动时产生的载荷转移，在鞍座上施加25 000 kg的压力载荷;该车允许拖挂的总重为70 000kg，形成的牵引力通过挂钩作用在鞍座上，方向是沿X轴向后，可以简化为作用在鞍座上与承载压力在同一位置的X向均布载荷;车架自重力以密度和重力加速度的方式施加。
2.3静态计算结果与分析2.3.1弯曲工况的计算结果与分析弯曲工况的应力分布如图2、图3所示，单位为:MPa。
车架在弯曲工况时，总体应力不大，高应力区集中在纵粱的靠背梁、第三横梁和外包粱所在位置处，最大应力不超过200 MYa，远小于该车架材料的屈服极限500 MPa。
相对而言，受力较大处在鞍座部位，应力相对较大，但仍没有超过车架的抗拉强度。
弯曲工况下，第二、第三横梁焊缝周围的应力值较小。
2.3.2弯曲扭转工况的计算结果弯曲扭转工况以右后轮抬高200 mm为例，其应力分布如图4、图5所示，单位为:MPa.车架在右后轮抬高的弯曲扭转工况时，高应力区集中在车架纵粱的第三横梁附近及后轴位置上的加强板处，其值不超过330 MPa。
焊接部位的高应力区也在第三横梁上，焊接处应力最大值不超过250 MPa，说明在这种焊接结构下，焊接性能优良，焊缝结构值得借鉴，横梁设计合理，可以用于改进其它车型的车架横梁结构。
由以上两种典型工况计算可知，该车架的结构设计合理，大部分部位应力远小于车架材料的屈服极限，性能稳定，焊接性能优良。
3 动态性能分析车架可看成一个多自由度弹性振动系统。
作用于这个系统的各种激振力就是使车架产生复杂振动的动力源。
可分为两类:一是汽车行驶时路面不平度对车轮作用的随机激振;二是发动机运转时，工作冲程燃烧爆发压力和活塞往复惯性力引起的简谐激振。
如果这些激励力的激振频率和车架的某一固有频率相吻合时，就会产生共振，导致车架某些部位产生数值很大的共振载荷，造成车架的破坏。
路面不平度对车架作用的随机激振属于低周激振，对车架的疲劳破坏不容忽视。
3.1模态分析模态分析是研究结构动态性能的基础。
设车架已按某种方式离散化，根据达朗伯原理:式中[M]为质量矩阵，{x(t)}为广义坐标的列阵，[K]为与{x(t)}相对应的刚度矩阵，{x(t)}为加速度列阵。
由于弹性体的自由振动总可以分解为一系列的简谐振动的叠加，因此可以设式(1)的解为:式中{g}是位移{x(t)}的振幅列向量，它与时间t无关，W是固有频率，将式(2)代入式(1)并消去，sinwt因子，得:求解方程(3)的广义特征值Wi2和广义特征向量{g}即可求得振动的固有频率。
和相应的振型{g}。
模态计算该车架的自由振型，即取消所有约束条件、承载情况和前后悬弹簧的作用，在ANSYS中用Block Lanczos法提取自由振动时的前15阶固有频率，由于刚体位移，前6阶的频率为零，其余各阶频率如表1。
从模态分析可知，车架固有振型分为两类:一类是车架的整体振动，另一类是以车架一个或几个部分振动为主的局部振动。
7到15阶模态频率分布在8-36 Hz范围内，且以整体振动为主的模态振型较多，其中第7.15阶振型属于扭转振型，第8、10、12、13阶振型属于弯曲振型，第12、15阶伴随有车架的局部振动，第9、11、14阶振型为局部振动，主要集中在鞍座和外包梁两个位置。
模态分析结果表明该车架刚度较好。
3.2随机振动分析随机振动是指机械(结构)系统对外加随机激励的动态响应。
汽车行驶在凹凸不平的路面上产生的振动是典型的随机振动，研究车架在路面随机激励下的响应可以了解共振频率和动应力突变情况，对研究车架结构的疲劳强度具有很实际的意义。
可以通过施加路面功率谱密度的方式来激励车架。
功率谱密度描述了随机变量总均方值在频率域上的分布情况，是单位频带上振动功率的度量。
路面的功率谱密度S。
通常是路面空间频率月的函数。
设车辆以匀速，在二向路面行驶，路面波长为λ, Sg(Ω)为路面功率谱密度;Rg(x)为路面高h(x)的自相关函数，定义为Rg(X)=E[h(x)h(x+x")]，其中x为行车方向，x"为沿行车方向的相对位移;Rg(T)为行车中时间自相关函数;时间频率为f,则式中,i为虚数单位。
可见路面功率谱密度与车速有关。
根据我国路面情况，由文献可知，路面功率谱密度可以表示为:式中no—参考空间频率Gq(no)—参考空间频率no下的路面谱值u—车速f—输入的时间频率将式(4)分别对时间求一阶导数和二阶导数则得时间频率下的不平度垂直速度的谱密度Gq(f)(单位:m2/s)和加速度谱密度Gq(f)(单位:m2/s3)与位移密度的关系：据统计，我国路面的空间频率n在0.011~2.83(1/m)范围，在常用车速10-30 m/s，即36-108 km/h时，可以保证时间在频率范围f=0.33-28.3 Hz内。
这个频率范围能把悬挂(车身)质量部分的固有频率11~16Hz和非悬挂(车轮)质量部分的固有频率I1-16Hz有效地覆盖在内。
按此频率范围，代人(1)、(2)、(3)式计算，作为有限元计算的输入。
车架在凹凸不平的路面上行驶时，它的各个车轮所受的路面激励不完全相同，为了简化计算，将各个车轮所受的激励简化为同一个，即各个车轮的功率谱密度都相同。
本文的功率谱密度是以车辆行驶在C级路面、时速45 km时的结果，利用ANSYS的谱分析功能进行车架的随机振动分析，采用的算法是模态叠加法。
图6至图9是车架典型部位在功率谱密度作用下的应力随频率变化的曲线。
从车架典型部位的应力随频率变化的曲线可知，车架大多数部位，在频率为5Hz和8Hz时，应力会发生突变，主要是因为车架的第七阶固有频率为8. 7392Hz，车架系统在路面不平度的作用下发生共振。
由于路面不平度的激励频率大都集中在0-20 Hz之间，与车架固有频率祸合引起的共振属于低频共振，低频共振对车架振动的影响远远大于高频共振。
引起车架乘坐舒适性的下降，此外，虽然车架的动应力不大，但突变严重，有可能成为车架疲劳破坏的原因之一。
4 结束语本文通过有限元分析的方法，对引进车车架结构进行静力和动态性能分析，掌握其内在性能，达到消化、吸收国外先进技术并在此基础上进行自主创新设计的目的，该车架横梁的结构及其焊接方式已成功运用于新产品的设计开发之中。
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