全承载式客车车身结构有限元分析

《全承载式客车车身结构有限元分析》由会员分享，可在线阅读，更多相关《全承载式客车车身结构有限元分析（4页珍藏版）》请在金锄头文库上搜索。

1、全承载式客车车身结构有限元分析田芳1王涛2石琴2(1江淮汽车合肥2合肥工业大学，机械与汽车工程学院合肥)摘 要：以板梁单元为基础，在ANSYS中建立全承载式客车骨架的有限元模型，并通过客车骨架的电测 试验验证有限元模型的正确性。对车身结构进行弯曲、扭转、扭转加制动等典型工况下。强度和变形计 算。对客车骨架进行模态分析，为后续的瞬态响应分析奠定基础。关键词：客车；车身结构；有限元静态分析；模态分析Finite element analysis for monocoque bus body strnctreTIAN Fangi , WANG TW , SHI Qin2(1 JAC, Hefei ,

2、Anhui 2 School of Machinery and Automobile Engineering, Hefei University of Technology, Hefei ,Anhi)Abstract: The finite element model for the full-loading bus body in built in ANSYS software with shell and beam elements, and the finite element model is validated by stress test.The stiffness and str

3、ength analysis are carried out in typical working conditions of bend、torsion、and torsion with brake. Modal analysis is performed . which lay the foundation for subsequent transient response analysis.Keywords: bus； monocoque body structune; finite element static analysis； modal analysis1车身结构的有限元建模1.1

4、模型简化全承载式客车车身骨架主要是以大部分矩形 梁、少部分异型梁和梁和变截面梁以及较少的钢板 构成，各杆之间多采取焊接的方式连接。在不影响 应力和变形的情况下，在建模中采取了一些简化措 施【1】：（1）略去非承载构件，如风窗玻璃的鼻梁、前 保险杠和装饰件等；（2）对构件的截面形状作适当 简化，如乘客门的立柱要考虑乘客门的安装等；（3） 主从节点原则：出于对结构模型病态问题的考虑， 位置较近的构件结合点采用适当合并或主从节点的 方式进行处理来避免实际计算中可能导致的方程病 态；（4）将空间曲梁简化为直梁，如把前、后围横 梁等曲梁划分为若干个直梁，对整个结构计算影响 很小；（5）忽略车身蒙皮。蒙皮

5、多数是焊接在车身 骨架上，对车身骨架总体具有加载的作用。这样的 计算结果更加安全。1.2异型梁的应用为了满足不同的受力需要，车身骨架梁结构常 设计成不同形状。本文在建模中采用变截面梁， 从而更真实地模拟车身结构。对一些形状不规则的 截面，ANSYS通过建立相应的截面几何和有限元 网格后，生成特殊的ASCII文件，在进行网格划分 时，读取相关信息，生成特定的截面。1.3车身有限元计算时载荷的处理本研究中，计算载荷可以分为骨架质量、设备 质量、非结构质量及乘员质量等【3】；（1）车身骨架 的质量在定义材料的密度后软件自动计算；（2）车 身设备质量，发动机、变速器、离合器总成、蓄电 池、油箱等底盘总

6、成及其附件质量，用mass21单 元建模，在相应的节点上创建单元即可；（3）乘员、 座椅、行李、空调机的质量均布加载在相应的梁单 元上。1.4整车骨架模型的建立遵循模以上模思想，将客车车身划分为前围、 后围、左、右侧围、顶盖和底架6大片，车身骨 架采用空间梁单元BEAM188和板单元SHELL63, 从而形成板梁结合的模型。最终建立的有限元模型 如图1所示：节点17 194个，单元12 359个（其中 Beam188 单元 11 263 个，shell63 单元 1 090 个）。 模型车身骨架质量为2 226 Kg。图1客车车身骨架有限元模型2车身结构的静态分析2.1水平弯曲工况可以用水平弯

7、曲工况来模拟客车在水平良好路 面上匀速直线行驶时的客车车身骨架受力和变形的 情况。由于本文所研究的都是在客车满载时的情况， 因此水平弯曲工况下的载荷就是计算载荷。为消除 车身骨架的刚体位移，需要对骨架与悬架装配 位置的节点进行约束，其边界条件是：约束前、 后轮装配位置处节点共6个自由度。在水平弯曲工况下，车身骨架的最大应力为88.9 MPa，在车尾横梁上；最大变形为6.8 mm，整车尾 部下沉凯2.2扭转工况扭转工况是客车最危险的工况之一，主要模拟 客车行驶时，任一车轮从平坦路面驶上突出物或进 入凹坑而使左右车轮接地点出现高度差时，客车车 身结构承受的非对称载荷。在本文扭转工况采用左 前轮悬空

8、进行模拟。其边界条件为：约束右前轮装 配位置处节点的三个平动自由度UX、UY、UZ，释放 三个转动自由度ROTX、ROTY、ROTZ；释放左前轮装 配位置处节点的所有自由度；约束后轮装配位置处 节点的垂直方向自由度，释放其它自由度。扭转工况的最大应力为211MPa，在第六截面梁 的立柱上；最大变形14.8 mm，整车扭曲较为严重。2.3扭转+制动组合工况客车在紧急制动过程中，车身骨架本身的 质量和发动机等动力总成的质量会产生向前的 惯性力，易造成客车骨架某处应力较大，出现 开裂现象。本文考虑客车在崎岖不平的路面上制 动时的这种极端恶劣情况，相对于单纯的扭转工况 多了由于制动造成的纵向惯性力的影

9、响。载荷同扭转组合工况相似，不同之处是在动力 总成的质量单元处施加0.8g车身纵向总体加速度， 来模拟制动惯性力对车身骨架的影响。边界条件： 约束右前轮装配位置处节点的三个平动自由度UX、 UY、UZ，释放三个转动自由度ROTX、ROTY、ROTZ； 释放左前轮装配位置处节点的所有自由度；约束后 轮装配位置处节点的垂直方向自由度，释放其它自 由度。扭转+制动工况的最大应力为119.4Mpa ；最大 变形15.4 mm（模型在计算机软件中模拟得出的数值 是这个，模型本身与实车存在误差。）2.4电测试验验证有限元模型为了掌握客车车身应力分布状态，并验证有限 元模型的正确性，对车身骨架进行静态弯曲工

10、况的 电测试验，如图2。表1是部分应变片静态弯曲工况 试验和软件中模拟弯曲工况的结果比较。考虑到模型 简化和加载存在的差异，测试结果与有限元分析数 据吻合情况已经较好。从而说明所建有限元模型是正 确的，为后续的车身骨架结构分析提供了可靠的保 证【5】。表1部分模拟结果和试验结果的对比分析（Mpa）片号模拟值试验值47.057.56511.669.87856.3544.521229.2832.553111.238.883320.5320.83614.4719.114214.6914.494537.0445.99470.440.225713.2917.01681.243.03712.852.627

11、29.448.19741.321.89图2电测试验照片3车身结构的模态分析车身骨架是客车的关键总成，除了要有足够的 强度保证其寿命、足够的刚度保证其装配使用要求 外，还应有合理的模态特性，以达到控制振动和噪 声的目的。本文在ANSYS软件中，采用 Block-Lanczos方法计算了自由边界条件下的车身 部署结构主要低阶模态和振型。提取了前10阶模态 的频率值及振型描述如表2和（前6阶为刚体模态 已被剔除）【7】。表2前10模态阶固有频率值及振型描述阶数频率/Hz振型描述17.33车身一阶扭转29.05局部振型310.22车身二阶扭转412.26车身一阶弯曲513.32车身三阶扭转616.34

12、车身二阶弯曲717.95局部振动818.54车身三阶弯曲919.02车身四阶弯曲1020.82局部振动模态分析评价原则有：(1)车身低阶频率(即 一阶扭转和弯曲频率的值)应低于发动机怠速运转 频率，以避免发生整体共振。(2)车身骨架固有频率 应尽可能避开发动机经常工作频率及人体对振动的 敏感频率段。(3)车身骨架的振型应尽量光滑，避免 有突变。(4)避免固有频率过低的局部振动模态。客车在行驶过程中，引起车身振动的激振源主 要是路面、车轮不平衡引起的振动，发动机在怠速 和常用车速下的爆发振动，以及由传动轴的不平衡 造成的振动等。在我国高速公路和一般城市较好路 面上，最高车速限制为120 km/h

13、，可得路面激励频 率多在3Hz以下。当车速为85 km/h左右时，因车 轮不平衡引起的激振频率一般低于11Hz。传动轴在 车速为5080 km/h时的不平衡振动频率约为33 68Hz【9】。本研究中所分析的客车采用是四冲程水冷 发动机，根据发动机怠速频率计算公式：H= (n/60) *M，其中n为发动机怠速转速，四缸发动机通常 750 r/min； M为气缸数目的一半，这里M=2；所以 计算该四缸发动机怠速激励频率为25 Hz，激励分 量较大。从车身的振动和强度角度考虑，车身前几阶模 态主要振型频率应控制在333Hz之间。同时，为 了防止一阶弯曲模态和一阶扭转模态的耦合效应， 一般希望这两种模

14、态频率至少错开3Hz以上【10】。 该车车身一阶扭转频率为5.24Hz，一阶弯曲频率为 9.49Hz，满足这一要求。由上述计算结果可见，该 客车骨架的前几阶固有频率在要求的频率范围内， 有利于避免发生整体共振现象。4结论利用板梁混合单元结合变截面梁建立的有限元 模型结合试验验证，能足够准确反映整车结构应力 分布的大致规律，找到了车身强度薄弱的环节及危 险部位，为后续的结构优化提供了参考。实际上， 在路面不平度的作用下，行驶中的客车承受着复杂 的交变动载荷，车身骨架结构的破坏往往是由于动 载荷的作用引起的。因此仅分析结构的静强度和初 步模态是不够的，还需要利用有限元来研究车身的 动态特性。参考文

15、献1石琴.基于现代设计理论的车身结构设计方法 研究D.合肥工业大学博士学位论文， 2006.1.2王涛，王海朔，等，客车车身静态与模态分析研究J.安徽化工，2010,36 (2) :19-223王海霞，汤文成，等.CG6121GCHK型客车车身骨架有限元建模及结果分析方法研究J.汽 车工程,2001,21 3 :33 - 36.4石琴，张代胜，谷叶水，等.大客车车身骨架结构强度分析及其改进设计J.汽车工程， 2007, 29(1):87-92.5高玉华，李华香，张代胜，半承载式车身骨架有限元建模和分析，合肥工业大学学报J， 2007，30(4)6朱茂桃，刘星荣，韩松涛.轻型客车车身有限元分析与试验研究J.东南大学学报，1999 年11月7周长路，范子杰，陈宗渝等.微型客车白车身模态分析J.汽车工程，2004，26(1):78 一 80.8朱清君.客车骨架静动态有限元分析D.合肥工业大学硕士论文，2010年9曹文刚，李辉，陈维，等.客车车身强度与刚度的有限元分析J.农业机械学 报，2007