校車(chē)車(chē)身結(jié)構(gòu)的有限元分析

周俊杰+嚴(yán)伊莉+郭朋飛

摘要： 建立某型校車(chē)的有限元模型，計(jì)算在不同工況下其車(chē)身骨架的靜態(tài)強(qiáng)度.計(jì)算結(jié)果表明：在彎曲和扭轉(zhuǎn)工況下，該校車(chē)最大應(yīng)力分別為154.8和171.4 MPa，均小于Q235屈服應(yīng)力235 MPa；最大變形分別為4.925和12.92 mm，滿(mǎn)足《客車(chē)定型試驗(yàn)規(guī)程（GB/T 13043—2006）》中所規(guī)定的彎曲和扭轉(zhuǎn)工況下10及12 mm的限額；車(chē)身結(jié)構(gòu)整體應(yīng)力大多集中在30 MPa左右，有較大的安全裕度.分析結(jié)果可為該校車(chē)車(chē)身骨架結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供參考.

關(guān)鍵詞： 校車(chē)； 車(chē)身骨架； 強(qiáng)度； 剛度； 有限元

中圖分類(lèi)號(hào)： TB121文獻(xiàn)標(biāo)志碼： B

0引言

客車(chē)車(chē)身骨架是客車(chē)各總成的安裝基體，將發(fā)動(dòng)機(jī)和車(chē)身等總成連成一個(gè)有機(jī)整體，同時(shí)還承受客車(chē)各總成的質(zhì)量和有效載荷，并承受客車(chē)行使時(shí)所產(chǎn)生的各種力和力矩以及各種靜載荷和動(dòng)載荷.因此，車(chē)身骨架的強(qiáng)度和剛度在車(chē)輛總體設(shè)計(jì)中十分重要，深入了解車(chē)架的強(qiáng)度和剛度特性是車(chē)架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)改進(jìn)的基礎(chǔ).

鄢月[1]應(yīng)用ANSYS對(duì)某客車(chē)底架進(jìn)行靜、動(dòng)態(tài)分析，為客車(chē)底架的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考；程志剛等[2]應(yīng)用 HyperMesh對(duì)客車(chē)底盤(pán)車(chē)架進(jìn)行有限元分析，并根據(jù)計(jì)算結(jié)果對(duì)車(chē)架結(jié)構(gòu)提出改進(jìn)意見(jiàn)；孫立君等[3]建立某全承載式客車(chē)車(chē)身骨架有限元模型，在A(yíng)NSYS中對(duì)其進(jìn)行靜、動(dòng)態(tài)分析并提出輕量化設(shè)計(jì)方案；陳元華[4]和胡方勤[5]也通過(guò)有限元軟件對(duì)客車(chē)建立有限元模型并進(jìn)行靜、動(dòng)態(tài)分析.VALENTE等[6]提出一種提高車(chē)身結(jié)構(gòu)分析精度的方法，以T型鋁合金沖壓為例研究成型過(guò)程對(duì)靜強(qiáng)度的影響.本文采用Abaqus對(duì)某型校車(chē)的車(chē)身骨架建立有限元模型，進(jìn)行靜態(tài)強(qiáng)度和剛度分析，分析結(jié)果可作為車(chē)身骨架結(jié)構(gòu)優(yōu)化的參考，為客車(chē)骨架的改進(jìn)設(shè)計(jì)提供理論依據(jù).

1校車(chē)車(chē)身骨架有限元模型的建立

該校車(chē)車(chē)身骨架結(jié)構(gòu)大多是通過(guò)薄壁桿件和薄板沖壓件焊接而成的，板厚遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于其平面尺寸，屬于薄板彎曲問(wèn)題，因此可以選用板殼單元進(jìn)行模擬.雖然采用梁?jiǎn)卧獙?duì)客車(chē)骨架結(jié)構(gòu)進(jìn)行模擬比較簡(jiǎn)便，計(jì)算量也比較小，但是由于梁?jiǎn)卧哪M不能準(zhǔn)確反映縱、橫梁接頭位置的實(shí)際應(yīng)力情況，因此為得到更準(zhǔn)確的分析數(shù)據(jù)，在擁有高性能計(jì)算機(jī)的條件下，整個(gè)車(chē)身骨架結(jié)構(gòu)全部采用板殼單元進(jìn)行模擬.

在建立幾何模型時(shí)主要進(jìn)行以下簡(jiǎn)化[3]：1）略去車(chē)身骨架蒙皮和非承載件，如擋風(fēng)窗玻璃、車(chē)門(mén)和座椅等.2）不考慮發(fā)動(dòng)機(jī)組、燃油箱和空調(diào)機(jī)組等，只簡(jiǎn)化為集中載荷添加到模型中相應(yīng)位置上.3）將車(chē)頂和側(cè)圍部分的一些曲率較小的構(gòu)件近似視為直梁.4）整個(gè)客車(chē)骨架結(jié)構(gòu)存在大量的縱橫梁交叉連接，對(duì)于這些接頭位置的焊接連接采用合并節(jié)點(diǎn)的形式進(jìn)行模擬.經(jīng)過(guò)離散化處理后生成的有限元模型見(jiàn)圖1.

圖 1有限元模型

Fig.1Finite element model

2載荷和工況

2.1網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格尺寸大小對(duì)有限元計(jì)算結(jié)果有很大影響，網(wǎng)格過(guò)大會(huì)導(dǎo)致計(jì)算結(jié)果失真，網(wǎng)格太小會(huì)占用大量的計(jì)算時(shí)間，所以選擇適當(dāng)?shù)木W(wǎng)格尺寸大小至關(guān)重要.網(wǎng)格校核就是通過(guò)比較不同尺寸的網(wǎng)格模型計(jì)算結(jié)果，選擇最優(yōu)網(wǎng)格尺寸.本文僅對(duì)彎曲工況進(jìn)行網(wǎng)格校核，其他工況均采用此工況的網(wǎng)格校核結(jié)果.對(duì)汽車(chē)骨架進(jìn)行初步計(jì)算，發(fā)現(xiàn)底盤(pán)應(yīng)力較大，見(jiàn)圖2，故對(duì)底盤(pán)的應(yīng)力進(jìn)行網(wǎng)格校核.

圖 2底盤(pán)應(yīng)力分布

Fig.2Chassis stress distribution

計(jì)算網(wǎng)格尺寸為20，40和60 mm的汽車(chē)骨架模型，分別得到不同網(wǎng)格尺寸的底盤(pán)應(yīng)力，不同網(wǎng)格大小下最大應(yīng)力、最大位移比較見(jiàn)表1.

表 1網(wǎng)格校核

Tab.1Mesh check網(wǎng)格大小/mm604020網(wǎng)格數(shù)量/個(gè)2 5665 69620 958最大應(yīng)力/MPa142.5150.6154.3最大位移/mm1.0693.2733.488

由表1可知：40 mm的網(wǎng)格與60 mm的網(wǎng)格相比，網(wǎng)格數(shù)增多1.22倍，最大應(yīng)力增大5.7%，最大位移增大2.06倍；而20 mm的網(wǎng)格與40 mm的網(wǎng)格相比，網(wǎng)格數(shù)增多2.68倍，最大應(yīng)力增大2.5%，最大位移增大6.6%.將表1數(shù)據(jù)導(dǎo)入到Origin可得圖3.

a）應(yīng)力b）位移圖 3最大應(yīng)力和最大位移校核

Fig.3Check of maximum stress and maximum displacement

由圖3可知，與網(wǎng)格尺寸由60 mm變?yōu)?0 mm時(shí)相比，網(wǎng)格尺寸由40 mm變?yōu)?0 mm時(shí)最大應(yīng)力和最大位移變化線(xiàn)都平滑得多.綜合以上分析，認(rèn)為網(wǎng)格尺寸為40 mm時(shí)大小合適，對(duì)計(jì)算結(jié)果影響不大，所以采用40 mm網(wǎng)格進(jìn)行分析.

在A(yíng)baqus中對(duì)已建立好的幾何模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，采用40 mm劃分整車(chē)骨架，底盤(pán)、車(chē)頂、車(chē)身共生成36 644個(gè)網(wǎng)格單元，劃分好網(wǎng)格的有限元模型見(jiàn)圖4.圖 4網(wǎng)格劃分

Fig.4Meshing

2.2載荷處理

按照客車(chē)廠(chǎng)方要求和車(chē)架本身設(shè)計(jì)規(guī)則[79]，對(duì)某款車(chē)架進(jìn)行靜態(tài)分析[10].

載荷主要包括內(nèi)部載荷和外部載荷，內(nèi)部載荷即車(chē)架自重，外部載荷根據(jù)施加形式的不同一般分為2大類(lèi)，即集中載荷和均布載荷.集中載荷一般對(duì)外部載荷作用的范圍較小，近似等價(jià)為集中作用于一點(diǎn)的載荷，如發(fā)動(dòng)機(jī)、燃油箱、機(jī)組空調(diào)等載荷都可以以集中載荷的形式添加在對(duì)應(yīng)的質(zhì)心位置上.均布載荷一般是指外部載荷作用在結(jié)構(gòu)上一定的面積或長(zhǎng)度上的載荷，比如司機(jī)和乘客等載荷.具體載荷情況見(jiàn)表2，整車(chē)車(chē)身骨架加載見(jiàn)圖5.表 2載荷情況

Tab.2Load caseskg均布載荷乘客門(mén)52乘客（含座椅及隨身行李）1 700駕駛員75集中載荷發(fā)動(dòng)機(jī)320變速箱95電瓶裝置50油箱92空調(diào)置頂機(jī)組150endprint

圖 5整車(chē)車(chē)身骨架加載

Fig.5Load on overall body frame

2.3計(jì)算工況

1）水平彎曲工況：水平彎曲工況計(jì)算主要考慮客車(chē)（滿(mǎn)載）靜止或在水平、良好路面上勻速直線(xiàn)行駛時(shí)的情況.約束處理：邊界條件處理時(shí)約束前、后輪與車(chē)橋相連的位置處，總體上約束6個(gè)方向的自由度.見(jiàn)圖6a.

a）彎曲工況

b）扭轉(zhuǎn)工況

圖 6在不同工況下的邊界條件

Fig.6Boundary conditions under different working conditions

2）極限扭轉(zhuǎn)工況：極限扭轉(zhuǎn)工況計(jì)算主要考慮客車(chē)滿(mǎn)載在凹凸不平的路面行駛時(shí)出現(xiàn)一個(gè)車(chē)輪懸空的極限扭轉(zhuǎn)情況.實(shí)踐表明，車(chē)身遭受最劇烈的扭轉(zhuǎn)工況一般都是在客車(chē)低速通過(guò)崎嶇不平路面時(shí)發(fā)生的此種扭轉(zhuǎn)工況下的動(dòng)載荷，在時(shí)間上變化得很緩慢，所以車(chē)身的扭轉(zhuǎn)特性可以近似地看作是靜態(tài)的.根據(jù)《客車(chē)骨架應(yīng)力和形變測(cè)量方法》（GB/T 6792—2009），選取左前輪懸空的工況.

約束處理：約束右前輪裝配位置處節(jié)點(diǎn)的3個(gè)平動(dòng)自由度，釋放3個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)自由度；釋放左前輪裝配位置處節(jié)點(diǎn)的所有自由度；約束后輪裝配位置處節(jié)點(diǎn)的垂直方向自由度，釋放其他自由度.見(jiàn)圖6b.

2.4計(jì)算結(jié)果

在相應(yīng)載荷和約束條件下，計(jì)算彎曲工況和扭轉(zhuǎn)工況的應(yīng)力和變形，結(jié)果見(jiàn)圖7和8.a）應(yīng)力， MPab）變形，mm圖 7彎曲工況計(jì)算結(jié)果

Fig.7Calculation results of bending condition

a）應(yīng)力， MPab）變形，mm圖 8扭轉(zhuǎn)工況計(jì)算結(jié)果

Fig.8Calculation results of torsion condition

由圖7a可知，整車(chē)最大應(yīng)力位于車(chē)底第二橫梁與底盤(pán)連接的部位，大小為154.8 MPa；由圖7b可知，整車(chē)最大變形位于車(chē)底前部，承受司機(jī)重量的部位，大小為4.925 mm；彎曲工況下整車(chē)應(yīng)力大多小于30 MPa，整車(chē)變形在3 mm左右，均較小.

由圖8a可知，整車(chē)最大應(yīng)力位于底盤(pán)左縱梁與前橋連接處，即對(duì)左縱梁施加約束的地方，大小為193.7 MPa，比彎曲工況增大38.9 MPa；由圖8b可以看出，整車(chē)最大變形位于車(chē)頭左側(cè)部位，大小為10.95 mm，比彎曲工況增大6.025 mm；扭轉(zhuǎn)工況下，客車(chē)整體骨架大多數(shù)應(yīng)力值在30 MPa左右，變形值在5 mm左右.

從各總成的變形和應(yīng)力計(jì)算結(jié)果分析，符合客車(chē)在相應(yīng)工況下的實(shí)際情況.Q235材料的屈服強(qiáng)度為235～240 MPa，所以在彎曲、扭轉(zhuǎn)工況下整車(chē)車(chē)身骨架安全因數(shù)都大于1.3，該客車(chē)車(chē)身骨架結(jié)構(gòu)在水平彎曲和扭轉(zhuǎn)工況下均滿(mǎn)足強(qiáng)度要求.彎曲工況最大變形為4.925 mm，扭轉(zhuǎn)工況最大變形為10.95 mm.該車(chē)在2種工況下的最大變形量均小于《客車(chē)定型試驗(yàn)規(guī)程》（GB/T 13043—2006）中所規(guī)定的10和12 mm的限值，可知此款客車(chē)總體剛度滿(mǎn)足要求.

3原車(chē)型2種工況下強(qiáng)度和剛度分析

該客車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)為前置方式，通過(guò)第2.4節(jié)分析計(jì)算結(jié)果可得原車(chē)型2種工況下各總成最大應(yīng)力和變形.彎曲工況和扭轉(zhuǎn)工況的詳細(xì)計(jì)算結(jié)果對(duì)比見(jiàn)圖9～16.由圖9～16車(chē)身各部位立柱、縱橫梁的應(yīng)力圖可得到各部位具體應(yīng)力值，匯總結(jié)果見(jiàn)表3，總體趨勢(shì)與客車(chē)實(shí)際運(yùn)行情況相符.考慮到客車(chē)行駛過(guò)程中的動(dòng)載荷、疲勞和材料缺陷引起的應(yīng)力集中等問(wèn)題，靜態(tài)計(jì)算時(shí)安全因數(shù)一般取1.3～1.8，車(chē)身材料Q235的屈服強(qiáng)度為235 MPa.

a）第一立柱，MPab）第二立柱，MPac）第三立柱，MPad）第四立柱，MPae）第五立柱，MPaf）左骨架立柱分布圖 9彎曲工況下左骨架立柱受力

Fig.9Forces on left frame column under bending conditiona）第一立柱，MPab）第二立柱，MPac）第三立柱，MPad）第四立柱，MPae）第五立柱，MPaf）右骨架立柱分布圖 10彎曲工況下右骨架立柱受力

Fig.10Forces on right frame column under bending condition

a）第一縱梁，MPab）第二縱梁，MPac）第三縱梁，MPad）第四縱梁，MPae）車(chē)頂縱梁分布圖 11彎曲工況下車(chē)頂縱梁受力

Fig.11Forces on roof longitudinal beam under bending condition

a）第一橫梁，MPab）第二橫梁，MPac）第三橫梁，MPad）第四橫梁，MPae）第五橫梁，MPaf）第六橫梁，MPag）第七橫梁，MPah）車(chē)底橫梁分布圖 12彎曲工況下車(chē)底橫梁受力

Fig.12Forces on roof cross beam under bending condition

a）第一立柱，MPab）第二立柱，MPac）第三立柱，MPad）第四立柱，MPae）第五立柱，MPaf）左骨架立柱分布圖 13扭轉(zhuǎn)工況下左骨架立柱受力

Fig.13Forces on left frame column under torsional conditiona）第一立柱，MPab）第二立柱，MPac）第三立柱，MPad）第四立柱，MPae）第五立柱，MPaf）右骨架立柱分布圖 14扭轉(zhuǎn)工況下右骨架立柱受力

Fig.14Forces on right frame column under torsional condition

a）第一縱梁，MPab）第二縱梁，MPac）第三縱梁，MPad）第四縱梁，MPae）車(chē)頂縱梁分布圖 15扭轉(zhuǎn)工況下車(chē)頂縱梁受力endprint

Fig.15Forces on roof longitudinal beam under torsional condition

a）第一橫梁，MPab）第二橫梁，MPac）第三橫梁，MPad）第四橫梁，MPae）第五橫梁，MPaf）第六橫梁，MPag）第七橫梁，MPah）車(chē)底橫梁分布圖 16扭轉(zhuǎn)工況下車(chē)底橫梁受力

Fig.16Forces on roof cross beam under torsional condition

表 3對(duì)比分析

Tab.3Comparison analysis各總成

工況最大彎曲最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力/MPa變形/mm應(yīng)力/MPa變形/mm頂蓋26.094.52138.258.357左骨架36.952.28955.228.339右骨架124.04.050171.43.408底

架前段154.84.848154.89.389中段107.04.835107.05.788后段131.82.340128.53.022

由表3可知：彎曲、扭轉(zhuǎn)工況對(duì)應(yīng)安全因數(shù)分別為1.51和1.37，均大于1.3，強(qiáng)度滿(mǎn)足要求；彎曲工況最大變形為4.848 mm，扭轉(zhuǎn)工況最大變形為9.389 mm.該車(chē)在2種工況下的最大變形量均小于《客車(chē)定型試驗(yàn)規(guī)程》（GB/T 13043—2006）中所規(guī)定的10 mm和12 mm的限值，可知此款客車(chē)總體剛度滿(mǎn)足要求.

4結(jié)論

1）將發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器、蓄電池、油箱等質(zhì)量以集中載荷方式加載，能夠更真實(shí)模擬車(chē)身骨架實(shí)際受力情況，避免只采用均勻加載模擬車(chē)身骨架受力的局限性.

2）在建模時(shí)忽略蒙皮對(duì)車(chē)身骨架的加強(qiáng)作用，計(jì)算值比實(shí)際值偏高，計(jì)算結(jié)果更加保守.

3）2種工況的安全因數(shù)均大于1.3，汽車(chē)骨架的強(qiáng)度滿(mǎn)足要求；最大變形滿(mǎn)足國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定，剛度滿(mǎn)足要求.

通過(guò)對(duì)車(chē)架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行有限元分析，能夠?qū)?chē)身骨架各部位的強(qiáng)度有充分了解，進(jìn)而對(duì)骨架加強(qiáng)或者優(yōu)化提供依據(jù).參考文獻(xiàn)：

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（編輯 武曉英）endprint

Fig.15Forces on roof longitudinal beam under torsional condition

a）第一橫梁，MPab）第二橫梁，MPac）第三橫梁，MPad）第四橫梁，MPae）第五橫梁，MPaf）第六橫梁，MPag）第七橫梁，MPah）車(chē)底橫梁分布圖 16扭轉(zhuǎn)工況下車(chē)底橫梁受力

Fig.16Forces on roof cross beam under torsional condition

表 3對(duì)比分析

Tab.3Comparison analysis各總成

工況最大彎曲最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力/MPa變形/mm應(yīng)力/MPa變形/mm頂蓋26.094.52138.258.357左骨架36.952.28955.228.339右骨架124.04.050171.43.408底

架前段154.84.848154.89.389中段107.04.835107.05.788后段131.82.340128.53.022

由表3可知：彎曲、扭轉(zhuǎn)工況對(duì)應(yīng)安全因數(shù)分別為1.51和1.37，均大于1.3，強(qiáng)度滿(mǎn)足要求；彎曲工況最大變形為4.848 mm，扭轉(zhuǎn)工況最大變形為9.389 mm.該車(chē)在2種工況下的最大變形量均小于《客車(chē)定型試驗(yàn)規(guī)程》（GB/T 13043—2006）中所規(guī)定的10 mm和12 mm的限值，可知此款客車(chē)總體剛度滿(mǎn)足要求.

4結(jié)論

1）將發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器、蓄電池、油箱等質(zhì)量以集中載荷方式加載，能夠更真實(shí)模擬車(chē)身骨架實(shí)際受力情況，避免只采用均勻加載模擬車(chē)身骨架受力的局限性.

2）在建模時(shí)忽略蒙皮對(duì)車(chē)身骨架的加強(qiáng)作用，計(jì)算值比實(shí)際值偏高，計(jì)算結(jié)果更加保守.

3）2種工況的安全因數(shù)均大于1.3，汽車(chē)骨架的強(qiáng)度滿(mǎn)足要求；最大變形滿(mǎn)足國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定，剛度滿(mǎn)足要求.

通過(guò)對(duì)車(chē)架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行有限元分析，能夠?qū)?chē)身骨架各部位的強(qiáng)度有充分了解，進(jìn)而對(duì)骨架加強(qiáng)或者優(yōu)化提供依據(jù).參考文獻(xiàn)：

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（編輯 武曉英）endprint

Fig.15Forces on roof longitudinal beam under torsional condition

a）第一橫梁，MPab）第二橫梁，MPac）第三橫梁，MPad）第四橫梁，MPae）第五橫梁，MPaf）第六橫梁，MPag）第七橫梁，MPah）車(chē)底橫梁分布圖 16扭轉(zhuǎn)工況下車(chē)底橫梁受力

Fig.16Forces on roof cross beam under torsional condition

表 3對(duì)比分析

Tab.3Comparison analysis各總成

工況最大彎曲最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力/MPa變形/mm應(yīng)力/MPa變形/mm頂蓋26.094.52138.258.357左骨架36.952.28955.228.339右骨架124.04.050171.43.408底

架前段154.84.848154.89.389中段107.04.835107.05.788后段131.82.340128.53.022

由表3可知：彎曲、扭轉(zhuǎn)工況對(duì)應(yīng)安全因數(shù)分別為1.51和1.37，均大于1.3，強(qiáng)度滿(mǎn)足要求；彎曲工況最大變形為4.848 mm，扭轉(zhuǎn)工況最大變形為9.389 mm.該車(chē)在2種工況下的最大變形量均小于《客車(chē)定型試驗(yàn)規(guī)程》（GB/T 13043—2006）中所規(guī)定的10 mm和12 mm的限值，可知此款客車(chē)總體剛度滿(mǎn)足要求.

4結(jié)論

1）將發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器、蓄電池、油箱等質(zhì)量以集中載荷方式加載，能夠更真實(shí)模擬車(chē)身骨架實(shí)際受力情況，避免只采用均勻加載模擬車(chē)身骨架受力的局限性.

2）在建模時(shí)忽略蒙皮對(duì)車(chē)身骨架的加強(qiáng)作用，計(jì)算值比實(shí)際值偏高，計(jì)算結(jié)果更加保守.

3）2種工況的安全因數(shù)均大于1.3，汽車(chē)骨架的強(qiáng)度滿(mǎn)足要求；最大變形滿(mǎn)足國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定，剛度滿(mǎn)足要求.

通過(guò)對(duì)車(chē)架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行有限元分析，能夠?qū)?chē)身骨架各部位的強(qiáng)度有充分了解，進(jìn)而對(duì)骨架加強(qiáng)或者優(yōu)化提供依據(jù).參考文獻(xiàn)：

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