基于ANSYS的土壤采集车车厢骨架研究
1 引言
1.1 研究背景
随着国内工程的进展，土壤采集车已成为工程其中的一环并有着至关重要的意义。在汽车的产品设计过程中，采用有限元法的研究方法能够使汽车产品设计更加合理与准确。针对某具体型号土壤所采集车辆的车厢结构进行研究，并通过有限元动态分析和模拟改善产品设计特性。
1.2 研究目的和意义
在采集车辆运行过程中，车辆不仅要接受来自路面的持续负荷冲击，还要接受自身
发动机工作时产生的循环负荷的激励，加上
附加负荷的影响而产生震动和噪音。一旦列
车与外部负载之间频繁出现共振，则整体列
车构造的刚度和可靠性就会急剧下降，震动
变形和噪音变化也会大幅上升，进而严重影
响土壤采集车辆的运行稳定性、使用舒适
性和使用寿命。所以，就必须采用一定的
科学手段对土壤采集车车厢车架的构造特
性、静力学特性、及其在外部负载刺激下
的动态应变特征等开展系统调研，以便于
对土壤采集车车厢构造实际存在的问题、
现状加以合理解，为各公司合理改进、设
计提供参考。
1.3 研究现状
有限元结构分析方法的使用场合已相
当广阔，范围几乎涵盖到了工程中各领域
产品的设计、分析，乃至整个生产环节。
目前对汽车车架的有限元分析研究己由早
期的单一构件静态强度分析方法进展到现
在的构件动态特性分析方法与优化，并获
得了一定成绩。
1.4 本文主要研究内容
（1）建立车架的有限元模型。通过实地
潘朗
英国巴斯大学工程学院 英国 BA2 7AY
摘 要：此文章的目标是针对土壤采集车车厢骨架的轻量化研究。针对从约翰迪尔825i型改良而来的
土地采集车辆，利用ANSYS workbench 19.1有限元分析软件，对土地采集车车厢骨架构件进行了静力学与动力学的分析，结果表明，在验证了网格划分质量的情况下，骨架的最大应力为41.274 MPa，证明这种改造后的车体骨架不会折断；同时，对该结构进行了动态分析，发现其一阶模态为28.145 Hz，所有六阶模态与道路最大激发频率25Hz均不会重合，因此在工作状态下不会产生共振疲劳。之后，在保证了网格划分质量的前提下，尝试采用拓扑优化的方式，在保留原车架结构质量约60%的情况下令其所受强度低于结构钢屈服强度，在工作情况下可用。
关键词：改装车 有限元 车厢骨架优化 轻量化
ANSYS-based Soil Collection Vehicle Carriage Skeleton Study
Pan Lang
Abstract： T he objective of this paper is to study the lightweight of the skeleton of the soil collection vehicle. For the improved land acquisition vehicle from John Deere 825i, ANSYS workbench 19.1 finite element analysis software was used to analyze the statics and dynamics of the land acquisition vehicle cabin bone components, and the results showed that the maximum stress of the skeleton was 41.274 MPa after verifying the meshing quality, which proved that the modified car body skeleton would not break. At the same time, the dynamic analysis of the structure shows that its first-
order mode is 28.145 Hz, and all sixth-order modes do not coincide with the maximum excitation frequency of 25Hz of the road, so there is no resonance fatigue in the working state. Then, under the premise of ensuring the quality of meshing, a topology optimization method is tried to make its strength lower than the yield strength of structural steel while retaining about 60% of the original frame structural mass, which can be used under working conditions.
Key words： m odified car, finite element, cabin skeleton optimization, lightweight
134AUTO TIME
调查，观察车厢骨架构件的形状和结构，采用合理的方式构建车厢骨架模型。该方法可以为动力学和静力学性能的计算提供较好的理论依据。
（2）对车辆框架的静态性能进行了研究。静态性能分为刚性与强度两个方面。对三种不同工况下的改装汽车进行了模拟，即工作工况、制动工况和转向工况。通过对3种工作状态下的集土车辆的结构进行了强度与刚性的计算，得出了其在各种工作状态下的受力及变形曲线。
（3）对车辆框架的动态性能进行了研究。由于车辆在日常行车中受到的负荷也不尽相同，因此对车身结构进行了动态性能的研究。通过对车身结构进行了模态化计算，得到了车身结构的六阶自振特性曲
线。利用共振法对结构的结构进行了研究，得到了结构构件在结构上的反应。这两种方法为下一步的优化工作提供了理论基础。
（4）车厢骨架拓扑优化。针对某一特定的内燃机工况，对该框架进行了结构配置，并在此基础上对其进行了静态计算，以检验其精度。
2 车厢结构分析的有限元理论
2.1 有限元基本理论
有限元是利用数值逼近技术对实际物理进行数值模拟的一种方法。在一定条件下，该算法可以用简便的方式求解出一个无限函数。此解析法采用了一个互连子门限为临界点的必要条件，假定各元素之间有一个简单的逼近解，然后用求出临界点的条件来解决问题。该方法所得到的解并非问题的准确数值，而只是一个逼近问题，它可以由一个问题取代实际问题，得到高精度的求解，是一种非常有用和实用的方法。
对于不同物理性质和数学模型的问题，有限元法的基本步骤是相同的，但具体公式的推导和计算是不同的。有限元求解的基本步骤通常为：
（1）问题求解领域的界定：确定基础的物理性质和几何形状，并按现实条件确定。
（2）解域的分散：用有限数目的单元构成的离散域，其尺寸和形状各异，一般称之为 FEM网络。而且，随着单元的减小，离散区域的近似也变得更好，得到了更精确的数
值。在求解局部离散问题时，其关键在于求
解局部的离散性问题。
（3）状态变量的判定与调控：一般采用
状态变量较大、边界条件周期较大的差分方
程来表示，但在有限元分析中，一般采用等
价的函数表示。
（4）单元推演：选取合适的单元座标和
构造单元测试，包含由有限元导出的行列式，
得到各个状态变量间的离散关联单位，由此
构造单元矩阵。
（5）总装解决：把整体组件转换成一
个整体的整体总矩阵（复合式），它体现
了在相似的计算领域中，单位功能的连续
性必须符合某些连续的要求。最终组装是
在相同的单元结点中进行的，并且在这个
结点上，可以连续地设置一个状态变量和
它的微分。
（6）联立方程式的解析及结果的说明：
用有限单元方法最后得出了一个联立式。联
立方程可用直接法、迭代法、随机法等方法
进行求解。一般情况下，其数值都是单位结
的状态变量。在此基础上，我们会将所得到
的实际品质与所提供的能力进行对比，以作
评价和决策。
Timoshenko梁法是 ANSYS中的一个
重要概念。梁的横断面在受到外力作用下，
其断面依然平坦，不会产生弯曲。横断面上
的剪切力和横断面上的剪切力是一样的。所
以，这个模块对所有的桥都有对应的厚度的
规定。此外，因为其要求对结点进行中央负
载。因而，通过对网格进行精细处理，可以
保证对集中载荷作用的方向不发生偏差。同
时，由于这种结构的特殊性，在分析线性、
大变形和大扭矩等方面也得到了广泛的运
用。压力强化是一个预设的单元，而应力强
化的选取可以让这个单元更适用于对曲线进
行解析，同时也考虑到了横向和转矩的稳定
性问题。
振动模态是弹性结构固有的、整体的特
性。通过模态分析，可以了解结构在易受影
响的频率范围内的主要振型特征，预测在该
频段内各种外部或内部振动源作用下结构的
实际振动响应。因此，模态分析是结构动态
设计和设备故障诊断的重要方法。
2.2 ANSYS的初步介绍
ANSYS是由美国 ANSYS公司开发的一
种大规模的 FTEA软件，能够对结构静力学，
结构动力学，刚体动力学，流体动力学，结
构热，电磁场，耦合磁场等进行数值模拟。
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。本次试验中将着重
采用结构分析中的静力学、模态、谐响应分
析三种类型，同时也运用到了非线性分析中
的拓扑优化。
2.3 有限元实际分析中的注意事项
（1）对于三维模型，每个部件都有3个
平动自由度和3个转动自由度；对于二维模
型，每个部件都有2个平动自由度和1个转
动自由度。在建立静态力学模型时，需要对
各单元的平面和旋转自由度进行充分的限定，
以防止其发生非刚性变形，从而使计算结果
难以收敛。就算可以控制，其后果也常常是
不正确的。
（2）载荷与约束施加方法有两种：矢量
Vector 或分量 components。矢量只需给定载
荷大小与某一方向，分量需给定某一坐标轴
的XYZ三个方向的数值，可以是默认全局坐
标，也可以是用户建立的坐标。在选取为向
量时，其定向的概念与CAD程序的基本一致，
也就是说，在选取一个面时，向量的方向与
平面是垂直的；当采用柱形或圆形时，其向
量值是沿着轴的方向；当边框/行选定时，沿
着边缘/直线的向量方向；在选取两个拐角的
时候，该向量会沿着两个圆心的连线。
（3）在固定约束位置会出现应力奇异性，
因此不能用约束点上的应力来确定其结果。
3 车厢骨架有限元模型的建立
3.1 车厢实体模型
本论文的研究对象是某型号土壤采集车。
该车是在约翰迪尔825i型号基础上，通过安
装本田GX200单缸四冲程汽油机与机械臂组
合而成的。车厢主要是作为承接机械臂和安
装发动机总成的支架而存在。其中GX200总
成约为80公斤，作用于车厢上半部分加装的
平台上。机械臂全重约为50公斤，铆接于车
厢右侧靠近车门的位置。车厢骨架主要承载
以及受力的梁为60*60mm的实心方形钢管。
通过采用分片组焊，骨架部分在各端面
完成之后进行合拢焊接，车厢骨架外蒙皮选择铝合金板，厚度1mm。内蒙皮材料与厚度相同。
3.2 车厢骨架模型的简化
有限元分析方法的目的，是为了复原某个实际工程体系的计算数学活动特征。所以，在开展有限元分析方法之前，首先要建立一个关于特定的工程问题的模型。在实际的工程设计中，模型的建立往往是十分繁琐的，几乎不可能按照原来的模型来进行，因此需要改进。但是，由于模型的复杂性会使计算的效果受到一定的限制，如果模型的不正确，将会增加整个计算机的处理能力，使其处理的工作变得更加繁琐。不能得到一个科学、合理的数值。对于某些比较复杂的模型，其操作会比较繁琐，有时会超出整体的计算量而不能求解。
模型的简化过程不可避免地涉及到细节的问题，这是由于细节是由它们对分析的影响而不是由部件的尺寸决定的。而一些不重要的细节，则会被忽略。因为若是被保存下来，不仅会让模型变得更加复杂，而且还会导致计算的耗时变长，甚至导致计算失败。土壤收集车的骨架是一个较为精密的模型，它包含了大量的非承载部件。尽管它们不会受到太大的压力，对车体的影响也不会太大，但是它们的出现增加了求解问题的困难。因此，在设计的前期阶段，要尽可能地减少结构的复杂性，在保证结构的整体应力分布和变形的同时，进一步改进计算的准确性和合理性。
3.3 有限元模型的建立
3.3.1 材料参数
该土壤采集车采用约翰迪尔825i，车厢骨架材料选择结构钢。其物理参数为：密度7.85g/cm3，弹性模量为2.00，泊松比为0.3，线膨胀系数1.2*10-5。
3.3.2 几何模型的建立
在经过考察之后，利用Solidworks和ANSYS Design Modeller构建车辆的实体模型。
之后经过简化，得出了车厢骨架的模型。
简化过程主要采取了以下措施：
（1）区分支承部件、辅助支承部件和辅助安装部件并忽略后二者。
（2）对构件外表上的气孔、台肩、凹部和翻面等根据具体情况做了光滑的处理。
（3）把衔接部位从很小的圆形过度缩短
为直角过度，以增加对整车模型的运算速率。
（4）忽略蒙皮。尽管基于经验和理论分
析都表明，车身蒙皮虽然在一定程度上提高
了汽车的运动强度，但基本上并不会影响汽
车内部自由震动的振型和其排列次序，因此
可以在汽车工程实际中更多省略蒙皮，从而
减少模型和运算的实际工作量。
3.3.3 网格的划分
有限元单元的网格分割问题是其最重要
的环节，它将对后续的数值模拟分析的正确
性产生重要的作用。所以，在进行有限元分
析时，必须充分考虑分析的准确性和计算代
价，而不能只注重计算代价的减少。是要在
有限元计算中增加计算的准确性，还要根据
工程的要求，合理地选取各单位，以达到两
者之间的均衡。在有限元程序中，各单位都
有相应的计算描述，必须对各单位的荷载类
型、自由度和各单位的特点进行全面的认识，
并结合工程实践来确定各单位的具体情况。
由于现实中的网格包含多种形状，其结构十
分繁杂，难以将其分割成适当的单元格，以
减小与期望的误差。为了尽可能接近于期望
的单位，利用有限元软件中的单元库，从结
构的几何特征中寻出最优的单元，并利用
评估指数来判断单元的外形。在选取指标时，
要注意选取不同结点的单元，如六面体、四
边形、三角形等单元，边长不宜大于3，二次
型单元的边长不宜大于10。
通过软件的计算，得到了单元98034个，
结点189419个。
图1 网格划分图
4 车厢骨架结构静力学分析
4.1 静力学分析基础
静力结构研究的主要功能，在于研究结
构在给定静力载荷情况下的反应状态下的变
形、应力及其移动情况，所关心的一般是结
构的移动、约束反力、应力和应变等技术参数，
以期对结构的强度、刚性等加以考虑，从而
使结构更安全和经济。
4.2 载荷和工况
根据土壤采集车的实际使用情况和GB/T
12678-1990《汽车可靠性行驶试验方法》，分
为工作工况、制动工况和转弯工况三种典型
工况。
4.3 三种工况下的强度计算
在ANSYS Workbench软件中采取将重力
施加至车厢上部加装平台平面以表明车厢骨
架受到的载荷。通过判断ANSYS单元的
长宽比，其大部分单元长宽比均在1.2-10
之间，从逻辑上大大减少了静力学分析出
错的可能性。
4.3.1 工作工况
工作工况的状态为车轮与路面接触，车
辆处于静止状态。单缸机只在固定端施以负
荷。通过设置，对车厢骨架施以负荷和边界
的条件约束。最终结果如图。
图2 工作工况受力图
4.3.2 制动工况
在刹车过程中，利用等效法将制动力简
化为对车辆进行的集中载荷。如果将道路的
最大粘合因子设置为0.7，那么，其负载的作
用大小等于0.7*9.8m/s2。剩余的负载和工作
工况是一样的。
图3 制动工况受力图
4.3.3 转弯工况
转向时，设置了大约0.4的道路附着因子，
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离心力约为0.4×9.8m/s 2。其他的负荷和工作工况是相同的。
图4
转弯工况受力图
4.4 计算结果分析
车厢内骨架构件的热静力学研究结果如上所示，在各工况中产生的最大内部应力值为41.274MPa ，出现在转弯工况。各工况条件下产生的应力，大部分聚集车架与加装的钢架的接缝处。而由于车辆骨架
焊接所用的结构钢在Q235的屈服限值235MPa ，超过了车辆骨架焊接所承受的应力限值，所以该车车厢骨架结构设计是比较科学合理的。在这四个工作情况中，车厢骨架的最大变形量是0.8098mm ，发生在制动工况，而发生变化的部位则在加装的前侧钢架。
5 车厢骨架结构动力学分析
动态负载可划分为快速动作的冲击力（例如空气锤），以及随时间周期性变化的空气压气机的曲柄等周期负载，以及诸如车辆引擎的曲柄等无周期变化的随机负载。而在动态荷载作用下，建筑物的反应分析就是所谓的动力分析。由于结构静荷载和结构静力计算的特点存在差异，因此在计算过程中必须增加负载的时域反应、结构的惯性反应等参数。ANSYS Workbench 可以完成的分析方法有：模式分析、谐响应分析、瞬态动力学分析、光谱分析等。
从振动原理可知：模态是一种具有固定频率、阻尼比、模态模态等基础参量的工程建筑。此外，由于其线性叠合机制，可以将同一复杂的结构振动分为许多不同的模式。一般认为，以系统振荡理论为基础，以模式参数为主要研究对象的系统解析，称为模态分析。
5.1 车厢骨架模态分析
固定振动特征是机械结构的基本特征之一，把这些特征都叫做模式。固定频度、固
定振型、模式质量、模态刚度和模态阻尼比等也叫做模式的基本参数。通过统计或实验的方法获取结构的模态参数，这一步骤称为
结构模态分析。在该型改装车设计过程中，由于考虑到车辆接受了外部激励，确定列车结构在激发下的反应，从而了解列车的动力学特征，需要对列车骨架结构进行模态分析。而按照模态分析理论，由于低频段震动对土壤采集车车厢骨架结构的构造影响很大，因此针对此次研制的骨架构造，只开展前六阶
模态与固有振型的分析。
5.1.1 模态分析方法
模态分析是动力特性分析的基础。通过对车架结构的模态分析，可以充分了解车架的振动特性，且可作为基础进行进一步优化。模态分析技术从20世纪60年代后期发展至今，已经应用到许多工程领域，如航空、航天、造船、机械、建筑、桥梁等。
5.1.2 模态分析结果分析后的结果如下。
图5
前六阶模态值
（1）固有频率分析
通过对模型的振型计算，得出了该结构的前部6阶自振频率在28.745~84.342 Hz 之间。外在的动力来源有公路动力和车辆引擎动力两种。从车辆的振动原理出发，认为一次车体的一次自振频率必须在20赫兹以上，最好在25赫兹以内。该结构一阶结构的自振频率为28.745 Hz ，能够避免道路振动引起的共振。
不同转速下的激振频率可由下式求得：
用有限元方法对其进行了计算，发现在空载（750 rpm ）下，一阶扭振频率为28.745 Hz ，而在空载（750 rpm ）下，其激发频率为25±1.67赫兹，这与车辆的自然频率不符。同时，因为引擎的空转时间很短暂，所以没
有引起共振。
（2）模态振型分析
从图中可以看出，第一、四阶模态是扭振，车身的变形在5.5-14毫米之间。第二阶、第三阶和第六阶
为挠振，其中六阶的挠度最大为9.77毫米。对其进行了振动云图的解析，结果表明，主要的动力元件主要分布在骨架前端。考虑到模型的简化及模拟时的表面效应，实际的变形应该比解析结果要小。
5.2 谐响应分析 5.2.1 谐响应理论基础
谐响应分析是用于确定线性结构在随时间变化的根据正弦（谐波）规则的载荷时的稳态响应，主要优点是，它可以使用更少的运动方程和自由程度，直观，简洁而准确地反映复杂结构系统的动态特性，大大减少了测量、分析和计算的工作量。
5.2.2 谐响应分析结果
谐响应分析的初始条件是车辆静止，发动机工作。将单缸机在车架上的压力设为载荷，分析频率范围设为9-90Hz ，频率间隔为9Hz 。根据模态分析的结果，选取前杆上部进行正弦激励下车体的响应分析。
图6
谐响应分析位置示意图
图7无敌汽车改装网
变形频率响应曲线
在进行谐振响应的分析时， ANSYS Workbench 软件对10个频段进行了采样。并给出了整个车身在加载作用下的应变谱。
从图7可以看出，在54 Hz 的频率下，骨骼的前端部分会发生很大的形变，但是仍
然非常的少。剩余的结点在激发作用下的变形较少。因为它的引擎的最高转速时的频率是87赫兹，所以当引擎工作平稳时，框架不会发生塑性变形。
6 车厢骨架拓扑优化仿真
通过拓扑优化技术，使用者可以在物料空间中确定支撑和加载的位置，并让软件到最好的外形。使用者可以轻松完成构件的减量化、 CAD外形的抽取和优化设计。如果不进行拓扑，组装过程中的每一个零件都会有额外的负重，会导致更多的物料消耗。
将车厢骨架导入至ANSYS的拓扑分析模块之中，在响应约束中设置质量留存率为90%，并开始进行拓扑优化仿真以降低车厢骨架的重量，减轻因惯性带来的影响。拓扑优化之后的结果如图。
图8 优化后的新车厢骨架
由ANSYS可知，新模型在划分网格之后有着93050个单元与183655个节点，因此在精度方面有着初步保证。且网格划分与之前的骨架类似，大部分网格均处于长宽比1.1-10的范围之中。因此静力学仿真结果可用。
在此基础上，验证此车架是否符合工作工况的强度要求。在ANSYS中施加与默认工况下相同的负载。将追加的单缸内燃机的重
力施加于前端上侧金属杆，并且对底部金属
作者简介
（1999.08—），男，汉族，广东惠州人，
研究生（在读）。研究方向：车辆工程与
电子传动。
杆施加固定约束。最后的结果如图9所示。
图9
改造后的骨架工作工况受力图
由图9可知，新骨架受力最大值为
170MPa，低于材料应力许用值235MPa，因
此在工作工况下是可行的。同时，根据车架
[σ]为材
料的许用应力，表示各工况范式等效应
力），分别代入235MPa和170.23MPa，算出
结果n=1.37，符合经济原理，且降低了成本。
7 结语
本论文以一种典型的土样为对象进行了
试验。在此基础上，运用 ANSYS Workbench
建立了火车框架结构的有限元模型，在工作、
刹车、转向四种工况下进行了结构静态稳定
分析。随后，根据结构的振动特性进行了结
构的动态特性研究。在这篇论文中，得到了
以下几个方面的结果：
（1）建立了土壤采集车的简单模型，并
对其进行了验证。
（2）对某一典型运行状态下的土壤收集
汽车进行了静力学分析。
（3）采用模态分析方法，得到了车身结
构的前六阶和振动模式，并对其动态特性进
行了分析。
（4）基于振型分析的基本原理，对谐振
反应进行了研究。通过对计算结果的研究，
得出了在工作状态下，引擎对车体结构节点
的变形效应。
（5）初步进行了拓扑优化，在降低了重
量的前提下，保证了强度和刚度要求，减少
了材料的浪费率，降低了成本。
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