工程碩士研究生培養(yǎng)主要環(huán)節(jié)檢查表

1、工程碩士研究生培養(yǎng)主要環(huán)節(jié)檢查表姓名學號學院汽車學院工 程 領 域車輛工程教學點本 部入 學 年 月導師（校內）導師（校外）同濟大學研究生院2016 年 5 月 15 日填一、課程學習（ 30學分）學號姓名性別入學年月所在院、系（所）汽車學院工程領域車輛工程課程類別課程名稱學分成績備注學位課自然辯證法外語（）基礎部分專業(yè)部分非學位課總學分學位課總學分學位課平均成績教務員簽章：學院研究生工作辦公室審核簽章：二、工程項目實踐（ 0.5 學分）主持工程項目名稱，階段性分析報告，設計（研究）目的，工程應用價值工程項目名稱：鋁合金車輪13 度沖擊失效分析 1 階段性分析報告在進行某個項目鋁合金車輪研發(fā)過

2、程中，在做 13度沖擊（相對于氣門嘴位置 90 度）時產生了裂紋失效，如下圖1 所示；圖 1 13 度沖擊試驗裂紋失效鋁合金車輪通常需要做以下零部件臺架試驗；彎曲疲勞、徑向疲勞、13 度沖擊等試驗，通常鋁合金車輪在前期的開發(fā)過程中會進行cae模擬仿真，由于造型更改的原因在項目在前期的仿真分析中只分析了相對氣門嘴0度以及 180度兩個沖擊區(qū)域，并未對相對氣門嘴90 度區(qū)域進行沖擊分析。當試驗失效后對現有輪子進行了 13 度沖擊相對氣門嘴 90 度位置區(qū)域沖擊分析， 其 cae 分析結果如下圖2 所示；圖 2 13度沖擊（相對氣門嘴90 度） cae 分析結果由上圖 2 可見其正面輪輻最大應變已達

3、到8.82%，超過了允許值 8% ，在有了 cae 分析結果后， 開始進行后續(xù)的方案改進， 修改的地方如下圖3 所示；一是在輪輻肋骨背后處的減重窩進行了修改，將減重窩延伸至輪輪輻根部區(qū)域的凹糟取消以使得輪輻根部區(qū)域面積增大，二是在輪輻窗口區(qū)的面積縮少， 使得材料增加大約 1mm. 圖 3 方案修改前后對比將修改后的方案再次進行cae分析，其結果見如下圖4 所示；可見其正面的最大應變從修改前的8.82%降低到了 7.85%，滿足小于目標值8% 的要求。圖 4 修改后的方案13 度沖擊（相對氣門嘴90 度） cae 分析因此決定利用修改后的方案進行修模以及樣件試生產，并再次安排 13 度沖擊試驗，

4、新的樣件順利通過了13 度沖擊試驗未失效，如圖5 所示；圖 5 修改后方案 13 度沖擊（相對氣門嘴90 度）試驗結果2 設計研究目的及工程應用價值在前期的零件設計開發(fā)中通常需要cae 仿真分析，本次通過cae 仿真分析后試驗對比可以看出對鋁合金車輪的cae 仿真分析可信度較高，與試驗結果吻合度較高。該cae 仿真與分析不僅可以很好地指導零件的前期的設計，并且對后續(xù)的方案改進與能提供較好地參考與指導。指導教師審核意見：簽 字：年月日三、 論文選題報告（ 1 學分）見同濟大學工程碩士學位論文選題報告及論文工作計劃（附件）四、 論文中期報告（ 0.5 學分）根據學位論文選題報告，總結已取得的階段性

5、成果、下一步的工作計劃和研究內容（如與選題報告內容不符，必須進行論證說明）。（一）簡要介紹學位論文選題報告及工作計劃。隨著 suv 的普及與熱銷，許多廠家都推出了suv，為了平臺共用化以及降低開發(fā)成本，基于現有的轎車平臺進行開發(fā)suv 成為最佳的選擇，選題為基于轎車車平臺的 suv 后副車架開發(fā) . 工作計劃； 2015.7年末完成副車架啊概念方案的選型、 2015.10初版的 cad 數據、 2015.11多體動力學模型建立以及載荷的計算 2015.12 初版副車架數據網格劃分2016.5 cae 分析及各項性能指標判定 2016.5 副車架持續(xù)改進優(yōu)化 2016.9 進行試驗驗證 2017

6、.2 論文寫作（二）根據學位論文選題報告，總結已取得的階段性成果。（請重點闡述，不得少于 2000字）按照原工作計劃，在進行了前期開題與資料收集整理階段后目前已完成以下工作；1. 后懸架硬點以及系統(tǒng)空間數據布置整理由于后懸架結構沿用原平臺， 所以硬點基本上不變，但是因為離地間隙相比轎車增高了40 mm, 所以為了適應新的造型以及保持更好的整車相應的穩(wěn)定性后輪距增寬了28mm. 對于 suv 后副車架來說相應的硬點相比轎車硬點單邊向外平移 14mm.具體的硬點表見如下表1；表 1 suv后懸架系統(tǒng)硬點表hard points (lh) x y z lca_front 2239.249 -574.

7、171 -33 lca_rear 2720.057 -322 -46.75 uca_inner 2660 -383.696 119.978 uca_outer 2699.613 -670.249 127.496 lca_outer 2694.338 -703.905 -50.64 drop link_lwr 2816.736 -603.995 -49.839 drop link_upper 2779.377 -633.061 126.846 damper_upper 2720.403 -553.409 641.382 damper_lower 2707.004 -607.724 168.468

8、 toelink_outer 2848.919 -635.187 -13.161 wheel_center 2699.4 -761.2 65 toelink_inner 2845 -358 -12.5 sbframe_front 2600 -500 45.5 sbframe_rear 2805 -500 45.5 空間數據布置整理；由于整車有四驅系統(tǒng)配置，所以要考慮到后差速器rdu 以及傳動軸等零件的布置，另外周邊的油箱和排氣都需要重新布置，所以后副車架在布置時需要考慮支撐后差速器同時為周邊的傳動軸、排氣管和油箱等零件留出足夠的間隙。2. 副車架概念方案選型在副車架概念方案選型階段，主要根據以

9、下幾方面因素進行考慮；零件的布置可性、零件的制造工藝可行性、 零件成本方面的比較、 零件性能方面的風險評估比較，這里主要前期主要有三種方案；方案 1） ；如圖 6 所示，采用前后兩根橫梁以及左右各一根縱梁總共4 根梁焊接在一起，前后橫梁以及縱梁主要采用沖壓焊接生產工藝，用來安裝前rdu mount 的套筒通過支架與前梁焊接在一起，用來安裝后rdu mount 的套筒側直接焊接在后橫梁中間。優(yōu)點；只有 4 根梁，用較少的梁承載懸架下控制臂、前束連桿、外傾角連桿等連接，重量較輕。缺點；前束連桿聯接處y 向剛度和強度有一定的風險，下控制臂連接處y向剛度和強度也具有一定的風險，沖壓焊接工序較多，成本有

10、點高。圖 6 方案 1 方案 2） ；如圖 7 所示，采用前后兩根橫梁以及左右各兩根縱梁總共6 根梁焊接在一起，各個梁仍舊采用沖壓焊接生產工藝， 前rdu mount 和后 rdu mount的套筒連接方式與方案1 一樣，前套筒通過支架焊接在前梁上， 后套筒側直接焊接在梁中間。優(yōu)點；前束連桿和下控制臂連接點的剛度和強度相比方案1 風險少，整個副車架的剛度和強度相比方案1 會較優(yōu)缺點；采用了 6 根梁，重量會相對較重，沖壓焊接工序較多，成本較高。圖 7 方案 2 方案 3） ；如圖 8 所示，采用前后兩根橫梁以及左右兩根縱梁總共6 根橫梁焊接在一起，不同前面兩種方案的是各根梁采用鋼管彎曲成形工藝

11、，前rdu mount 和后 rdu mount 安裝套筒分別通過支架焊接在前后管梁上. 優(yōu)點；前束連桿和下控制臂連接點的剛度和強度相比方案1 風險少，整體副車架剛度和強度等性能風險較少，由于采用了鋼管彎曲成形， 減少了各個橫梁自己的沖壓焊接工序，降低了模具和焊接工裝成本。缺點；采用了 6 根梁，重量會稍重。圖 8 方案 3 經過以上幾種方案的優(yōu)缺點對比， 在保證零件性能風險較少的情況下以及結合現有供應商的成本建議，最終選用方案3 作為后續(xù)的開發(fā)基礎方案。3. 初版副車架 cad 數據在選用方案 3 之后開始了，開始了副車架的詳細設計，其中以下方面是在設計中需要考慮到的；1）外傾連桿支架需要設

12、計成能滿足在裝配過程中進行外傾角調節(jié)，為此專門設計一個 u 型糟配合偏心連接螺栓和螺母達到此功能要求。2）由于下控制臂連接支架承載較大的載荷，所以設計支架時需要考慮到足夠的強度和剛度。3）設計時盡量減少焊接工序方便減少焊接變形而提高零件質量。4）結合供應商的生產制造工藝反饋，需要預留出如焊接時的定位孔、電泳排液時代排液孔等。最終初版詳細的副車架cad 數據如圖 9 所示；圖 9 副車架 cad 數據4. 多體動力學模型以及強度工況載荷計算多體動力學模型是在基于整個后懸架系統(tǒng)硬點以及相關參數利用軟件adams 里面的 car 模塊建立起來的， 后懸架系統(tǒng)硬點參數見表1，最后建立起來的多體動力學模

13、型見圖 10. 強度工況載荷計算； 需要計算下面七個強度工況載荷計算：1g, 3g bump, 5g bump, 1g cornering, 2g lateral, 2.5g longitudinal, 0.7g braking。表 2 是其中計算出來的 3g bump副車架工況載荷表。圖 10 后懸架 adams 動力學模型表 2 3g bump 輪跳工況副車架強度載荷表load case: 3g bump hard points fx (n) fy(n) fz(n) mx(nmm) my(nmm) mz(nmm) 1 arb bush r -0.93 0.00 13.90 0.00e+00

14、 1.04e+02 0.00e+00 l -0.93 0.00 13.90 0.00e+00 1.04e+02 0.00e+00 1 subframe front r 328.46 0.00 2076.88 0.00e+00 1.59e+04 0.00e+00 l 328.46 0.00 2076.88 0.00e+00 1.59e+04 0.00e+00 2 subframe rear r 855.89 0.00 445.84 0.00e+00 1.59e+04 0.00e+00 l 855.89 0.00 445.84 0.00e+00 1.59e+04 0.00e+00 4 contro

15、l arm rear r 855.17 10565.40 949.04 4.84e+02 -1.40e+03 1.51e+04 l 855.17 -10565.40 949.04 -4.84e+02 -1.40e+03 -1.51e+04 5 toelink inner r 13.87 1127.35 378.14 1.54e+04 4.09e+03 2.00e+03 l 13.87 -1127.35 378.14 -1.54e+04 4.09e+03 -2.00e+03 6 camber link inner r -2054.31 -11837.10 -3590.74 5.74e+04 -1

16、.32e+04 1.06e+04 l -2054.31 11837.10 -3590.74 -5.74e+04 -1.32e+04 -1.06e+04 5. cae 網格劃分分析及各項性能指標收集 cae網格劃分時遵照以下標準進行網格劃分； 1）由于副車架都是采用鋼板和管梁，因此在 cae 網格時都是采用了板殼體網格單元。 2） 所有網格單元基于原材料板厚度中間層。 3） cae 網格材料屬性如下；?彈性模量= 207,000 mpa?材料密度= 7.842e-09 mg/mm3?泊松比 = 0.29 對于后副車架來說，性能要求有靜剛度及動剛度、強度、疲勞、模態(tài)等性能指標。強度要求；副車架在各

17、個工況載荷下不能超過零件材料的屈服強度，在綜合考慮材料的成本以及工藝可行性后，材料采用寶鋼的熱軋高強度鋼板qste 340tm，其屈服強度 340mpa. 靜剛度要求； 副車架的剛度直接影響到整個后懸架的操穩(wěn)性能，副車架各個安裝點的剛度通常與相應連接的控制臂或連桿襯套剛度相關，副車架剛度要求見如下表 3；表 3 副車架靜剛度目標值表模態(tài)性能結合原有鋁合金副車架以及整車nvh 分解到目標值； 1 階扭轉自由模態(tài)： = 109hz 。 1 階水平彎曲自由模態(tài)：=175hz. 1 階垂直彎曲自由模態(tài)：=200hz. 動剛度要求在 1 到 200hz 范圍內各向剛度大于等于10kn/mm. 疲勞壽命側將在前期樣車路譜數據采集完處理完后，將副車架放在整車里與其它系統(tǒng)一起進行疲勞壽命計算，其中處理完后的路譜通常等同于10 年或者 16萬公里的用戶使用壽命 . （三）下一步工作計劃和研究內容。目前初版副車架c