某全鋁車身客車結(jié)構(gòu)強(qiáng)度與抗扭剛度分析

徐志強(qiáng)，胡國(guó)強(qiáng)，夏德偉，王文靜，張凈華，齊 飛

（遼寧忠旺集團(tuán)有限公司北京技術(shù)與發(fā)展中心，北京100020)

0 前言

隨著城市汽車保有量的增加，汽車尾氣對(duì)城市環(huán)境的污染越來(lái)越嚴(yán)重，降低汽車尾氣對(duì)城市環(huán)境的污染已刻不容緩[1]。

對(duì)電動(dòng)客車而言，與傳統(tǒng)的柴油車相比，目前仍存在一系列的問(wèn)題，如續(xù)航里程不足等。而汽車輕量化不僅可以有效緩解污染問(wèn)題，還可以很好地降低行駛過(guò)程中的能量消耗，充分利用電池的能量利用率。對(duì)于汽車輕量化，汽車車身的五大片所承受的載荷較小，采用全鋁車身來(lái)替代汽車的鋼車身是一種行而有效的方法。眾所周知，鋁的力學(xué)性能較鋼的力學(xué)性能而言，其強(qiáng)度和剛度都略有偏弱。針對(duì)鋼車的整車分析，目前已經(jīng)有了大量的文章[2-5]，而對(duì)全鋁車身結(jié)構(gòu)的分析，目前相對(duì)偏少。因此本文以某全鋁車身客車為例，分別從結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度和剛度兩個(gè)方面進(jìn)行了分析，以確保全鋁車身結(jié)構(gòu)的安全性與可靠性。

1 模型的建立

1.1 幾何模型

該車為含三門的全鋁車身客車，該車底架需要承受大部分的載荷，如乘客、電池、電機(jī)、乘客座椅等，因此該車底架仍然采用鋼結(jié)構(gòu)，以滿足結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度和剛度。而對(duì)于車身五大片，承受的載荷相對(duì)較小，主要是頂蓋承受頂部電池以及空調(diào)，對(duì)側(cè)圍和前后圍，主要承受的載荷為玻璃、車門以及蒙皮等的重量。因此，為減輕整車的總重量，五大片采用全鋁結(jié)構(gòu)。五大片分總成采用6系擠壓型材焊接而成，五大片之間的拼接采用螺接和鉚接兩種方式。所用到的材料參數(shù)如表1所示。

表1 材料參數(shù)

1.2 有限元模型

表2 有限元模型參數(shù)

圖1 有限元模型

2 強(qiáng)度分析

通過(guò)垂向彎曲工況、轉(zhuǎn)向工況、制動(dòng)工況以及扭轉(zhuǎn)工況對(duì)客車進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析。在進(jìn)行分析時(shí)，需要進(jìn)行載荷的確定，除車體本身的自重以外，該分析中主要涉及的外載荷有乘客、司機(jī)、電池、頂部空調(diào)、電機(jī)等重量產(chǎn)生。在進(jìn)行各個(gè)工況時(shí)，對(duì)應(yīng)不同的工況，所施加的載荷的大小以及方向有所不同，具體施加的載荷見表3所示。

表3 各工況下的載荷

2.1 垂向彎曲工況

該工況模擬在高速行駛時(shí)的垂直彎曲的情況。對(duì)于該工況，限制左后輪所有的平動(dòng)自由度，限制左前輪橫向及垂向的自由度，限制右后輪縱向及垂向的自由度，限制右前輪垂向自由度。將上述載荷施加到車體對(duì)應(yīng)的節(jié)點(diǎn)上，得到的整車以及車身的應(yīng)力分布如圖2、圖3所示。

圖2 垂向工況整車應(yīng)力云圖

圖3 垂向工況全鋁車身應(yīng)力云圖

從圖2、圖3可以看出，在1.5G垂直載荷作用下，整車整體應(yīng)力水平較低，最大值出現(xiàn)在底架前橋附近右側(cè)的橫梁與縱梁的焊接位置，最大值為161MPa；而鋁制車身部分最大應(yīng)力為70.4MPa，出現(xiàn)在右側(cè)圍與頂蓋的T型螺栓位置，小于材料的屈服強(qiáng)度，滿足強(qiáng)度要求。

2.2 轉(zhuǎn)向工況

該工況模擬在車輛在轉(zhuǎn)彎時(shí)的情況。對(duì)于該工況，約束條件同垂向工況，將轉(zhuǎn)向工況對(duì)應(yīng)的載荷施加到車體對(duì)應(yīng)的節(jié)點(diǎn)上，得到的整車以及車身的應(yīng)力分布如圖4、圖5所示。

圖4 轉(zhuǎn)向工況整車應(yīng)力云圖

圖5 轉(zhuǎn)向工況全鋁車身應(yīng)力云圖

從云圖分布可以看出，在轉(zhuǎn)向工況時(shí)，應(yīng)力最大值出現(xiàn)在底架后車橋右側(cè)的小立柱與縱梁的焊接部位，最大值為112MPa；鋁制車身部分最大應(yīng)力為79MPa，出現(xiàn)在右側(cè)圍后部立柱鉚接孔附近的加強(qiáng)筋部位，小于材料的屈服強(qiáng)度，滿足強(qiáng)度要求。

2.3 制動(dòng)工況

對(duì)于該工況，約束條件同垂向工況，將制動(dòng)工況對(duì)應(yīng)的載荷施加到車體對(duì)應(yīng)的節(jié)點(diǎn)上，得到的整車以及車身的應(yīng)力分布如圖6、圖7所示。

圖6 制動(dòng)工況整車應(yīng)力云圖

圖7 制動(dòng)工況全鋁車身應(yīng)力云圖

從云圖分布可以看出，制動(dòng)工況整車整體應(yīng)力水平較低，最大值出現(xiàn)在前橋右側(cè)縱梁與橫梁的焊接處，最大值為118.9MPa；鋁制車身部分最大應(yīng)力為82.9MPa，出現(xiàn)在中門下側(cè)縱梁與后立柱的焊接區(qū)域，小于材料的屈服強(qiáng)度，滿足強(qiáng)度要求。

2.4 扭轉(zhuǎn)工況

扭轉(zhuǎn)工況可以分成4種情況：左前輪懸空、右前輪懸空、左后輪懸空、右后輪懸空。以左前輪懸空為例，釋放掉左前輪垂向約束，其他約束與垂向工況保持一致，將扭轉(zhuǎn)工況載荷施加到車體對(duì)應(yīng)的節(jié)點(diǎn)上，得到的整車以及車身的應(yīng)力分布如圖8、圖9所示。

圖8 扭轉(zhuǎn)工況整車應(yīng)力云圖

圖9 扭轉(zhuǎn)工況全鋁車身應(yīng)力云圖

從云圖分布可以看出，扭轉(zhuǎn)工況左前輪懸空時(shí)，最大應(yīng)力出現(xiàn)在底架車橋前橫梁與彎梁的焊接區(qū)域，最大值為283.5MPa；鋁制車身部分應(yīng)力最大值為177.8MPa，出現(xiàn)在電池支架與頂圍右前安裝部位。該處為螺接，小于材料的屈服強(qiáng)度，滿足強(qiáng)度要求。對(duì)于焊接區(qū)域，在左圍下側(cè)小縱梁與立柱的焊接處應(yīng)力最大，最大值為170MPa。由于在該處僅僅是一個(gè)節(jié)點(diǎn)，除該點(diǎn)外，附近其他部位均小于120MPa。該點(diǎn)屬于奇點(diǎn)，主要是在劃分網(wǎng)格時(shí)造成的，可以忽略不計(jì)。對(duì)其他焊接部位，最大值均在150MPa以下，小于焊接部位的屈服強(qiáng)度，滿足強(qiáng)度要求。

傳統(tǒng)的物業(yè)成本管理多采用標(biāo)準(zhǔn)成本法、責(zé)任成本法等，但是隨著經(jīng)濟(jì)的不斷發(fā)展，人們需求的增多，這種傳統(tǒng)的管理方法已經(jīng)逐漸脫離實(shí)際需要。傳統(tǒng)的物業(yè)成本管理首先考慮的是企業(yè)的經(jīng)濟(jì)效益，站在企業(yè)的角度忽略了業(yè)主的主體地位，只能導(dǎo)致物業(yè)管理企業(yè)和業(yè)主的關(guān)系變的對(duì)立起來(lái)，久而久之隨著其它物業(yè)管理公司的崛起，市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)逐漸加劇，非常不利于企業(yè)的長(zhǎng)久發(fā)展。

從上述分析結(jié)果可以看出，鋁制車身在這4個(gè)工況下的最大應(yīng)力分別為：垂向彎曲工況70.4MPa，轉(zhuǎn)向工況79MPa，制動(dòng)工況82.9MPa，扭轉(zhuǎn)工況螺接部位177.8MPa，焊接區(qū)域除了奇點(diǎn)外，最大應(yīng)力小于150MPa，均小于材料的屈服強(qiáng)度，符合強(qiáng)度要求。

3 抗扭剛度分析

3.1 載荷及邊界

對(duì)客車的白車身進(jìn)行剛度分析時(shí)，先在前懸架的左右氣囊中心定義一個(gè)點(diǎn)，并將氣囊板上的節(jié)點(diǎn)與中心點(diǎn)進(jìn)行剛性耦合，在中心點(diǎn)作用一對(duì)力偶（F，F(xiàn)’）=（1000N，-1000N）；在后懸架的氣囊中心同樣定義兩個(gè)點(diǎn)，并將定義的兩個(gè)點(diǎn)分別與左右氣囊板上節(jié)點(diǎn)進(jìn)行剛性耦合，對(duì)這兩個(gè)中心點(diǎn)施加全約束。具體載荷及約束如圖10所示，計(jì)算后在垂向上的位移如圖11所示。

圖10 載荷及邊界條件

圖11 底架垂向位移

3.2 抗扭剛度計(jì)算

抗扭剛度的計(jì)算方法為：在前懸架左右氣囊中心點(diǎn)作用一對(duì)力偶，在后輪的中心施加全約束，使整車發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形，根據(jù)材料力學(xué)[7]，可知：

其中：φ為扭轉(zhuǎn)角（rad）；GIρ為抗扭剛度，N·m2/rad；T為扭矩；F為載荷；l為軸距；L為力臂；h1為左側(cè)氣囊垂向位移；h2為右側(cè)氣囊垂向位移。

當(dāng)扭轉(zhuǎn)角φ很小時(shí)，

由式（1）、（2）可以得出抗扭剛度為

該式中抗扭剛度與汽車的軸距相關(guān)，不同的軸距所得出的抗扭剛度不同。為得到抗扭剛度的通用性，可計(jì)算單位長(zhǎng)度上的抗扭剛度，并將扭轉(zhuǎn)角換算成角度制，則單位長(zhǎng)度上的抗扭剛度為

式中：Kt為單位長(zhǎng)度上的抗扭剛度，N·m/deg；Δh為左右氣囊中心點(diǎn)位移差。

根據(jù)計(jì)算結(jié)果得知，Δh=h1-h2=0.168mm+0.239mm=0.407mm，力臂L=1.317m，將該值代入到式（4）可得

對(duì)于全鋁車身，一般抗扭剛度在3E4N·m/deg以上即可滿足剛度要求。

4 結(jié)論

相較于鋼車身來(lái)說(shuō)，該全鋁車身在重量上減輕了30%以上，實(shí)現(xiàn)了客車的輕量化，很好地降低了行駛過(guò)程中的能量消耗，充分利用電池的能量利用率。在安全性能方面，分別從強(qiáng)度和剛度對(duì)該車進(jìn)行了數(shù)值計(jì)算，并得出了以下結(jié)論。

（1）從強(qiáng)度上，通過(guò)垂向彎曲、轉(zhuǎn)向、制動(dòng)以及扭轉(zhuǎn)4種工況對(duì)客車進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析。從分析結(jié)果可以看出，鋁制車身在這4個(gè)工況下的最大應(yīng)力分別為：垂向彎曲工況70.4MPa，轉(zhuǎn)向工況79MPa，制動(dòng)工況82.9MPa，扭轉(zhuǎn)工況螺接部位177.8MPa，焊接區(qū)域除了奇點(diǎn)外，最大應(yīng)力小于150MPa，均小于材料的屈服強(qiáng)度，符合強(qiáng)度要求。

（2）從剛度上，該車的抗扭剛度為7.43E4N·m/deg，比一般的抗扭剛度大，說(shuō)明該車在剛度上也能夠符合要求。

強(qiáng)度和剛度上的分析結(jié)果表明，用全鋁車身替代鋼車身，在輕量化的同時(shí)，也保證了汽車的安全性能，是完全安全可行的。