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某貨車車架輕量化設計
摘 要
本文針對汽車公司設計生產的重型車進行車架設計，結合工程理論和實際，從靜態(tài)和模態(tài)兩方面對該重型車車架的力學性能進行了評估，并完成了該車架的結構參數輕量化設計，研究內容包括：
（1）進行車架設計；
（2）采用CATIA和ANSYS軟件建立了該車架基于殼單元的有限元模型， 分別對滿載彎曲和滿載扭轉兩種典型工況下的車架靜強度進行了計算與分析；
（3）開展了該車架的有限元模態(tài)分析，給出了該車架結構的前十階固有頻率和模態(tài)振型；
（4）利用ANSYS的參數化優(yōu)化方法對車架進行了結構優(yōu)化設計，在保證剛度和強度的前提下，達到了輕量化的目的。
本文的研究工作對企業(yè)在重型車的設計檢驗、改造和優(yōu)化等方面具有重
要的參考價值和指導意義。
關鍵詞：車架 輕量化設計 有限元法 Ansys軟件 結構分析 優(yōu)化設計 目 錄
摘 要 I
Abstract II
第 1 章 緒論 1
1.1 本課題研究的目的和意義 1
1.2 國內外研究現狀概述 2
1.3 本文主要研究內容 3
第 2 章 車架設計 5
2.1 設計目標車輛主要參數 5
2.2 車架結構的確定 5
2.3 車架結構形式的設計 6
2.3.1 車架寬度的確定 6
2.3.2 車架縱梁形式的確定 6
2.3.3 車架橫梁形式的確定 6
2.3.4 車架縱梁與橫梁連接型式的確定 7
2.4 車架的受載分析 7
2.4.1 靜載荷 8
2.4.2 對稱的垂直動載荷 8
2.4.3 斜對稱的動載荷 8
2.4.4 其它載荷 8
2.5 彎曲強度計算時的基本假設 9
2.6 軸荷分配 9
2.7 縱梁的彎矩和剪力的計算 10
2.8 車架材料的確定 12
2.9 縱梁截面特性的計算 13
2.10 彎曲應力計算與校核 13
2.11 臨界彎曲應力的計算和校核 13
2.12 橫縱梁尺寸 14
2.12.1 縱梁 14
2.12.2 橫梁 14
2.12.3 連接板 14
2.13 CATIA三維實體建模 14
2.14 本章小結 15
第 3 章 車架的靜強度計算與分析 16
3.1 車架有限元建模 17
3.2 車架基本載荷和工況的確定 17
3.3 各工況下的強度計算 18
3.3.1 滿載彎曲工況 18
3.3.2 滿載扭轉工況 20
3.4 計算結果分析 21
3.5 本章小結 22
第 4 章 車架模態(tài)分析 23
4.1 模態(tài)分析的基本理論 23
4.2 模態(tài)分析計算結果 24
4.3 計算結果分析 28
4.4 本章小結 29
第 5 章 車架輕量化設計 31
5.1 優(yōu)化設計的概念 31
5.2 優(yōu)化設計的數學模型及構成要素 31
5.3 載貨車車架的尺寸優(yōu)化設計 34
5.3.1縱梁 34
5.3.2橫梁 35
5.3.3連接板 36
5.4 優(yōu)化結果的檢驗 36
5.5 本章小結 36
結論 38
致 謝 39
參考文獻 40
- III -
第 1 章 緒論
1.1 本課題研究的目的和意義
汽車問世百余年來，特別是從汽車產品的大批量生產及汽車工業(yè)的大發(fā)展以來，汽車為世界經濟的大發(fā)展、為人類進入現代生活產生了無法估量的巨大影響。今天，在發(fā)達國家，汽車的普及已經達到很高的程度，在美國平均每個家庭擁有各種汽車2、3輛；雖然中國的汽車人均擁有量遠低于發(fā)達國家水平，但是由于中國巨大的市場和國際汽車工業(yè)對中國汽車工業(yè)的影響，中國汽車工業(yè)經過50年的風雨歷程，已形成一個比較完整的工業(yè)體系。
任何問題都有兩面性，汽車工業(yè)的發(fā)展為人們帶入現代生活的同時也帶來了許多問題[1]，例如，一、能源問題，每年汽車的石油消耗量保持在近100億桶，并每年以一定的速度增加，而世界石油資源只能開采幾十年，煤炭資源也只夠開采一百來年，人類面臨著嚴重的能源危機，節(jié)能環(huán)保成為工業(yè)領域不可避免的課題，汽車工業(yè)同樣不可避免。二、環(huán)境問題，汽車每年向大氣排放大約幾億噸的有害氣體，占大氣污染物的60％以上，被認為大氣污染的“頭號殺手”。汽車尾氣中C02、CO、HC是大氣污染的主要有害氣體，特別是C02溫室效應近年來傾向日趨明顯。
汽車作為現代化社會大工業(yè)的產物，在推動人類文明向前躍進并給人類生活帶來了便捷舒適的同時，對大自然生態(tài)環(huán)境的惡化也有著難以推卸的責任。目前世界汽車的保有量超過6億輛，每年新生產的各種汽車約3500萬輛，汽車每年的石油消耗量約占世界每年石油產量的一半以上。隨著人們對環(huán)境保護的日益重視，以緩解石油資源緊缺所帶來的能源危機，節(jié)能環(huán)保技術越來越多為廣大汽車公司所采用，車輛輕量化是降低能量消耗的有效措施之一，資料表明，車重減輕10%，燃油消耗可降低6%-8%[2]。普遍認為客車、貨車的車架骨架質量占整車質量的60%，對于專用車，車架所占的質量比例則更大，因此減小車架質量可為車輛輕量化提供最大的潛力[3]。輕量化還可以減少原材料的消耗，降低車輛的生產成本。
本課題就是在上述背景下提出的，目的在于研究載貨車車架結構使之受力合理，等強度及等壽命設計。對重型車的車架進行以減輕自重為目標的結構優(yōu)化，提出車架的輕量化方案，在保證承載能力的前提下有效降低質量，一定程度上起到節(jié)能的作用。最終達到保證載貨車在性能和功能不受影響或有所提高的情況下，減輕載貨車車架質量。
1.2 國內外研究現狀概述
受到能源和環(huán)境保護的壓力，世界汽車工業(yè)很早就開始了輕量化的研究。雖然應用輕金屬、現代復合材料是現代車輛輕量化研究的熱點之一，但是這些新材料應用在主要承載部件上的成本較高，因此在短時間內很難普及[4]。另一方面，車輛的傳統(tǒng)材料——鋼材，由于其強度高、成本低、工藝成熟，并且是最適于回收循環(huán)利用的材料，因此利用鋼材實現輕量化的可能性備受關注[5]。
1994年,國際鋼鐵協(xié)會成立了由來自全世界18個國家的35個鋼鐵生產企業(yè)組成的ULSAB(Ultra-Light Steel Auto Body)項目組，其目的是在保持性能和不提高成本的同時，有效降低鋼制車身的質量[6]。ULSAB項目于1998年5月完成，其成果是顯著的。ULSAB試制的車身總質量比對比車的平均值降低25%，同時扭轉剛度提高80%，彎曲剛度提高52%，一階模態(tài)頻率提高58%，滿足碰撞安全性要求，同時成本比對比車身造價降低15%[7]。
從1997年5月啟動的ULSAC (Ultra-Light Steel Auto Closures)、ULSAS
(Ultra-Light Steel Auto Suspension)和1999年1月啟動ULSAB_AVC(Advanced
Vehicle Concepts)為ULSAB的后續(xù)項目，也在輕量化研究上取得很大成[8]。
除了以上提到的國際上著名的四個輕量化項目外，全世界范圍內對基于結構優(yōu)化的輕量化技術也進行了大量的研究。韓國漢陽大學J.K.Shin、K.H.Lee、S.I.Song和G.J.Park應用ULSAB的設計理念和組合鋼板的工藝，對轎車前車門內板進行了結構優(yōu)化，成功地使前車門內板的質量減重8.72%，此技術己在韓國一家汽車企業(yè)中得到應用[9]。
通用汽車公司的R.R.MAYER、密西根大學的N.KIKUCHI和R.A.SCOTT應用拓撲優(yōu)化技術以碰撞過程中最大吸收能量為目標對零件進行優(yōu)化設計。此技術已應用到一款轎車的后圍結構上[10]。
瑞典Linkoping University的P.O.Marklund和L.Nilsson從碰撞安全性角度對轎車B柱進行了減重研究。研究以B柱變形過程中的最大速度為約束變量，以B柱各段的厚度為優(yōu)化變量，以質量為優(yōu)化目標，實現在不降低安全性能的條件下減重25%[11]。
美國航天航空局蘭利研究中心的J.Sobieszczanski Sobieski和SGI公司的S.Kodiyalam以及福特汽車公司車輛安全部門的R.Y.Yang共同進行了轎車的BIP(Body In Prime)基于NVH(噪聲、振動、穩(wěn)定性)和碰撞安全性要求下的輕量化研究，實現了在不降低性能的條件下減重15Kg[12]。
從上面的文獻中,可知國外的汽車結構輕量化研究主要可分為四類:
（1）提出先進的設計理念，發(fā)展先進的制造工藝并通過尺寸參數優(yōu)化而得到新的輕量結構；
（2）將拓撲優(yōu)化和形狀優(yōu)化引入到結構輕量化過程中；
（3）利用硬件優(yōu)勢，大量考慮動態(tài)過程(如碰撞、振動過程)中的各種約束，對尺寸參數進行優(yōu)化而得到輕量結構，主要強調安全性；
（4）提出和應用新的現代優(yōu)化算法，并引入到結構輕量化過程中。
國內對基于結構優(yōu)化的車輛輕量化研究開展也很多，在車架的輕量化方面，吉林工業(yè)大學的黃金陵曾經在對影響車架結構強度和剛度的因素進行理論分析的基礎上，運用懲罰函數法得到了汽車車架各梁截面參數的最佳值。河北工學院的馮國勝曾經在有限元分析的基礎上，采用復合形法和罰函數法對汽車車架結構參數進行了實例優(yōu)化計算。此外，國內對轎車和客車的結構輕量化做了大量的研究。
由國內外的研究現狀可以看出，目前國內外對車輛的輕量化都主要集中在車身上，對車架的輕量化研究也集中在對轎車和客車的研究，真正將輕量化應用到重型車和專用車結構方面的還相當少。對于車架占據絕大部分質量的專用車輛來說，減小其車架質量可為車輛輕量化提供最大的潛力挖掘空間。
依據國內外研究現狀，目前對轎車和客車骨架應用有限元法進行靜力分析和模態(tài)分析，并在此基礎上對結構進行分析和改進己是常用的技術手段，但對于一些需求量相對較少，產量不高的重型車和專用車，有限元技術還沒有得到廣泛使用。本文將有限元法引入重型專用車的設計、分析和結構優(yōu)化工作中，既解決企業(yè)設計生產過程中的實際問題，也有較高的應用價值。
1.3 本文主要研究內容
本文的研究對象為載重汽車車架，論文的任務側重于對車架
的結構有限元分析，完成其輕量化設計研究。主要內容包括：
1. 車架設計
參照載重汽車相關參數進行車架設計；
2. 車架有限元建模
先在CATIA中建立其三維幾何模型，在此基礎上利用ANSYS建立其有限元模型及邊界條件；
3. 典型工況下車架靜態(tài)分析
根據實際車架受力情況對車架進行加載,分析各種工況下車架的靜態(tài)強度和剛度,對靜態(tài)性能進行評估；
4. 車架模態(tài)分析
運用ANSYS對車架進行有限元模態(tài)分析，得到車架的前十階固有頻率和固有振型，為改進結構設計提供理論依據。
5. 車架質量的優(yōu)化設計
在滿足強度和剛度的前提下，使其質量盡可能小，并做優(yōu)化后的結構分析，檢驗方案的可行性。
第 2 章 車架設計
2.1 設計目標車輛主要參數
參考車型：載貨汽車
詳細參數：
外形尺寸（長×寬×高）：11980×2470×3350mm
貨箱欄板內尺寸：9500×2294×800 mm
總質量：29400 kg 整備質量：11405 kg
額定載質量：17800 kg 接近角/離去角：32/20
前懸/后懸：1250/2530、3230 mm 軸距：1900+5000+1300mm
最高車速：90 km/h 軸數：4
前輪距：1950 mm 后輪距：1860 mm
彈簧片數：（前/后）9/9/10
2.2 車架結構的確定
車架承受著全車的大部分重量，在汽車行駛時，它承受來自裝配在其上的各部件傳來的力及其相應的力矩的作用。當汽車行駛在崎嶇不平的道路上時，車架在載荷作用下會產生扭轉變形，使安裝在其上的各部件相互位置發(fā)生變化。當車輪受到沖擊時，車架也會相應受到沖擊載荷。因而要求車架具有足夠的強度，合適的剛度，同時盡量減輕重量。
本設計選用邊梁式車架。用于載貨汽車的邊梁式車架，由兩根相互平行但開口朝內、沖壓制成的槽型縱梁及一些沖壓制成的開口槽型橫梁組合而成。通常，縱梁的上表面沿全長不變或局部降低，而兩端的下表面則可以根據應力情況相應地縮小。車架寬度多為全長等寬。
選取的方案的優(yōu)點： 邊梁式車架由兩根縱梁的若干根橫梁組成，該結構便于安裝駕駛室、車廂和其它總成，被廣泛用在載重貨車、特種車和大客車上。
2.3 車架結構形式的設計
2.3.1 車架寬度的確定
車架的寬度是左、右縱梁腹板外側面之間的寬度。車架前部寬度的最小值取決于發(fā)動機的外廓寬度，其最大值受到前輪最大轉角的限制。車架后部寬度的最大值主要是根據車架外側的輪胎和鋼板彈簧片寬等尺寸確定。為了提高汽車的橫向穩(wěn)定性，希望增大車架的寬度。
通常，車架的寬度根據汽車總體布置的參數來確定，整車寬度不得超過2.5m。
本設計方案取車架的寬度為860mm。
2.3.2 車架縱梁形式的確定
車架的縱梁結構，一方面要保證車架的功能，另一方面要滿足整車總體布置的要求，同時形狀應盡量簡單，以簡化其制造工藝。
縱梁的長度一般接近汽車長度，其值約為1.4—1.7倍汽車輪距。
根據本設計的要求，再考慮縱梁截面的特點，本方案設計的縱梁采用上、下翼面是平直等高的槽形鋼。縱梁總長為11500mm。優(yōu)點：其結構簡單，工作可靠，有較好的抗彎強度，便于安裝汽車部件，不僅能降低工人工作強度，而且其造價低廉，有良好的經濟性，將廣泛地用于各種載貨汽車上。
2.3.3 車架橫梁形式的確定
車架橫梁將左、右縱梁連接在一起，構成一個框架，使車架有足夠的抗彎剛度。汽車主要總成通過橫梁來支承。
載貨汽車的橫梁一般有多根橫梁組成，其結構和用途不一樣。
本設計課題是關于重型車車架結構設計，采用開口斷面，大小共11根橫梁，各根橫梁的結構及用途如下：
第一根橫梁斷面形狀為槽型，用來支撐水箱。
第二根橫梁為發(fā)動機托架，為防止其與前軸發(fā)生碰撞幾干涉，故將其安排放在發(fā)動機前端，其形狀就是近似元寶的元寶梁，此種形狀有較好的剛度。
第三根橫梁為駕駛室的安裝梁。用于駕駛室后部的安裝，將其結構做成上拱形。
第四、五、六根橫梁用作傳動軸的支承，其斷面形狀為槽形，為了保證傳動軸有足夠的跳動空間和安裝空間。
第七、九根橫梁分別在后鋼板彈簧前、后支架附近，它們所受到的力或轉矩都很大。它們的斷面形狀也是采用槽形。
第十根橫梁不僅要承受各種力和力矩的作用，還要作為安裝備胎的的安置機構。它的斷面形狀為槽型。
第十一根橫梁為后橫梁，其將左、右縱梁連接在一起，構成一個框架，使車架有足夠的抗彎剛度。其斷面形狀為槽形。
2.3.4 車架縱梁與橫梁連接型式的確定
縱梁和橫梁的連接方式對車架的受力有很大的影響。大致可分有以下幾種：
（1）橫梁和縱梁的腹板相連接；
（2）橫梁同時和縱梁的腹板及任一翼緣（上或下）相連接；
（3）橫梁同時和上、下翼緣相連接。
橫梁和縱梁的固定方法可分為鉚接、焊接和螺栓連接等方式。
本設計方案中，橫梁與縱梁的連接形式大體都使用螺栓連接。
總之，車架結構的設計要充分考慮到整車布置對車架的要求及企業(yè)的工藝制造能力，合理選擇縱梁截面高度、橫梁的結構形式、橫梁與縱梁的聯(lián)接方式，使車架結構滿足汽車使用要求。以達到較好的經濟效益和社會效益。
2.4 車架的受載分析
汽車的使用條件復雜，其受力情況十分復雜，因此車架上的載荷變化也很大，其承受的載荷大致可分為下面幾類：
2.4.1 靜載荷
車架所承受的靜載荷是指汽車靜止時，懸架彈簧以上部分的載荷。即為車架質量、車身質量、安裝在車架的各總成與附屬件的質量以及有效載荷（客車或貨物的總質量）的總和。
2.4.2 對稱的垂直動載荷
這種載荷是當汽車在平坦的道路上以較高車速行駛時產生的。其大小與垂直振動加速度有關，與作用在車架上的靜載荷及其分布有關，路面的作用力使車架承受對稱的垂直動載荷。這種動載使車架產生彎曲變形。
2.4.3 斜對稱的動載荷
這種載荷是當汽車在崎嶇不平的道路上行駛時產生的。此時汽車的前后幾個車輪可能不在同一平面上，從而使車架連同車身一同歪斜，其大小與道路不平的程度以及車身、車架和懸架的剛度有關。這種動載荷會使車架產生扭轉變形。
2.4.4 其它載荷
汽車轉彎行駛時，離心力將使車架受到側向力的作用；汽車加速或制動時，慣性力會導致車架前后部載荷的重新分配；當一個前輪正面撞在路面凸包上時，將使車架產生水平方向的剪力變形；安裝在車架上的各總成（如發(fā)動機、轉向搖臂及減振器等）工作時所產生的力；由于載荷作用線不通過縱梁截面的彎曲中心（如油箱、備胎和懸架等）而使縱梁產生附加的局部轉矩。
綜上所述，汽車車架實際上是受到一定空間力系的作用，而車架縱梁與橫梁的截面形狀和連接點又是多種多樣，更導致車架受載情況復雜化。
2.5 彎曲強度計算時的基本假設
為了便于彎曲強度的計算，對車架進行以下基本假設：
1、因為車架結構是左右的對稱的，左右縱梁的受力相差不大，故認為縱梁是支承在汽車前后軸的簡支梁。
2、空車時的簧載質量（包括車架自身的質量在內）均勻分布在左右二縱梁的全長上。其值可根據汽車底盤結構的統(tǒng)計數據大致估計，一般對于輕型和中型載貨汽車來說，簧載質量約為汽車自身質量的2/3。
3、汽車的有效載荷均勻分布在車廂全長上。
4、所有作用力均通過截面的彎曲中心。
2.6 軸荷分配
由上述假設，簡化后車架結構如圖2-1所示。
圖2-1 車架結構簡化圖
（2-1）
式中 F1——汽車受滿載靜載荷時，前一軸地面反力（kN）；
F2——汽車受滿載靜載荷時，前二軸地面反力（kN）；
F3——汽車受滿載靜載荷時，后一軸地面反力（kN）；
F4——汽車受滿載靜載荷時，后二軸地面反力（kN）；
La——前一二軸軸距，1.9 m；
Lb——前二后一軸軸距，1.9 m；
Lc——后一二軸軸距，1.9 m；
Ld——質心位置距前一軸距離，1.9 m；
mg——汽車滿載時所受靜載荷（kN）；
將數據代入公式（2-1）可得：F1為58.8 kN，F2為88.2 kN，F3為58.8 kN，F4為88.2 kN。
2.7 縱梁的彎矩和剪力的計算
將縱梁簡化為一個三跨連續(xù)梁，如圖2-2所示。
圖2-2 縱梁受力簡化圖
對連續(xù)梁的每一個中間支座都可以列出一個三彎矩方程，如公式2-2。
（2-2）
式中 Mn-1、Mn、Mn+1——各支座上梁截面的彎矩（kN·m）；
ln-1、ln、ln+1——連續(xù)梁各跨距離（m）；
ωn-1、ωn、ωn+1——各簡支梁在載荷作用下的彎矩圖面積（kN·m2）；
an-1、an、an+1——各簡支梁在載荷作用下的彎矩圖面積的形心的
位置（m）。
基本靜定系的每個跨度皆為簡支梁，這些簡支梁在載荷作用下的彎矩圖如圖2-3所示。
圖2-3 簡支梁彎矩圖
梁在左端有外伸部分支座0上梁截面的彎矩M0為-4 kN·m。
將數據代入公式2-2可得：支座1上梁截面的彎矩M1為-9.9 kN·m，支座2上梁截面的彎矩M2為-9.8 kN·m。
求得M1和M2以后，連續(xù)梁三個跨度的受力情況如圖2-4所示。
圖2-4 受力情況圖
可以把它們看作是三個靜定梁，而且載荷和端截面上的彎矩都是已知的。將每一跨的剪力圖和彎矩圖連接起來就是連續(xù)梁的剪力圖和彎矩圖，如圖2-5和圖2-6所示。
圖2-5 剪力圖
圖2-6 彎矩圖
因此，汽車受到的最大彎矩Mdmax為81.6 kN·m，最大剪力Qdmax為83.96kN.
2.8 車架材料的確定
車架材料應具有足夠高的屈服極限和疲勞極限，低的應力集中敏感性，良好的冷沖壓性能和焊接性能。低碳和中碳低合金鋼能滿足這些要求。車架材料與所選定的制造工藝密切相關。拉伸尺寸較大或形狀復雜的沖壓件需采用沖壓性能好的低碳鋼或低碳合金鋼08、09MnL、09MnREL等鋼板制造；拉伸尺寸不大、形狀又不復雜的沖壓件采用強度稍高的20、25、16Mn、09SiVL、10TiL等鋼板制造。強度更高的鋼板在冷沖壓時易開裂且沖壓回彈較大，故不宜采用。
這次設計，采用Q345（16 Mn）鋼板制造車架。
2.9 縱梁截面特性的計算
車架縱梁和橫梁截面系數W按材料力學的方法計算。
對于槽形斷面，斷面系數W為
（2-3）
式中 t——縱梁厚度，取20mm；
b——縱梁寬度，取90mm；
h——縱梁高度，取300mm；
由公式2-3可得：W=0.01512 m3
2.10 彎曲應力計算與校核
縱梁斷面的最大彎曲應力為：
（2-4）
則最大應力為：=249Mpa
按照公式（2-4）求得的彎曲應力應不大于材料的許用應力[]。許用應力可以按照公式（3-5）計算：
(2-5)
式中 s——材料的疲勞極限，對于Q345材料，δs=345MPa；
n——安全系數，一般取安全系數n=1.15—1.40。
則許用應力為：[]=345/1.15=304.35MPa
所以=249Mpa小于[]的范圍內
上述計算符合應力要求[]，
最終確定縱梁槽形斷面的尺寸為：
t=20mm
b=90mm
h=300mm
2.11 臨界彎曲應力的計算和校核
當縱梁受彎變形時，上下翼緣分別受到壓縮和拉伸的作用，可能會造成翼緣的破裂。因此應按薄板理論進行校核。對于槽型截面縱梁來說，其臨界彎曲應力c為：
(2-6)
式中 E——材料的彈性模量，E=206GPa；
u——泊松比。對于Q345，u=0.3。
由公式（2-6）可得：b≤16t ，取b=90mm，t=20mm，則有90≤320。
因此，車架滿足臨界彎曲應力的要求。
2.12 橫縱梁尺寸
2.12.1 縱梁
斷面形式 ：等斷面 ；
長度形式 ：直線式；
料厚：20mm；
縱梁長度：11500mm。
2.12.2 橫梁
斷面形式 ：等斷面；
厚度 ：12mm；
形狀 ：槽形式橫梁、拱形式橫梁等。
2.12.3 連接板
厚度 ：12mm。
連接板用于連接橫梁和縱梁，增強縱梁的強度。以壓彎件為主，材料主要為高強度鋼板。對材料的成形性能要求不高，但要求材料的壓彎回彈小。
2.13 CATIA三維實體建模
由上述設計建立車架三維實體模型如圖2-1所示。
圖2-1 車架三維實體模型圖
2.14 本章小結
汽車性能的優(yōu)劣不僅取決于組成汽車的各部件的性能，而且在很大程度上取決于各部件的協(xié)調和配合，取決于車架的布置。從技術先進性、生產合理性和使用要求出發(fā)，正確選擇性能指標、質量和主要尺寸參數，提出車架總體設計方案，為各部件設計提供整車參數和設計要求，保證汽車主要性能指標實現，使零部件通過合理的車架布局更好的結合在一起，使整車的性能、可靠性達到設計要求。
第 3 章 車架的靜強度計算與分析
汽車車架不僅要承受發(fā)動機、底盤和牽引貨物的重量，而且還要承受汽車行使過程中所產生的各種力和力矩的作用。汽車在行使過程中，要行使和經過各種路面工況，如：一個車輪跳過臺階上或一個車輪駛過路面上的坑洞等，同時還會因為要躲避行人或障礙物等緊急狀況而要進行緊急制動和緊急轉彎。在上述各種行駛工況下，都會產生新的附加載荷并作用于車架上，因此車架就必須要有足夠的強度和剛度來承受作用于其上的各種載荷。若車架的強度和剛度達不到要求則會造成車架開裂等各種損壞現象的發(fā)生，輕則影響汽車的正常行使，重則造成嚴重的交通事故，因此車架的強度和剛度不僅關系到車輛能否正常行使，同時還關系到整車的安全性好壞。對車架進行強度、剛度的分析同時也是對車架進行優(yōu)化設計和結構改進的基礎。
車架結構靜態(tài)分析用于計算由那些不包括慣性和阻尼效應的載荷作用于結構或部件上引起的相對位移，應力和應變。固定不變的載荷和響應是一種假定，即假定載荷和結構的響應隨時問的變化非常緩慢。靜力分析所旌加的載荷包括外部施加的作用力和壓力、穩(wěn)態(tài)的慣性力(如重力和離心力)、相對位移等。通過車架強度和剛度的有限元靜態(tài)分析，可以找到車架在各種工況下各零部件變形和材料應力的最大值以及分布情況[13]。以此為依據，通過改變結構的形狀尺寸或者改變材料的特性來調整質量和剛度分布，使車架各部位的變形和受力情況盡量均衡。同時可以在保證結構強度和剛度滿足使用要求的前提下，最大限度地降低材料用量，使整車的自重減輕，從而節(jié)省材料和降低油耗，提高整車性能。
3.1 車架有限元建模
建立有限元模型是有限元分析的基礎，它的準確性是影響分析結果最重要的因素之一。本次設計采用參數化建模的方法建立車架的有限元模型，在 CATIA中采用創(chuàng)成式曲面設計得到原結構沒有厚度的片體模型，導入 ANSYS 后進行填充處理，賦予厚度，得到板殼模型，最后得到基于殼單元的有限元模型，為后面的車架靜態(tài)和動態(tài)分析做好準備。
車架的片體模型如圖3-1所示。
圖3-1 車架片體模型圖
3.2 車架基本載荷和工況的確定
汽車在試制出樣車之后必須進行實車實驗，汽車定型試驗規(guī)程規(guī)定[14]：樣車必須以一定車速在各種道路上行使一定里程。行駛時會出現勻速直線行駛(車架彎曲)，一輪懸空(車架扭轉) ，緊急制動和急速轉彎四種工況。在本章的研究中，就針對車架彎曲和車架扭轉兩種工況，分別對車架有限元模型施加相應的自由度約束并對車架施加各種載荷，再在有限元軟件ANSYS中對車架在彈性范圍內進行各工況下的應力和應變進行計算，以進行車架的強度和剛度較核，并為廠家提供車架改進的依據。
整個車架采用Q345鋼材，材料性能參數如表3-1所示。
表 3-1 車架材料特性
彈性模量(GPa)
泊松比
密度(kg/m2)
屈服極限(MPa)
206
0.3
345
3.3 各工況下的強度計算
3.3.1 滿載彎曲工況
垂直彎曲工況對應于勻速直線行駛，是載貨車最經常使用的基本工況。該工況下車速較高，動載荷最大。路面的反作用力使車架承受對稱的垂直載荷，它使車架產生彎曲變形，其大小取決于作用在車架各處的靜載荷和垂直加速度，必須保證有足夠的強度。垂直彎曲工況計算主要是對載貨車滿載狀態(tài)下，四輪著地時的結構強度和剛度進行校核，主要模擬載貨車在良好路面下勻速直線行駛時的應力分布和變形情況[15]。研究滿載情況下車架的抗彎強度，車架質量和載荷乘以動載系數(本文動載系數取2.5)，方向豎直向下，以模擬載貨車在平坦路面上以較高速度行駛時產生的對稱垂直動載荷。
（1）載荷與邊界條件
車架的載荷包括車架自重、發(fā)動機和變速箱重量、駕駛室重量、乘員重量、車廂重量、汽車載重量以及其它附件重量。根據車載質量的空間布置情況將它們換算成加在其布置位置的粱的節(jié)點上。為消除車架的剛性位移，需要對骨架與懸架的裝配位置的節(jié)點進行約束。邊界條件為：約束懸架與車架連接節(jié)點除Y方向的全部自由度。
車架上各主要總成質量、質心及作用在車架上的位置的坐標如表3-2所示。
表3-2 車架載荷分布
總成
質量（kg）
各總成質心在車架坐標系中的位置
X（mm）
Y（mm）
Z（mm)
動力總成
890
430
-20
1650
駕駛室總成
710
430
280
1150
蓄電池
22
860
150
5300
備胎
120
430
20
10777
油箱
60
0
150
6000
貨箱及貨物
17800
860
300
7252
車架上各載荷的方向均為Y軸負方向。
計算結果如圖3-2和圖3-3所示。
圖3-3 彎曲工況應力圖
圖3-3 彎曲工況變形圖
遠大于前端承受的駕駛室等重量，因而在彎曲工況下車架尾部發(fā)生翹曲，遠小于汽車定型試驗規(guī)程中所規(guī)定的最大變形參考值．說明車架具有較好的抗變形的能力。左右兩根縱粱相同位置的變形量相等說明車架具有好的載荷配比。
3.3.2 滿載扭轉工況
扭轉工況計算主要考慮一個車輪懸空而另一車輪抬高時旄加在車橋上的扭矩之作用，這是最嚴重的扭轉工況。實踐表明：車架遭受最劇烈的扭轉工況，一般都是在載貨車低速通過崎嶇不平路面時發(fā)生的。此種扭轉工況下的動載，在時間上變化得很緩慢，所以慣性載荷很小，車架的扭轉特性可阻近似地看作是靜態(tài)的。因此，利用靜扭轉試驗可以反映出車架的實際強度。
（1）載荷與邊界條件
扭轉工況下載荷的處理方式與垂直彎曲工況相同。邊界條件為：約束左前輪裝配位置處節(jié)點的三個平動自由度UX、UY、UZ，釋放三個轉動自由度ROTX、ROTY、ROTZ：釋放右前輪裝配位置處節(jié)點的所有自由度：約束后輪裝配位置處4個節(jié)點的三個平動自由度UX、UY、UZ，釋放其它自由度。
如圖3-4和3-5所示。
（2）計算結果分析
計算結果得出車架結構等效應力最大值為233MPa，位于第四橫梁與縱梁的連接處，原因是橫梁與縱梁剛性相連，當車架發(fā)生較大扭轉變形時，此處較高的抗扭副度阻礙扭轉變形沿縱梁傳遞，從而造成連接處應力大幅度增加，產生應力集中，而車架的其余部分應力大都在40MPa左右。
圖3-5為車架在扭轉工況下的變形分布。車架的最大位移發(fā)生在車架右縱梁最前端，最大變形量為11mm，車架的變形量較大。同時由于右前輪被抬起，右縱粱的變形明顯大于左縱粱的變形。右縱粱前端的變形量最大，向后逐漸減小，到后軸處最小。
3.4 計算結果分析
通過對車架有限元模型進行靜力學計算，由計算結果知四種工況最大應力均小于345MPa(Q345 鋼的屈服極限)，由此可見車架結構滿足強度要求。除個別應力集中點外，其它各點的安全系數在5.0 以上。
根據文獻[16]載貨車車架的最大豎向位移應小于10mm，而彎扭聯(lián)合工況
圖3-4 扭轉工況應力圖
圖3-5 扭轉工況變形圖
下車架最大豎向位移的許可值一般為30mm，由計算結果知該車架的剛度也遠遠滿足要求，存在進一步優(yōu)化的空間。
3.5 本章小結
本章主要討論了在載貨車實際運行中經常出現的兩種典型工況，即垂直彎曲工況，扭轉工況下，利用車架有限元模型，研究相應載荷及邊界約束條件的施加方法，分析計算車架結構的變形和應力分布情況，給出強度和剛度分析評價結果。從計算結果可以看出，各工況下，該車架的強度和剛度都滿足使用要求。除個別處應力較大外，車架各部分的應力值都較低，強度余量大，輕量化的潛力很大，為后期結構優(yōu)化提供了方便。
第 4 章 車架模態(tài)分析
隨著振動理論及相關學科的發(fā)展，人們早已改變了僅僅依靠靜強度理論進行結構設計的觀念。現實中許多結構是在外部激勵或自身動力作用下處于運動狀態(tài)的，從而表現出了振動特性。因此，這些機械的設計、評估中自然必須考慮其動態(tài)特性。隨著現代工業(yè)的發(fā)展，許多產品朝著更快、更輕和更安全可靠的方向發(fā)展，因此對動態(tài)特性的要求越來越高。
車架作為整個汽車的基體，一方面既要支承車身等基礎構件，另一方面還通過懸架裝置坐落在車輪上，通過車輪來接受不同道路系統(tǒng)的各種激勵。當汽車在崎嶇不平的道路上行駛時，隨著車速和路況行駛條件的變化，車架主要承受對稱的垂直動載荷和非對稱的動載荷。若所受動載荷的頻率與某些結構的固有頻率接近時，結構將產生強烈的振動，從而引起很大的動應力，造成早期疲勞破壞或產生不允許的變形。為了在汽車使用中避免共振、降低噪聲、確保安全可靠，需要知道結構振動的固有頻率及其相應的振型、當一側車輪遇到障礙時，還可能使整個車架扭曲。車架的變形會加劇汽車各個部件的振動，加速這些汽車構件的損壞，增加環(huán)境噪聲，加快駕駛員的疲勞，縮短其有效工作時間，影響行車的安全。因此，對車架由于道路不平度引起的動力響應進行深入的研究，有利于為降低車輛的振動，為改善汽車的行駛安全性提供參考[17]。
4.1 模態(tài)分析的基本理論
振動結構的系統(tǒng)模型經常分為三種：物理參數模型，即以質量、剛度、阻尼為特征參數的數學模型，這三個參數可完全確定一個振動系統(tǒng)；模態(tài)參數模型，以模態(tài)頻率、模態(tài)矢量和衰減系數為特征的數學模型和以模態(tài)質量 模態(tài)剛度、模態(tài)阻尼、模態(tài)矢量組成的另一種模態(tài)參數模型，這兩種參數模型都可以描述一個振動系統(tǒng)；非參數模型，即頻響函數或傳遞函數、脈沖響應函數，它們是兩種反應振動系統(tǒng)特性的非參數模型。一般地，以振動理論為基礎，以模態(tài)參數為目標函數的分析方法就稱為模態(tài)分析。
根據研究模態(tài)分析的手段和方法不同，模態(tài)分析分為理論模態(tài)分析和實驗模態(tài)分析。理論模態(tài)分析或稱模態(tài)分析的理論過程，是指以線形振動理論為基礎，研究激勵、系統(tǒng)、響應的關系；實驗模態(tài)分析(EMA)又稱為模態(tài)分析的實驗過程，是理論模態(tài)分析的逆過程，實驗模態(tài)分析是綜合運用線性振動理論動態(tài)測試技術、數字信號處理和參數識別等手段、進行系統(tǒng)識別的過程。
計算模態(tài)分析實際上是一種理論建模過程，主要是運用有限元法對振動結構進行離散，建立系統(tǒng)特征值問題的數學模型，用各種近似方法求解系統(tǒng)特征值和特征向量。由于阻尼難以準確處理,因此通常均不考慮小阻尼系統(tǒng)的阻尼解得的特征值和特征向量即為系統(tǒng)的固有頻率和固有振型矢量。
4.2 模態(tài)分析計算結果
在進行該車架結構振動特性分析時，模態(tài)分析的有限元模型是建立在靜態(tài)有限元模型基礎上的。 在對車架結構進行模態(tài)分析時，由于求解的是車架結構的固有特性、固有頻率和固有振型，與所受外力無關，故可忽略外部載荷的作用。就車架結構動態(tài)特性而言，如果車架有限元模態(tài)分析采用實際邊界條件支撐，當然能更精確的反映出車架在工作時的動態(tài)性能，但實際邊界條件極其復雜，例如懸架的非線性，而且添加剛度較大的實際邊界會在有限元分析中造成剛度矩陣的病態(tài)，影響計算的精度。因此實際支撐條件下的有限元分析很難實施。而且從理論上講，自由邊界條件下計算得到的模態(tài)參數可以通過數學建模的方法計算得到任意邊界約束條件下的特性；反之，在指定邊界條件下取得的計算結果則不能轉化為其它邊界約束條件下的動態(tài)特性[6]。基于以上幾方面原因，本文在車架有限元模態(tài)分析中采用自由邊界支撐即用剛度較小的彈性邊界約束住車架結構的剛體位移。
計算頻段的選擇應考慮到車架在實際運行條件下可能的激振頻率范圍[18]。通常認為，遠離振源頻帶的模態(tài)對結構的實際振動影響貢獻量較小，通俗的說法就是低頻激勵激不出高頻模態(tài)。事實上，高頻模態(tài)的貢獻大小，除與激振頻率有關，還與激振力的分布狀態(tài)有關。因此，計算頻段應略高于激勵力的頻段。此外，如果車架的模態(tài)計算結果還將用來與其它多個部件進行綜合分析以求取整體結構的模態(tài)時，為了使整體模態(tài)具有更高的精確度，車架模態(tài)計算的頻段也應適當放寬，以求得較多的模態(tài)。若車架模態(tài)數過少，而與各部件之間的連接點又較多時，很可能使整體綜合分析不能進行?？紤]到實際的運行速度與路面條件以及車架與其他部件進行綜合分析的需要，選取0~100Hz作為其計算頻段。
經過計算得到車架的前10階固有頻率和振型，具體振型如圖4.1~4.10所示頻率值如表4.2所示。
表4-1 車架模態(tài)分析結果
階次
固有頻率（Hz）
1
40.702
2
48.023
3
54.097
4
55.836
5
56.052
6
60.292
7
64.863
8
80.552
9
80.849
10
82.315
圖4-1 第1階模態(tài)振型
圖4-2 第2階模態(tài)振型
圖4-3 第3階模態(tài)振型
圖4-4 第4階模態(tài)振型
圖4-5 第5階模態(tài)振型
圖4-6 第6階模態(tài)振型
圖4-7 第7階模態(tài)振型
圖4.-8 第8階模態(tài)振型
圖4-9 第9階模態(tài)振型
圖4-10 第10階模態(tài)振型
由圖4-1至圖4-10可以看出，該車架固有振型可分為兩類：一類是車架的整體振動，另一類是以車架一個或幾個部分振動為主的局部振動。這幾階振型中，第1階為一階扭轉振型，第5 、8階為彎曲振型，第9階為彎曲扭轉振型，第2、4、6、7、10 階振型出現了局部振動，其中，第5階在車架后端處發(fā)生局部彎曲，第7階在車架的發(fā)動機托架附近的縱梁處發(fā)生局部扭轉，第10階在車架的前部發(fā)生局部扭轉。
4.3 計算結果分析
汽車在行駛時受到的外部激振源主要有兩種：一種是由于路面不平度所造成的車輪不平衡激振；另一種是發(fā)動機運轉時，工作沖程燃燒爆發(fā)壓力和活塞往復慣性力引起的簡諧激勵，它的特點是頻率范圍很寬。根據文獻[19]，應用模態(tài)分析方法對該車結構進行評價的具體原則如下：
（1）該車低階頻率即一階扭轉和彎曲頻率的響應應高于懸架結構的固有頻率，而又低于發(fā)動機怠速運轉頻率，以避免發(fā)生整體共振現象；
（2）該車的彈性模態(tài)頻率應盡量避開發(fā)動機經常工作的頻率范圍；
（3）該車振型應盡量光滑，避免有突變。
根據以上原則可以看出，查明該車在使用環(huán)境中所受激振力的實際激勵頻率，對整車結構動態(tài)性能的評價是非常重要的。本車在使用環(huán)境中的實際激勵頻率分析如下：
（1）由于路面不平，汽車運動所引起的激勵多屬于20Hz以下的垂直振動；
（2）發(fā)動機的怠速頻率。牽引車使用的是C260 20型6缸柴油機，發(fā)
動機的怠速激振頻率取決于發(fā)動機的怠速轉速及氣缸數目，其計算公式為：
式中 N——發(fā)動機怠速轉速，對于六缸發(fā)動機其怠速轉速通常為600r/min；
M——發(fā)動機氣缸數目的一半，對該發(fā)動機而言M=3；
故該型發(fā)動機的怠速激勵頻率為30Hz；在常用車速50km/h ~80km/h 時，相應的發(fā)動機爆發(fā)頻率為1~90Hz；
（3）非簧載質量的固有頗率一般為6~15Hz；
由計算結果知，該車的第1階振型為一階扭轉，固有頻率為15.236Hz，第2階振型為一階彎曲，固有頻率為20.061Hz 基本可以避開路面對汽車的激勵頻率范圍，且高于非簧載質量的固有頻率，低于發(fā)動機的怠速頻率。第6階振型在第一個后支座至車架前端處出現局部扭轉，扭點位于牽引座后端的橫梁，而第8階振型也是在該處出現局部彎曲，說明該處極易發(fā)生疲勞損傷，同樣，第7階振型在車架的尾部出現局部扭轉，第10階振型在該處出現局部彎曲，說明車架的尾部也是疲勞損傷的易發(fā)處。
計算結果表明該車架的結構設計基本可以避開使用環(huán)境中所受激振力的實際激勵頻率，避免了整車振動現象的發(fā)生，車架的中部和尾部的剛度較薄弱易發(fā)生疲勞損傷。
4.4 本章小結
基于模態(tài)分析的基本理論和方法，選用了ANSYS對車架進行了有限元模態(tài)分析，得到了車架的前十階固有頻率和固有振型，為改進結構設計提供了理論依據，并為深入研究振動、疲勞和噪聲等問題打下了基礎。
第 5 章 車架輕量化設計
在汽車設計輕量化要求越來越高的今天，運用優(yōu)化設計手段提高產品的競爭力已經提上日程。汽車車架結構是汽車上的一個重要部件，設計出重量輕而各方面性能達到要求的車架結構是一項重要的工作。傳統(tǒng)的車架結構設計采用的是類比的思想進行經驗設計，這種方法只能得到近似解，而且精度低。從第三章車架結構靜力分析結果知道，車架上除了個別零件的應力水平較高外，大部分構件的應力水平低，強度富余大。因此，有必要對車架結構進行優(yōu)化以降低車架的重量，減小汽車的制造成本，提高市場競爭力。
5.1 優(yōu)化設計的概念
優(yōu)化設計是一種尋找確定最優(yōu)設計方案的技術，最優(yōu)設計指一種方案可以滿足所有設計要求，而且所需支出(如重量、面積、體積、應力及費用等)最小，最優(yōu)設計方案即最有效率的方案。優(yōu)化設計是現代設計方法的主要內容，也是計算機輔助設計的核心部分。機械優(yōu)化設計是以數字規(guī)劃論為基礎，運用計算機尋求機械設計最優(yōu)參數的現代設計方法。采用這種方法可以使設計方案按預定目標達到完善的地步，并帶來顯著的經濟技術效益。近幾十年來機械優(yōu)化設計研究的發(fā)展表明，優(yōu)化設計己愈來愈多地應用于產品設計中，如零部件的優(yōu)化設計、結構的優(yōu)化設計、工藝裝備基本參數的優(yōu)化設計等，而且取得了顯著的經濟效果。
汽車工業(yè)隨著國民經濟發(fā)展和交通運輸體系的全面建立得到了飛速的發(fā)展。汽車產品開發(fā)和科學管理都采用了現代的計算機輔助設計，而優(yōu)化設計又是其靈魂和核心。汽車優(yōu)化設計已應用于諸多領域的很多環(huán)節(jié)，如汽車整車動力傳動系統(tǒng)優(yōu)化和匹配，汽車的發(fā)動機、底盤、車身等各主要總成的優(yōu)化設計、機械加工的優(yōu)化設計、汽車車身CAD／CAE／CAM一體優(yōu)化等，使汽車產品的性能和水平得到提高，生產的科學管理得到加強。
5.2 優(yōu)化設計的數學模型及構成要素
一個優(yōu)化問題必須要有一個數學模型加以描述，這種描述必須能夠把該問題的基本目標及其所受的各種限制和約束列舉清楚，表示明確，在各種設計變量和各種參數之間必須保持應有的、嚴格的邏輯結構和協(xié)調關系，否則是無法通過計算，特別是電子計算機的運算而得出正確結果的。包含著各種不合理的關系，不準確的表達和含糊不清、不明確的關系式，以及不切實際的要求和限制，都絕對得不到準確的結果。計算機在一定程度上可以說是檢驗優(yōu)化數學模型是否是符合科學邏輯的“試金石”，是絕對欺騙不了的，只能夠不折不扣的按照數學的邏輯工作和運算。對數學模型的要求極其嚴格，不允許有錯誤，否則會影響計算的結果。
數學模型同時也是從工程實際問題中提煉出來的。把實際的工程問題加以科學的概括，推敲和分析，提煉出能夠表達問題本質和根本關系的參數及其各種關系和條件，沒有理論上和實踐上的深刻探討是絕對不可能的。一個工程中的難題，一個真實科學的符合實際的有價值的設計，都是在徹底弄清各種參數之間的關系后，推導和建立他的數學模型的時候才算真正解決。在掌握了優(yōu)化計算的基本原理和方法后，要在有一定工程實踐經驗的基礎上，努力解決數學模型這個基本問題上。
一個優(yōu)化問題的數學模型有三個要素構成：設計變量、目標函數、約束條件。優(yōu)化設計的描述是：給定系統(tǒng)描述和目標函數，選取一組設計變量及其范圍，求設計變量的值，使得目標函數最小(或者最大)。
（1）設計變量
在正確的設計思想指導下，用計算機定量地求出一組可變化的參數，在滿足各種要求的條件下，使預定追求的目標達到最優(yōu)或者最佳值。我們把如上這樣一種命題稱為優(yōu)化問題或優(yōu)化設計。在優(yōu)化設計中不斷變化的一組參數，叫做設計變量。一組設計變量，即在設計空間中的一個向量，都代表著一個設計方案或簡稱一個設計。在數學上變量應該是連續(xù)變化的，但在工程設計中某些作為設計變量的參數是不能像數學邏輯上要求的那樣連續(xù)變化，而只能是離散地變化，比如齒輪的齒數z，只能是整數，還只能是正數：齒輪的模數只能是正數而且也只能在所規(guī)定的標準范圍內選取和改變，小數點及其后更多的位數也都不需要使用，因而是不必要的。有兩類參數：一種是在設計中確定不變的，比如彈性模量E，剪切模量G，泊松系數u等等：另一種是在設計中可以獨立改變數值大小的，包括尺寸位置參數中的長度、坐標、截面積，運動特性參數中的位移、軌跡、速度，物理性能參數中的體積、重量、外力、溫度以及經濟指標參數中的費用、成本、利潤等。設計變量越多，問題則越復雜，求解的難度也越大，但是優(yōu)化的效果可能更好更明顯。設計變量的多少也決定優(yōu)化問題的規(guī)模：變量數為2—10為小型問題；10—50為中型問題；50—200為大型問題。
對于設計變量的確定要加以嚴格認真的分析。設計的變量數目越多，設計向量及設計空間的維數也就越多，目標函數的元數也越多，可能的設計方案也就越多，因而可變可選擇的余地也就越大，求解運算的復雜程度也越高，計算量也隨之相應增大。因而應當慎重地認真地加以研究和推敲，盡量減少設計變量的總數，把那些變化不大的影響較小的變量作為給定條件或轉化為約束條件予以必要的限制和保證。但是，對于設計方案有重大影響，關系到系統(tǒng)和過程全局的參數，則無論多少均應以恰當的方式和關系列入函數的表達式，以便真實地反應事物和系統(tǒng)的本質和特點。
（2）目標函數
在確定的設計思想指導下，由設計變量表達的，用來評價所追求指標的函數，稱為目標函數。目標函數是根據設計的要求，按著設計準則建立起來的，這些準則可以是：距離、速度、位移、體積、受力、重量、效率、能耗、成本等等。在優(yōu)化設計發(fā)展的初期，多以投資費用和利潤作為目標函數，所以目標函數也稱為評價函數。一般設計變量和己定參數的的非線性多元函數，求解時都采用求極小值的問題。在幾個可行設計中，如果有一些設計比另一些“好”，那么他就必定具有更多一些的某種特性，我們設法把這種使其更優(yōu)越于其他設計方案的特性表示為設計變量的一個可以計算的函數，再去優(yōu)化這個函數，將得到最好的設計。這個使設計得以優(yōu)化的函數為目標函數。選擇和確定目標函數是優(yōu)化設計中最重要決策之一。如果存在一種對設計的特定要求而又難以滿足，也可以構成比較明顯的目標函數，可以針對于此進行優(yōu)化。但在構造目標函數時，不能夠混淆概念，比如在靜態(tài)結構中，滿應力設計不一定重量輕：最輕重量的設計不一定花費最?。涸跈C構設計中，最佳傳遞角設計不一定受力最好：用突跳(位移對時間的三階導數)使加速度最小，反而會導致更大的動態(tài)響應等等。在探索和解決實際工程問題時，應盡量把要解決的目標集中，盡量不要同時設定幾個目標去同時處理。這是優(yōu)化獲得成功與否的重要戰(zhàn)略，必須慎重考慮。
（3）約束條件
在優(yōu)化設計過程中，設計變量不斷改變其取值，以其達到目標函數的最小值，但設計變量的改變和取值要受到一系列的限制和約束，如零件設計中的強度、剛度、失穩(wěn)條件等都要滿足，以及運動學參數中的連桿構成條件，運動條件，傳動角條件等。此外，設計變量在該設計中的取值范圍，上下邊界也都必須有一定限制。問題本身對于設計變量的一些限制條件，構成對設計變量的約束條件。按照物理特點及其作用，可將約束條件分為兩種：邊界約束即區(qū)域約束：性能約束，在機械設計中性能約束多表現為強度、穩(wěn)定性、震動：對機構設計則表現為存在運動，運動條件，運動參數間的關系。在解決實際工程問題時，對于約束條件的研究是極為重要的。必要的約束條件是要嚴格遵守的，否則不能得出正確的設計方案來。但不必要的過嚴的約束，使得尋找可行點非常困難，往往在設計變量較多時，在眾多的設計約束條件下尋找優(yōu)化解困難是很大的，計算機要消耗很多的機時，甚至很長的運算時間，都得不到理想的結果。
5.3 載貨車車架的尺寸優(yōu)化設計
以有限元法為基礎的結構優(yōu)化設計包括：拓撲優(yōu)化、形貌優(yōu)化、尺寸優(yōu)化、自由尺寸優(yōu)化、形貌優(yōu)化和自由形狀優(yōu)化。其中ANSYS軟件中提供的優(yōu)化方法可以對車架靜力、模態(tài)、屈曲、頻響等分析過程進行優(yōu)化，其穩(wěn)健高效的優(yōu)化算法允許在模型中定義成千上萬個設計變量。設計變量可取單元密度、節(jié)點坐標、屬性。經過修改過的設計方案往往比概念設計的方案結構更輕，而性能更佳。
其中六種優(yōu)化方法的特點和應用[20]分別為：
（1）拓撲優(yōu)化——在給定的設計空間內找到最優(yōu)的材料分布；
（2）形貌優(yōu)化——在鈑金件上找出最佳的加強肋位置和形狀
（3）尺寸優(yōu)化——尺寸