车架强度（共4篇）
车架强度 篇1
摘要：汽车车架静力学分析中主要包括弯曲和弯扭两种工况,这是车架评价中最重要的工况。以三维实体单元为基本单元,以UG软件进行三维建模,使用ABAQUS有限元分析软件进行静态分析,得出车架在弯曲和弯扭工况下的强度变化,从而找出车架的薄弱环节,为车架的改进提供理论依据。
关键词：车架,有限元法,强度
在车身骨架的有限元分析中,被广泛应用的梁单元算法存在三个问题:其一,杆的连接被处理成一个节点使应力集中现象无法描述;其二,忽略连接处的几何形状使复杂梁的截面特性无法确定;其三,计算精度只能满足一般估算要求。
板单元用来模拟板件受垂直、平行于板平面的载荷产生弯曲的情况。但实际情况下车架的纵梁和横梁等结构除了承受以上力外,还存在扭转状况,所以使用板单元也不能有效地模拟车架实际工况中的变形。
实体单元是一种最能表达实际零件信息的单元。因为实体单元不但可以表达零件的质量、惯性、材料等特性,而且实体单元可以从空间的角度来真实地逼近实体几何形状,尤其是基于几何的有限元模型,几乎能反映全部的几何变化[1,2]。
1数据储备
1.1汽车的工作工况
1.1.1满载弯曲工况
弯曲分析工况模拟满载状况下,四轮着地时汽车在良好路面上匀速直线行驶的状态。通过有限元计算模拟弯曲工况时,车架承受的质量和载荷要乘以一定的动载荷系数,方向竖直向下,以模拟汽车在良好路面上匀速直线行驶。
1.1.2弯扭工况
由于路面不平度的作用,汽车在行驶过程中将受到扭转载荷的作用,对汽车产生非对称支撑,从而使车架受到扭矩的作用。实践表明:车架遭受最剧烈的扭转工况,一般都是在载货车低速通过崎岖不平路面时发生的。此种扭转工况下的动载,在时间上变化得很缓慢,所以惯性载荷很小,载荷和质量要乘以一定的动载荷系数,车架的扭转特性可以近似地看作是静态的。
1.2载荷
车架载荷的处理和施加如表1所示。
1.3材料参数
此车架的材料为B510,弹性模量为2.1×1011Pa,泊松比为0.3,密度7 850 kg/m3。抗拉强度510—610 MPa,屈服强度为355 MPa。
2车架的有限元计算
2.1车架三维图的简化
用UG软件对车架进行三维建模,在对车架进行网格划分之前,需要对车架进行简化。结构简化以力学特性为前提,既力求每个单元与实际结构之间几何类型一致,又要力求与单元传递的运动力学性质一致。简化的原则为在充分反应实际的情况下,对车架模型进行简化。车架中的一些小尺寸结构,比如孔,圆角等对车架结构影响很小的因素可以简化处理。如图1所示。
2.2 车架的网格划分
使用ABAQUS软件对车架进行有限元分析,车架的发动机和变速器的支撑横梁使用的是四面体网格划分,设置全局种子数为5。车架其余横梁和纵梁也是使用四面体的网格划分,设置全局种子数为20[3]。车架总共网格数为73万。
2.3 边界条件与载荷
2.3.1 满载弯曲工况边界条件与载荷
边界条件的施加:约束前后轮的垂直方向的自由度。
载荷的施加:发动机、变速箱、驾驶室及驾驶员以集中力的形式加载在相应的节点上;货物及货箱以均布力的形式在加载车架纵梁的相应位置上[4]。
2.3.2 满载弯扭工况边界条件与载荷
边界条件:给左(右)前轮施加一定的位移,约束右(左)前轮和后轮的垂直方向的自由度。
载荷的施加:发动机、变速箱、驾驶室及驾驶员的力为集中力,分别施加在各自与车架的固定处,货物及货箱为均布力,分别施加在车厢与大梁的接触面上[4]。
2.4 横梁与纵梁的连接
原车架的横梁与纵梁的连接为先铆接然后对其边进行焊接,因此强度非常高。在用ABAQUS进行计算时,使用tie连接命令来模拟实际中的连接[3]。
2.5 钢板弹簧的处理
车架是通过悬架系统、车桥和车轮支承在地面上。悬架系统的作用就是把作用在车轮上的各种垂直反力、纵向反力、侧向反力以及这些力形成的力矩传递到车架上,从而满足汽车正常行驶条件。本车悬架系统为钢板弹簧式结构,我们在计算中对钢板弹簧做了如下的处理:
钢板弹簧的各个弹簧片之间采用TIE接触;
主簧与主簧支架间实际连接分为轴销连接和LINK连接。在轴销连接中,允许主簧在受力后连接处发生转动,可以将一部分力发散出去。在ABAQUS模拟中,我们以ABAQUS单元库中的CONNECTOR单元中HINGE单元来进行模拟二者之间的连接关系,描述这种运动副,如图2所示;我们在主簧与右边的主簧支架之间建立Link类型的Connector单元,来模拟二者之间的连接关系,如图3所示。
副簧与副簧之间设置接触。其中副簧支架为主面而副簧为从面,表征二者之间接触性质的摩擦参数设为0.2。主副簧和垫块之间设置为TIE接触。
前后钢板弹簧的整体连接,如图4、图5所示[5]。
2.6 强度校核标准
金属材料在外力作用下抵抗永久变形和断裂的能力称为强度。我们根据材料力学的第四强度理论选择应力强度评价。应力可以表示为
σ1,σ2,σ3为第一、第二和第三主应力,σs为屈服强度。当σ≤σs时,说明材料的强度符合要求[1]。
2.7 模拟计算
2.7.1 弯曲工况计算结果
由图6、图7、图8的有限元分析结果可知,车在满载四轮着地的工况下,车架的最大应力发生在钢板弹簧上且最大应力为300 MPa。在后钢板弹簧的支座和车架的连接处也出现了较大应力,应力值为230 MPa,这些应力都小于车架的屈服极限355 MPa。因此车架的强度在安全范围内。
2.7.2 弯扭工况计算结果
在满载状况下,左右前轮分别受到向上和向下15 mm的位移。由图9、图10、图11的有限元分析结果可知,车架受到的最大应力为330 MPa,小于车架的屈服极限355 MPa, 但已经很接近屈服极限。最大的应力发生在第六根横梁和纵梁的连接点和后钢板弹簧支座与大梁的连接处。
3 结论
由计算结果分析可知:
1)通过对车架的强度进行静态分析,可以得出车架及其零部件的应力和应变,通过应力值,可以了解到车架的整体受力,并且容易找到薄弱环节。从而为车架的设计和改进提供了可靠的理论依据。
2)从分析中可以看出,在扭转时,车架的应力和变形量最大。因此,驾驶员要尽量避免这种工况的出现,以防车架断裂或变形。
参考文献
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[3]石亦平.ABAQUS有限元分析实例详解.北京:机械工业出版社,2008
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[5]庄茁.基于ABAQUS的有限元分析和应用.北京:清华大学出版社,2009
车架强度 篇2
关键词：车架,横梁位置,强度,有限元法
引言
车架汽车整车的骨架,作为这个汽车的承载基体,承载着绝大多数部件和总成,如发动机、传动系统、悬架、转向系统、驾驶室、货箱和有关操纵机构。车架承受来自车内外的各种载荷,因此车架应具有足够的强度和适当的刚度来保证整车的安全运行。同时,为了提高整车的轻量化水平,要求车架质量尽可能小。
横梁作为连接纵梁的主要部件,不仅用来保证车架的扭转刚度和承受纵向载荷,而且还可以支承汽车上的主要部件。因此横梁的布置位置对车架的强度和刚度有很大影响。
本文以某4×2重型自卸车产品为例,运用有限元软件Hypermesh对车架进行理论分析,旨在研究不同横梁位置,对车架中间区域强度和刚度的影响。
1、车架有限元模型
将车架的UG三维模型中的各个部件逐个进行数据转化,将.prt格式转换为.igs格式导出。
由于车架本体大部分部件采用的是板材结构,因此模型简化时采用板壳单元离散,对于第二横梁以及板簧支架采用实体单元模拟。
车架纵梁及横梁等板壳件结构比较简单,运用BatchMesher进行自动网格划分之后采用Hypermesh对2D网格进行优化,对第二横梁及板簧支架采用Hypermesh进行3D网格划分。
对于螺栓连接和铆钉连接,不考虑其变形应力情况下,采用刚性单元rbe2+beam来模拟,对于钢板弹簧,采用BUSH单元来模拟。
通过Hypermesh前处理,共划分网格SHELL单元176624个,网格SOLID单元2910876个。有限元模型如图1。
2、载荷处理
在该车架计算过程中,货物质量已均布载荷的方式加载到车架上翼面,其他载荷以集中力的形式加载在该部件在车架上装配的实际质心位置。该工程车的载荷情况见表2-1。
约束和加载后的模型如图2所示
3、车架的应力计算分析
3.1 静态应力分析基础
在用有限元法进行车架结构的静态分析中,静力分析的控制方程表示为:
式中:{K}——整体刚度矩阵;{U}——整体节点位移列阵;{F}——载荷列阵;
利用上式解出节点位移{δ},然后利用公式3-2和已求出的节点位移来计算各单元的力,并加以整理得出所要求的结果:
其中:[D]是与材料有关的弹性矩阵;[B]是单元应变矩阵;
[δ]e是单元节点位移矩阵。
对车架的静态强度,可以根据第四强度理论,选择Von miss等效应力判断车架结构强度。Von miss等效应力可以表示为:
其中:[σ]为材料的许用应力
3.2 静态工况计算
本文对车架中间区域第四根横梁不同布置位置情况下,进行弯曲和扭转两个工况的静态应力分析,并对两种横梁位置状态进行对比。
(1)弯曲工况
水平弯曲工况下,模拟工程车在平路上以匀速运行时产生的垂直载荷,是工程车在公路上行驶的主要工况,能够代表一般运行情况。在有限元模型中,约束轮胎位置所有自由度。
计算得车架中间区域应力分布图如图3-1、图3-2所示。车架中间区域最大应力值横梁前移之前为326Mpa,位于油箱固定处,横梁前移200mm后的车架最大应力点仍在油箱固定处,但最大值为291.6Mpa,相比横梁移动前有了明显改观,减少10.6%。
(2)扭转工况
整车水平放置,前轮固定,左后轮约束释放,并加一个向上100mm的强制位移,相当于整车单轮悬空的极限受力情况,用于模拟工程车在不平道路上低速运行时产生的斜对称垂直的载荷。
计算得车架中间区域应力分布如图3-3、图3-4所示。车架中间区域最大应力点在油箱固定处,横梁移动前,最大应力值为500.1 Mpa,横梁向前移动200mm后,最大应力值为461.6Mpa,相比横梁移动之前应力值减小7.7%,车架中间区域强度有了明显提高。
4、结论
(1)运用有限元法,对中间区域横梁位置不同的车架进行应力分析,从分析结果可以看出,横梁前移200mm后,车架中间区域在弯曲工况和扭转工况下,强度有显著改善。
(2)车架中间区域的强度提高可以通过横梁布置位置的优化来实现,无需增加横梁,达到了车架轻量化设计的目的。
参考文献
[1]陈家瑞.汽车构造(下册)[M].北京:机械工业出版社,2001.
[2]葛彦竹.基于Hypermesh的某中型货车车架仿真分析与改进设计[D].吉林大学硕士学位论文,2010.
车架强度 篇3
XCDW-32型连续式线路道岔捣固稳定车既能对正线区段连续捣固稳定, 又能完成道岔区的捣固稳定作业[1,2]。主车架是捣固车车体的主要承载部件, 在捣固车连挂运行、自运行及作业时均承受着垂直载荷、侧向载荷及扭转载荷, 连挂时还承受牵引力和制动力, 作业时要承受作业载荷。因此, 在没有大型养路机械专用的强度设计规范和试验标准的情况下, 捣固车主车架强度及刚度应满足TB/T1335-1996《铁道车辆强度设计及试验鉴定规范》的要求。本文主要就捣固车主车架强度的有限元分析结果与试验结果进行对比及分析。
1 捣固车主车架结构特点
图1为捣固车主车架结构示意图。由于捣固车主车中部需要为工作小车留出足够空间, 故主车架采用焊接式箱型上悬中梁, 上部两端转接梁采用“Y”形变截面焊接异形梁, 转接梁下部支撑梁为变截面焊接箱型梁, 底架、纵向梁、侧梁及牵引梁采用矩形管焊接而成, 枕梁及起辅助连接上悬中梁及底架作用的立柱采用焊接箱型结构。车架主要管材、板材为Q345D。捣固车主要技术参数见表1。
2 主车架静强度计算分析
2.1 主车架有限元模型
在分析了捣固车主车架结构特点的基础上, 采用ANSYS 12.1建立主车架的有限元模型。由于主车架除前后从板座、冲击座及联接叉为铸造件外, 其他部位均由板材及矩形管焊接而成, 所以主车架结构整体采用4节点壳单元Shell63模拟, 铸造件采用8节点实体单元Solid45模拟, 前司机室及作业司机室以质量单元Mass21的形式施加在安装位置上, 二系悬挂采用弹簧单元Combin14进行模拟。整个主车架钢结构离散为96 467个节点, Shell63单元96467个, Solid45单元500个。捣固车主车架的有限元模型如图2所示。
2.2 主车架计算工况
此次计算分析主要根据TB/T1335-1996《铁道车辆强度设计及试验鉴定规范》并参照GB/T25336-2010《铁路大型线路机械检查与试验方法》和GB/T25337-2010《铁路大型线路机械通用技术条件》, 在取许用应力值时参照了GB/T1591-2008《低合金高强度结构钢》的规定。该车在应用时严禁溜放, 禁止通过驼峰[3]。主车架计算工况如下:①纵向拉伸:垂向静载荷+垂向动载荷+侧向载荷+扭转载荷+纵向拉伸1 125kN;②纵向压缩:垂向静载荷+垂向动载荷+侧向载荷+扭转载荷+纵向压缩1 180kN;③后端顶车:垂向静载荷;④前端顶车:垂向静载荷;⑤两端起吊:垂向静载荷+两端转向架重量。
2.3 主车架结构应力分析
工况①、②主要考察主车架在运用状态下的应力分布, 工况③、④、⑤主要考察主车架在修理、起吊状态下的应力分布。主车架在各工况下的最大应力值及出现位置见表2。主车架最大应力出现在工况②, 由此可以看出:主车架整体纵向力主要通过牵引梁、底架及上悬中梁进行传递 (见图3) , 在纵向力从底架向上悬中梁传递过程中, 车辆前端主要通过立柱进行传递, 后端则通过异形梁和转接梁进行传递。主车架最大应力位于车辆前牵引梁补强板筋板处 (见图4) , 此位置由于纵向力的传递路线发生变化, 故产生了应力集中现象。
计算结果表明, 主车架在各工况下节点最大应力均小于标准规定值, 静强度满足标准的要求。
3 主车架静强度试验工况
3.1 垂直载荷试验
在已经贴好应变片的条件下, 在车架上均布等同于车架自重的配重, 测得的应力即为车架自重载荷下的应力。在已经贴好应变片的条件下, 在车架上机构安装位置铺设等同于机构重量的配重, 测得的应力即为车架机构载荷下的应力。
车辆在运行过程中还会受到垂向动载荷的作用, 按照标准规定垂向动载荷下的应力由垂直静载荷下的应力乘以垂向动荷系数Kdy得到。
3.2 侧向力试验
按照TB/T1335-1996《铁道车辆强度设计及试验鉴定规范》中的相关规定, 在计算或试验车体侧梁、枕梁以及侧墙的强度时, 可不施加侧向力而以加大垂向载荷来考虑侧向力的影响。由于标准中并没有详细规定大型养路机械的垂向载荷增加数值, 根据运用条件的相似性, 参照货车为垂向静载荷的10%来考虑。
3.3 纵向拉伸载荷试验
根据标准规定, 采用1 125kN的纵向拉伸载荷, 该力沿车钩中心线一端作用于车辆前从板座上, 在另一端联接叉处施加约束。由于主车架为上悬中梁结构, 在拉伸及压缩载荷加载过程中容易出现较大变形, 所以试验加载时需缓慢加载, 并检测车架纵向变形及上悬中梁垂向变形。
3.4 纵向压缩载荷试验
根据标准规定, 采用1 180kN的纵向压缩载荷, 该力沿车钩中心线一端作用于车辆后从板座上, 在另一端联接叉处施加约束。
3.5 扭转载荷试验
根据标准规定, 心盘支重式结构的车体不考虑斜对称载荷, 但必须在第一工况中考虑40kN/m的扭转载荷[4]。
3.6 修理和起吊试验
修理工况试验用于模拟修理时施加于车架上的载荷。在贴好应变片的条件下, 通过纵向铁鞋约束车辆纵向移动, 利用架车机在一端顶车位架起整备重量下的车架, 并在另一端架车位重复测试。
起吊试验用于模拟维修、吊装运输及救援时的情况。将转向架固接在车架上, 使用吊车在起吊点将整车吊起, 直至转向架脱离钢轨。
4 仿真与试验数据对比分析
4.1 仿真与试验数据对比
该车架在静强度试验中, 应变片主要选取车架结构的1/2进行布点, 重要部位则布置对称测点。车架测点约为110个, 主要布置在上悬中梁、枕梁、侧梁、牵引梁及立柱上。这里主要就纵向压缩工况的仿真结果与试验数据进行对比, 见表3。由表3可以看出, 仿真值与试验所测得的应力分布趋势相同, 且相对误差比较小, 只有枕梁上相对误差较大, 但相差数值仍然在13MPa以内, 其他各测点数据相对误差在10%以内。
4.2 误差分析
通过对以上数据及主车架模型的分析, 现将可能造成有限元仿真结果与试验结果差异的原因总结如下:
(1) 建模误差。有限元模型建立时, 考虑的几何模型为理想模型, 不存在制造误差。但在实际制造过程中, 加工过程及工艺情况都会对主车架有一定的影响[5]。在建模过程中将车架等效为了壳单元, 在理论计算及尺寸处理方面存在一定的误差。
(2) 所选节点与应变片位置差异。试验时贴应变片的位置一般选在距离截面突变处或焊缝5mm~10mm处。但在根据应变片位置查找有限元模型相应节点时, 无法做到位置上的完全重合, 只能选取位置相近的节点近似位置, 从而导致了仿真结果和试验结果的差异。
(3) 加载方式及应力合成方式差异。仿真时, 各工况组合载荷是同时施加在车架有限元模型上进行计算的, 应力值是按照有限元理论进行计算产生的。试验时, 受试验条件的影响, 各工况的载荷是分别施加, 测得单向应力, 并进行线性叠加得到该工况的应力值。而实际情况下, 测得的单向应力并不能完全代表该位置应力情况, 且应力值与所施加载荷也不是线性关系, 这也造成了一定的误差。
5 结论
在模型建立、加载工况及约束条件合理的情况下, 除局部受力复杂点以外, 仿真数据及试验数据的误差基本能够保持在10%以内, 证明该仿真方法是可行的。
考虑到大型养路机械与普通铁道车辆的区别, 主要科研及运用单位应该在综合其使用条件及特点的基础上提出适合大型养路机械的结构强度和试验标准, 为今后的设计提供参考, 以使结构设计及评价更加合理。
摘要：以XCDW-32型连续式线路道岔捣固稳定车主车架为研究对象, 根据TB/T1335-1996《铁道车辆强度设计及试验鉴定规范》等对该车主车架进行了静强度仿真及试验, 对有限元模型的建立、仿真工况、评定标准、试验工况等进行了介绍, 并对仿真及试验结果进行了对比分析。分析结果表明仿真值与试验值所测得的应力分布趋势相同, 且相对误差比较小。
关键词：主车架,静强度,仿真,试验,对比分析,捣固车
参考文献
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车架强度 篇4
赛车车架属于非承载式车身,所以车架结构强度影响整车的性能,如安全性、动力性、操纵稳定性等,它是整车安装的基础,必须确保车架强度、刚度。现以新型赛车车架为例,计算与分析其静态强度、刚度。
1 车架的结构特点及其要求
本设计的赛车的技术要求:
1)车架必须有一主圈,围绕着驾驶员躯体周边并在其后面的翻车保护杆,必须是一段未经切割的,连续的、封闭钢管。外径尺寸为25.0mm。
2)同时需有一前圈,位于司机的腿上方,靠近方向盘的翻车保护杆。外径尺寸为25.0mm。
3)具有被动安全性结构,翻车保护杆支撑和侧面碰撞结构,一种位于前保险杆前面防撞块,可以变形并吸收能量的装置。
4)前保险杆是一种平面结构,确定了车架主要结构框架的前平面和功能,为了提供保护驾驶员的脚。
5)前仓壁及其支持系统,所有车架单元、导架和支撑的结构符合规定。
根据以上要求,利用三维设计软件建立了第二代赛车车架的几何模型如图1所示。
2 车架有限元模型
目前,利用计算机技术,采用数值方法求解工程中的问题,已是行之有效的办法,而利用有限元法解决机械工程与汽车等方面的工程问题,是最经济和节省时间的方法[1]。在建立有限元模型之前,需要完成的工作有:
1)分析明确所研究对象的结构特点:如前所述确定求解对象的技术条件要求、结构型式和尺寸要求、边界条件、载荷施加等,利用CAE分析软件与三维建模软件的接口技术,将其三维几何模型的IGES格式导入HY-PERMESH软件中。
2)HYPERMESH软件最显著的特点是具有强大的有限元网格的前、后处理功能,以不同截面形状钢管材料制成的赛车车架,选择单元类型时,以梁单元为主,少数的壳单元。为了方便施加载荷和边界约束,在确定单元尺寸过程中,可将低层车架单元网格划分细密些,单元尺寸约为50mm。而上层车架单元网格划分的粗些,单元尺寸在200～300mm之间。在前圈和主圈及底层有曲线要求的部分,为保证计算的精度,网格划分更细些。在低层有3处增加了三角板支架,采用壳单元模拟,客单元和梁单元之间用刚性单元模拟焊接关系。定义材料属性及几何模型的简化处理,形成网格,即有限元模型,如图2所示。
3)根据事先对各主要部件质量的称量,汇总相关零部件质量如表1所示。按表1中的质量在相应部位施加载荷,确定边界条件,形成计算数据文件。指定分析类型,如静态或动态分析,执行求解计算。
4)后处理工作。读取计算结果文件,在后处理器中,观察分析结构变形情况和有关各物理量的分布云图等。
3 车架静强度计算与分析
对所建立的有限元模型提交计算,分析车架的综合变形云图,综合应力分布云图,分别如图3和图4所示。从图3和图4中可知,车架的最大变形量为3.07e-04mm。
从图3中可以看出,车架在前后部分变形较小,在中部变形较大,因为赛车的大部分的质量加在中间的部分。车架前部和后部的刚度较大,中部的刚度较小。从整体结构上看,这样的强度分布是比较理想的[2]。这是因为车架前部较大的刚度可以有效地减小车架变形对汽车转向几何特性的影响,有利于汽车的行驶操纵稳定性。对于车架后部而言较大的刚度有利于后轴的轴转向和保证整车的行驶稳定性。而车架中部较小的刚度则有利于改善车架整体的应力状况,并起到良好的缓冲作用。
从图4可以看出,车架某单元的综合最大应力为48.728MPa。车架材料选用16Mn,泊松比:γ=0.3,许用应力是[σ]=245MPa;通过分析可以看出,车架整体变形量很小,变形分布比较合理,满足设计要求。
4 车架结构刚度计算分析
考虑如下4种工况下车架结构扭转刚度的计算[3]。固定约束点和位移约束点的节点号,主、副对角线的定义如图5所示。
1)将后悬架支撑位置处施加固定约束,前悬架左右两支撑点处分别在z方向和-z方向施加20mm的位移约束,计算出两个前悬置点(节点号113和120)的支反力,即可计算出车架的扭转刚度。
计算公式如下:
节点113上的z向支反力为F1=4.031×106N;
节点120上的z向支反力为F2=3.975×106N。
所以前轴上的扭矩为:
前轴的扭转角为:
其中L为两个位移约束之间跨距,此处即是前轴轮距:L=0.370 m,T=1.481 11×106 N·m,δ1=0.02 m,δ2=-0.02m。所以前轴的扭转角θ1=6.197 2deg,因后轴的扭转角约为0,所以整车的扭转角θ≈θ1=6.197 2deg。
整体的扭转刚度为:
2)将前悬架支撑位置处施加固定约束,后悬架左右两支撑点处分别在z方向和-z方向施加20mm的位移,计算出两个后悬置点(节点号528和535)的支反力,即可计算出车架的扭转刚度。此工况下的扭转变形如图6所示。
3)主对角线(左前轮与右后轮连线)上车轮施加固定约束,右前轮与左后轮两支撑点处分别在z方向和-z方向施加20mm的位移。计算出两个悬置点(节点号528和120)的支反力,即可计算出车架的扭转刚度。
4)副对角线(右前轮与左后轮连线)上车轮施加固定约束,左前轮与右后轮两支撑点处分别在z方向和-z方向施加20mm的位移,计算出两个悬置点(节点号535和113)的支反力,即可计算出车架的扭转刚度。
其他3种工况的扭转刚度的计算方法同第一种工况的计算方法,汇总上述四种工况的边界条件、约束反力和扭转刚度计算结果见表2。
与车架标准值相比[4],所设计的赛车车架扭转刚度在正常范围之内,而且,车身覆盖件对扭转刚度有一定程度的提高,所以,设计赛车车架的扭转刚度是满足要求的。
5 结论
1)计算了第二代FSAE赛车车架静态结构强度,结构最大应力为48.725MPa,小于车架材料的许用应力[σ]=245MPa;最大变形量为3.07e-04mm。
2)计算了4种工况下,赛车车架的扭转刚度,结果表明车架的扭转刚度满足要求。
3)鉴于结构静强度的余量,可对车架结构进行优化设计。
参考文献
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