城市客车轻量化研究.doc

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课题的背景和意义随着国民经济的蓬勃发展，城市人口和流动人口在迅速增长，城市规模也不断扩大。2000年，我国城市人口为4.46亿，预计2010年将增加到6.28亿1，但是由于城市建设缺乏长远规划，市区内基本已成定局的城市道路系统很难予以有效的改造，使其适应不断增长的交通运输量的需要。而城市客车是城市客运的主要载体，大力发展大型、环保型城市客车是缓解城市交通压力、治理城市大气污染的有效途径之一。客车车身是客车整车的重要组成部分，对整车产品的设计在艺术美学、人机工程学、燃油经济性和安全性等方面有重要影响2,成功的车身设计是功能与形式的完美统一。随着人们对汽车安全性、舒适性、环保性能要求的提高，汽车空调、安全气囊、隔热隔音装置、废气净化装置、卫星导航系统、无线电通讯等设备越来越多的被安装到汽车上，这无形中增加了汽车的质量、耗油量和耗材量3。因此，着眼于长远的可持续发展，节约资源、减少环境污染，要使汽车节油，首选措施是让汽车“瘦身”，减少车辆自身重量。据统计，客车车身质量占汽车总质量的30%-40%，车身制造成本占整车制造成本的比重超过50%。因此，车身轻量化对整车的轻量化起着举足轻重的作用，对车身轻量化的研究显得十分重要。大客车车身是一个复杂的空间薄壁杆件结构，从结构力学来看，大客车车身是由空间骨架、抗弯薄板、壳体和应力蒙皮等构建组成的空间高次超静定结构。由于结构需要，各杆件结构形状各异，而且杆件之间的连接也是各种各样的。车身骨架的受力情况也比较复杂，特别是我国道路行驶条件差，通常为B级或C级路面。在高低不平、崎岖起伏的道路上行驶时，整个客车车身骨架会反复受到扭转，产生成为车架强度主要问题的反复约束扭转应力。所以结构分析的难度较大，许多汽车厂家进行设计初期，因为没有实测数据，故只能依赖于经验和类比设计，缺乏建立在力学特性（强度、刚度）分析基础上的科学依据，从而使设计偏于保守，承载构件得不到充分使用，汽车自身质量过大，成本过高。因此国内外汽车厂家对汽车车身轻量化设计都非常重视。轻量化途径有很多种，大概可以分为：1、采用新型材料，如高强度钢、铝及其合金、纤维增强塑料等。奥迪（Audi）公司1994年生产的全铝A8轿车，采用铝合金车身，使车身质量降低了40%。2、新型制造加工技术，如专用焊接技术、专用机械紧固元件等。德国某公司采用CO2激光焊接11m长的焊缝，使其焊接处强度提高50%。国外某些汽车厂家采用Tailored Blank（泰勒法）工艺制造车身零件，用这种工艺冲压的车门，各处厚度可以不相等。3、优化结构设计，尽量减少零件数量。用有限元法建立车身模型，使车身各处承载截面及厚度更加合理。1995年德国保时捷（Porsche）公司的美国分公司完成了ULSAB（钢车身轻量化设计）的项目，使轿车车身的总质量由271kg降至205kg。轻量化的目的就在于确保车体强度、刚度的前提下，减轻车身骨架的质量，不仅可以减少钢材和燃油的消耗，减少污染排放，提高车速，改善汽车起动和制动性能，而且可以有效减少振动和噪声，增加汽车和公路使用寿命4。1.2 有限元技术1.2.1 有限元法简介一般机械结构的几何外形相当复杂，所受的外力载荷种类相当多，理论分析往往无法进行，欲求得其解答，则需简化其结构，或者采用其它有效的数学物理方法。当前的数学物理方法大致可分为解析法与数值法两大类，解析法因为数学工具不尽完善而只能求解少量简单问题，故主要是应用计算机进行数值解法。其中应用较多的有限差分法(FDM: Finite Difference Method)和有限元法(FEM: Finite Element Method)，尤以后者应用广泛。有限差分法是把描述物理过程的偏微分方程变为近似的差分方程，用代数方法求解。但该法对结构和边界条件复杂的问题求解精度有限。有限元法的中心思想是对求解域(物体)进行单元剖分和分片近似。首先将物体离散为有限的子域有限元5；然后对每一单元函数(位移和应力)进行近似插值，得单元线性方程组（每一单元的方程表达式相同）；再对单元方程组进行组装；最后利用计算机求解系统线性方程组6KUF。有限元法是将所探讨的工程系统（Engineering System）转化成为一个有限元系统7 (Finite Element System)，该有限元系统由节点（Node）及单元（Element）所组合而成，以取代原有的工程系统。有限元系统可转化成一个数学模式，并按照不同领域的需求，根据该数学模式推导出每一个单元的载荷方程，再组合整个系统的单元，构成系统方程组，最后将系统方程组求解，进而得到该有限元系统的解答，并通过节点、单元表示出来。一个完整的有限元模型，除了节点和单元外，还包含工程系统本身所具有的边界条件，包括约束条件、载荷等。有限元法应用的领域非常广泛，广泛应用于结构力学8（包括线性与非线性）、结构动力学、热力学、流体力学、电路学、电磁学等，而越来越多的发展是不同领域的结合，比如流体与结构力学的结合、电路与电磁学的结合等，更使得其发展越来越迅速，应用也越来越广泛。有限元原理的推演及理论发展已非常完善，已经成为设计人员不可缺少的工具之一，能降低设计成本，缩短设计时间5。有限元法的应用前景十分广阔，主要具有以下特点：（1）整个系统离散为有限个元素。（2）利用能量最低原理与泛函数值定理转换成一组线性联立方程组。（3）数值处理方便有限元法的数值基础是积分形式的变分原理或加权参数法，把数理方程的求解变成定积分运算和线性代数方程组或常微分方程组的求解，数值处理方便。（4）数值性能好刚度矩阵K稀松、对称正定，便于高效稳定求解。（5）适用范围广有限元采用物理上离散与分片多项式插值，具有广泛适用性，线性、非线性、热、电、磁、流体均适用。（6）计算程序标准化有限元采用矩阵形式和单元组装方法，每个计算步骤便于实现模块化，且保证上机计算的可靠性。1.2.2 有限元在汽车行业中的应用对汽车的零部件和整体结构进行力学仿真和分析，是研究其可靠性、寻求最佳设计方案的主要手段。汽车在实际使用中载荷情况很复杂，采用经典力学的计算方法往往有很大的局限性，而有限元方法(Finite Element Method)的发展和应用，为其带来了一种可靠的计算方法。进行有限元分析的目的包括：（1）计算结构的静动态特性，进行优化设计，预测其疲劳寿命和可靠性。（2）在汽车使用中发生故障时，分析其原因，提出合理的改进方案。一个完整的有限元分析软件包括三个组成部分和两个支撑环境，即前处理部分(Pre-Processing)、有限元分析计算部分(FEA Solving)、后处理部分(Post-Processing)，而两个支撑环境为数据库(Database)以及数据可视化图形系统(Visualization of Scientific Data)，如图1-1所示。数据可视化图形系统可以借鉴已有的图形支撑环境，如UG、Pro/E、I-DEAS、SolidEdge等9。 科学数据的可视化(Graphics Displays)前处理（Pre Processor）l 几何造型l 节点，单元，网格l 位移，力边界条件后处理（Post Processor）l 变形图l 应力图l 误差图有限元分析计算（Solver）l 分析类型l 求解器控制l 输出控制 数据库(Database)图1-1 有限元分析软件的组成美国福特汽车公司在上世纪70年代即使用NASTRAN软件，用板梁单元进行车身的静态分析，找出高应力区，并改进应力分布。日本五十菱汽车公司在80年代末已将CAE应用到车身设计的各个阶段，从最初设计阶段的粗略模型到设计中、后期的细化模型，分析的范围包括强度、刚度、振动、疲劳、碰撞及形状和重量的优化10。进入90年代，有限元分析得到了更为广泛的应用。美国通用汽车公司在通用有限元程序的基础上自主开发了后处理程序，将发动机和道路激励载荷集成到数据库中，进行汽车对发动机和道路激励的响应分析和改进，极大的简化了分析过程。日本尼桑汽车公司利用有限元分析仿真来驱动整个设计过程，减少了设计时间，在分析中使用的模型已经包括悬架、发动机、轮胎和转向机构，使花费、重量和NVH ( Noise、Vibration、Harshness )性能得到优化。美国福特汽车公司也利用CAE在新车开发中提高其NVH性能，取得良好效果。国内用有限元法分析车身结构始于70年代11，浙江省交通科学研究所应用有限元方法在西门子7739计算机上对大客车车身进行了强度计算。进入80年代，在汽车结构分析中，有限元分析方法逐步开始推广应用。随着计算机软、硬件技术的发展，特别是微机的性能大幅提高及普及，在微机上进行有限元分析已不再是难事，使得有限元分析的应用向广度和深度发展。在汽车分析中，有限元法的应用概括起来可以分成以下七类：（1）结构的模态分析；（2）汽车操纵稳定性分析；（3）汽车整车分析；（4）传热分析；（5）汽车空气动力学分析；（6）汽车结构噪声分析；（7）汽车被动安全分析。1.2.3 有限元分析软件ANSYSANSYS软件是融结构、热、流体、电磁、声学于一体的大型通用有限元分析软件，该软件可浮动运行于从PC机、NT工作站、Unix工作站直至巨型机的各类计算机及操作系统中，数据文件在其所有的产品系列和工作平台上兼容。ANSYS软件能与多数CAD软件接口，实现数据的共享和交换，如Pro/Engineer、NASTRAN、I-DEAS、AutoCAD等，是现代产品设计中的高级CAE工具之一。ANSYS的有限元分析是对物理现象的模拟、对真实情况的数值近似。通过对分析对象划分网格并求解有限个数值来近似模拟真实环境的无限个未知量。软件主要包括三个部分：前处理模块、分析计算模块和后处理模块。前处理模块提供了一个强大的实体建模及网格划分工具，用户可以方便地构造有限元模型；分析计算模块包括结构分析、流体动力学分析、电磁场分析、声场分析、压电分析以及多物理场的耦合分析，可模拟多种物理介质的相互作用，具有灵敏度分析及优化分析能力；后处理模块可将计算结果以彩色等值线显示、梯度显示、矢量显示、粒子流迹显示、立体切片显示、透明及半透明显示（可看到结构内部）等图形方式显示出来，也可将计算结果以图表、曲线形式显示或输出。软件提供了100种以上的单元类型，用来模拟工程中的各种结构和材料9。ANSYS的典型分析过程如下12：1建立有限元模型：创建或读入几何模型；定义材料属性等；划分网格与网格控制。2施加载荷并求解：设定载荷及载荷选项，设定约束条件；选择求解方法；设定计算参数；求解。3后处理：查看分析结果，包括位移、应力、应变、温度等；检验结果（分析结果）。1.3 本论文的研究内容与方法根据文献阅读得到的结论，同时结合课题的研究需要，确定本文的研究内容如下： 1. 利用有限元分析软件ANSYS，采用壳单元和梁单元建立某型城市客车车身有限元模型，进行静态计算检验车身强度，获得车身强度分布。对比计算结果与实际情况，验证模型的合理性。2. 提出对有限元分析加载方案的改进，主要是提出用质量单元对车厢内乘客等进行模拟，在此过程中建立了人体的计算模型；通过对车身强度计算与原计算结果加以比较，验证有限元模型和加载方法的有效性。3. 在有限元分析过程中，针对制动和转弯工况车身出现的轴荷变化，建立了数学模型给予详细分析，并将计算结果运用到有限元分析当中，得到了关于上述两种工况的比较精确的结果。4. 在获得车身强度分布的基础上进行车身骨架的轻量化优化设计。利用ANSYS软件就该车的车身骨架对车身扭转刚度和一阶扭转频率的灵敏度进行分析，根据灵敏度分析结果选择设计变量，以车身扭转刚度和一阶扭转频率为状态变量，以车身骨架总质量为目标函数进行优化。第二章 客车车身结构分析的有限元理论2.1 有限元分析的基本方法应用有限元法进行客车车身结构分析的基本思路是，化整为零、积零为整，把复杂的结构看成为有限单元所组成的连续弹性体的过程，即先将车身骨架离散成空间梁单元，然后采用位移法，根据单元的材料性质、形状、尺寸、节点数目、位置等，找出单元节点应力和节点位移的关系式，再应用弹性力学中的几何方程和物理方程来建立力和位移的方程式，导出单元刚度矩阵。接着将单元刚度矩阵进行坐标变换，叠加组成整体刚度矩阵，利用结构力的平衡条件和边界条件把各个单元按原来的结构重新连接起来，形成整体的有限元方程2： （2.1）式中 K 整体结构的刚度矩阵； q 节点位移列阵； f 载荷列阵。2.2 薄壳单元特性2.2.1 薄壳基本理论壳体是由两个曲面包围而构成的空间物体。这两个曲面间的距离2h较物体的其他尺寸为小，称为壳体的表面。壳体中与两个表面等距离的点的轨迹称为壳体的中面。在中面上每一点处作中面的法线，法线被壳体的两个表面所截得的线段长度称为壳体在该点处的厚度。一般来说，壳体的厚度可以随中面上各点位置的变化而变化，但本文仅涉及等厚度壳体。 2.1.2 以矩形平面单元为基础的一般柱面薄壳的有限元解法(1)节点位移向量和节点力向量由于单元之间是通过空间刚性节点在单元角处相连接的，因此，单元的每个节点相应地有六个节点位移分量和六个节点力分量，如图2-2所示。考虑到薄壳的应力状态和弯曲应力状态的组合，所以，节点位移向量及节点力向量分别是：（I,j,m,p）(2.2)（I,j,m,p）其中，为与平面应力状态有关的节点位移向量和相应的节点力向量，是薄板弯曲状态有关的节点位移向量和相应的节点力向量。据此，单元节点位移矩阵和单元节点力矩阵，就可表示为： (2.3)图2-1 局部坐标系下的壳单元(2)单元刚度矩阵矩形平面壳体单元，单元节点力和节点位移的关系可写成：单元任一节点力向量 （2.4）考虑到式（2.4），同时认为平面应力状态的节点力、节点位移与弯扭应力状态的节点力、节点位移互不影响，且单元的平面应力与弯扭应力不会产生节点力矩，而同样也不影响单元的节点力和应力。而单元位移函数为：其中， （i,j,m,p）于是由上式单元位移函数可确定在组合应力状态下单元刚度矩阵的子矩阵的形式为： （2.5）其中，为相应于平面应力矩形单元ijmp单元刚度矩阵的子矩阵，为矩形薄板单元弯扭应力状态单元刚度矩阵的子矩阵。由局部坐标下的单元的刚度矩阵，就能求得整体刚度矩阵，建立平衡方程组。2.1.4 壳单元SHELL63简介13弹性壳单元SHELL63是最为常用的ANSYS软件提供的单元之一,如图2-2所示。它具有弯曲和薄膜能力，允许面内及面法向的载荷，该单元每个结点有6个自由度：X，Y，Z方向的平移及转动，包含应力刚化及大变形能力。在大变形（有限转动）分析中可用一致切线刚度矩阵选项。单元的定义包括四个结点、四个厚度、一个弹性基础刚度、和正交异性材料特性。正交异性材料的方向参照单元坐标系。单元的X轴可以通过角度THETA (度)进行旋转。图2-2 shell63弹性壳单元2.3 空间梁单元特性2.3.1 空间梁单元基本理论图2-3是在xoy平面中的梁单元，暂不计轴向位移，可视为简支梁，EI为梁的抗弯刚度，A为截面面积。建立单元的刚度矩阵如下：图2-3 梁单元 梁在横向外载荷（可以是集中力或分布力载荷等）作用下产生弯曲变形，对于平面弯曲问题，每个点处的位移有两个，即扰度和转角；相应的也有两个节点力，即与扰度对应的剪力和与转角对应的弯矩。我们规定扰度和剪力向上为正，转角和弯矩逆时针方向为正。如图2-3所示，梁的左右节点分别为i节点、j节点，则节点位移和节点力可以分别写成、和、，也可以写出矩阵形式： （2.6）称为单元的节点位移列阵。 （2.7）称为单元的节点力列阵。显然，梁的节点力和节点位移是有联系的。在弹性小范围内，这种联系是线性的，可用下式表示： （2.8）它代表了单元的节点力和节点位移之间（或力与变形之间）的关系。式中称为单元刚度矩阵，它是单元的特性矩阵。2.3.2 梁单元BEAM4及BEAM188简介13BEAM4是具有张力、压缩、扭转和弯曲能力的单轴单元，如图2-4所示。该单元在每个节点上具有6个自由度：x、y、z方向的平移自由度和绕x、y、z轴的转动自由度，包含应力集中和大变形能力。图2-4 BEAM4单元BEAM188是2节点的线性单元或3-D的二次梁单元，如图2-5所示。该单元适合于短粗或厚梁单元的分析。该单元在每个节点上具有6或7个自由度，十分便于线性、大转动和（或）大应变的非线性应用图2-5 BEAM188单元本章小结本章主要介绍了有限元理论的分析方法和有限元法中单元的特性，详细说明了本文所用的单元及其特性。第三章 城市客车有限元模型的建立有限元分析计算结果的可信度高低直接受分析模型与实际工程结构力学特性符合程度的影响。客车车身是一个极为复杂的空间薄壁杆、板组合结构，在实际结构的基础上有效地建立简化而且正确的有限元模型，是保证有限元分析准确的首要条件。图3-1是本课题研究的城市客车实物照片。图3-1 城市客车实物图3.1 建立模型应满足的要求建立的模型应满足下列要求:1. 计算模型必须具有足够的准确性,所形成的计算模型要能反映车身结构的实际状况。在此既要考虑形状与构成的一致性,又要考虑支承情况和边界约束条件的一致性,还要考虑载荷和实际情况的一致性。2. 计算模型要具有良好的经济性.复杂的计算模型一般具有较高的准确性,但计算模型并不总是越精确,越复杂.复杂的计算模型的建立相应地会花费更多的时间,人力,物力去进行前处理,数据准备工作,数据计算和后处理,从而使计算费用大大增加。3.2 车身结构几何模型的建立3.2.1 车身结构几何模型的简化为了保证计算的准确性及缩小解题规模，在尽可能如实地反映汽车车身结构主要力学特性的前提下，力求简化车身结构的几何模型，以便有限元模型采用较少的单元和较简单的单元。模型简化的正确与否、合理与否直接关系到有限元计算结果的正确度及精确度。根据模型简化的思想，对该客车车身结构的简化具体做法如下14151617：1该大客车车身是骨架式结构，蒙皮对骨架刚度加强作用很小，因此分析时可以不考虑蒙皮的影响18，车身因此简化为空间框架结构19。2对于顶盖的横梁、前围的横梁等弯曲杆件，简化为若干直梁来考虑。曲线连接简化为圆弧连接，将连接部位的很小的圆弧过渡简化为直角过渡20。3省略功能件和非承载构件。有些构件仅为满足结构或使用上的要求而设置,并非根据强度的要求而设置，如前后保险杠、脚踏板支架、顶棚天窗的短横梁、风窗玻璃上的鼻梁、减震器的支架等。这些构件对车身结构的内力分布和变形影响都较小,因此在建模时可以忽略。4对于距离较近而作用基本相同的构件合成为一个构件，且对截面的形状作适当的简化。由于客车上一些构件的设计不仅仅是考虑简单的受力，而且还要顾及其他部件的安装与使用要求形状不规则，所以对于这种截面形状不规则的构件，需要作适当的简化。对于一些结构上的孔、台肩、凹槽、翻边在截面形状特性等效的基础上尽量简化，对截面特性影响不大的特征予以忽略。 3.2.2 客车车身结构几何模型的建立由于客车车身骨架截面在各个不同的空间位置上其形状和大小都保持不变，故用Pro/E构造客车车身骨架时，可采用曲面扫描法，求出骨架杆件截面的空间运动轨迹(即车身骨架杆件外表面中心线)，将该截面沿其空间运动轨迹扫掠即可得车身骨架的实体模型。又因为客车车身骨架是一个空间多层次的杆件结构，分为底架，前围、后围、左侧围、右侧围和顶盖六大部分，在具体设计时，先根据六大片的设计参数进行布局设计，一般是先进行底架布局设计，确定底盘各总成的具体布置位置后，再根据底架设计中的一些关键参数进行前、后围、左右侧围及顶盖的设计;然后利用在Pro/E上已建立好的车身表面数字模型和骨架六大片布局设计参数求取车身骨架与车身表面数值模型的截交线即车身骨架杆件外表面中心线，构造出车身六大片的线框模型。根据客车车身结构需要，选取合适的骨架构件截面，如矩形、槽形、L形(角钢)和工字型等，由此截面沿车身六大片的线框模型扫掠构造出车身六大片骨架实体模型。最后利用Pro/E的装配模块，进行整车装配，生成车身骨架图。3.3 车身结构有限元模型的建立21在车身几何模型的基础上，进行模型的离散化，建立有限元模型。这些单元仅仅在节点处连接，单元之间的载荷也仅由节点传递。连续体的离散化又称为网格划分。离散而成的有限元集合体将替代原来的弹性连续体，所有的计算分析都将在这个计算模型上进行。因此，有限元分析计算的速度和结果的准确度直接受分析模型与实际工程结构力学特性符合程度的影响。3.3.1 单元的选择本课题所研究的大客车的车身为半承载式、骨架式结构车身，半承载式车身以其下部的车架和车身骨架共同承担载荷。骨架在其立柱下端与底架纵梁两侧悬伸的横梁刚性相连，即车身骨架下部与车架组合为一整体，车架承担大部分载荷，并通过骨架传递到车身的各个部分，使车身也分担部分弯曲和扭转载荷。车身部件间的连接大都采用焊接的方式，在模型处理过程中采用耦合点来模拟部件间的焊接。考虑到整个模型计算准确性和计算效率，对于不同部件采用不同单元类型来模拟。钢板弹簧悬架系统采用柔性梁和刚性梁模拟。车架部分主要由纵梁、横梁和加强板构成，由很多厚度不同的槽钢、角钢、平板组焊而成，左右纵梁为主要承载构件，其所受载荷大，应力状况复杂，受到拉、压、弯、扭等几种独立的及其组合工况的作用，是实际使用中应力状况最恶劣的零件，也是有限元分析计算考虑的重点。因此以面来建立底架部分的几何模型，在有限元模型中以板壳单元SHELL63来模拟底架结构。使用壳单元对车架进行离散化具有较高的精度，由于薄壳理论考虑到了曲面在弯曲变形外的平面内力，因此更加接近结构的真实情况。车架有限元模型如图3-2所示。图3-2 某城市客车车架有限元模型车身骨架包括左右侧围、前后围和顶盖，主要由细长杆件如钢管、角钢、槽钢等型钢组成，窗立柱较细，车窗开口大，顶盖横梁分布均匀，数目稍多于侧围立柱数目，很好的保证了骨架的结构刚度。整个骨架部分为杆系结构，由于其所受载荷相对较小，应力状态也比较简单，主要受拉、压应力。骨架可用实体单元或空间梁单元处理，利用实体单元可以更详细地反映出结构局部地应力分布状况，但是考虑到计算的经济性以及骨架上应力状况并不复杂，故用直线和曲线建立其几何模型，在有限元模型中以梁单元BEAM188来模拟骨架结构。事实证明，这样处理是可行的。外蒙皮为只起装饰作用的薄钢板，在有限元分析中省去。车身骨架有限元模型如图3-3所示。图3-3 某城市客车车身骨架有限元模型3.3.2 网格的划分划分网格时应该考虑网格的大小，网格过大会使模型粗糙而不能精确地表现局部的应力水平；网格过小会使计算时间增多，而且计算精度并不会随单元的增加而线性提高22。网格的控制应该在建模过程中不断调整，获得最佳单元尺寸。此骨架模型经过多次网格划分和计算，最终确定的单元大小为边长40mm，在有些局部地方还有调整或进行线段设置，以消除警告单元23。三角形单元相对比较稳定，但如果三角形单元较多,就相当于人为地增大了实体的刚度，不能很真实地反应整车模型的应力，而且三角形单元的使用会给整车模型带来更多的单元，影响计算时间。本模型主要使用四边形单元划分车架上的壳单元。3.3.3 钢板弹簧的模拟24钢板弹簧除了作弹性元件外，还起导向作用，因此其在各个方向上均有刚度，且其在其他方向上的刚度要比垂直方向上的刚度大得多，故用刚性梁-柔性梁结构模拟钢板弹簧。在约束处理中忽略轮胎的变形。刚性梁-柔性梁模拟悬架的等效如图3-4所示。图3-4 悬架的刚性梁-柔性梁模拟图悬架弹簧刚度K用水平柔梁的垂直弯曲刚度来等效；对于刚性梁，为使其受力时垂直位移远小于水平柔梁的垂直位移，取其轴向刚度为6.Ox106N/mm。刚性梁截面取为正方形，面积由下式计算： (3.1)式中：A刚性梁的截面积； K刚性梁的轴向刚度； L刚性梁长度； E钢的弹性模量。柔性梁截面取正方形，h为截面边长，由挠度公式推出悬架弹簧的刚度K的倒数应等于 ,即。由，可得。式中：K钢板弹簧刚度； L悬架前后吊耳中心之间的距离。3.3.4 载荷处理252627作用于客车车身上的载荷主要是底盘和车身骨架、车窗玻璃等的自重，乘客、座椅和地板的重量，底盘上的发动机、变速箱、方向机、水箱、油箱、蓄电池等总成。1对于车架和车身骨架的自重，只需在ANSYS软件的前处理程序中输入相应的材料密度，程序便根据所输入的单元厚度、实常数等自动将单元载荷因子的信息计入总载荷，进行计算。2对于车窗玻璃重量的处理，将玻璃重量以均布载荷的形式施加到车身骨架腰梁的相应单元上。考虑窗框上还有橡皮封条和其他一些附加构件，因此按原始重量再乘以一个系数1.2来处理，前后风窗也按此方法来处理26。3将满载的乘客和座椅质量作为均布载荷施加到车身地板或车架的相应节点上，取乘客质量为65kg，座椅质量为15kg。4对于底盘各总成的重量如发动机总成、油箱、蓄电池、方向机等，以静力等效的原则按其在底盘上的实际位置以集中力的形式施加于相应的车架单元节点上。若有限元模型上无相应节点的，采用载荷偏置法将载荷偏置到附近节点，并施加相应力矩26。满载后，整车厂定总质量为11700kg，其中前轴载荷3750kg，后轴载荷7950kg。3.3.5 整车有限元模型把车架部分与车身其余各部分进行连接，耦合连接处节点的自由度，形成城市客车整车有限元模型，如图3-5所示。最终计算模型包含35552个节点，32881个单元，模型中使用了三种类型的单元，其中，底架使用壳单元SHELL63，车身骨架采用梁单元BEAM188模拟，板簧则使用梁单元BEAM4。图3-5 城市客车有限元模型车架采用的材料为B-6.0/16Mn，车身骨架材料为Q235A钢，参数如下表：表3-1 材料参数名称弹性模量(N/mm)泊松比密度(kg/mm)强度极限(N/mm)屈服强度(N/mm)Q235A2.10.37.85380235B-6.0/16Mn2.10.37.85509.96343.25本章小结本章主要介绍了建立城市客车车身模型过程中对结构简化的原则与方法，建立了车身有限元模型。介绍了本文的有限元分析中对单元的选择、网格的划分、钢板弹簧的模拟和载荷的处理。第4章 车身结构的静态强度的计算与分析客车的行驶工况比较复杂，过去的理论分析、室内实验和实际使用都表明，直接关系到客车车身结构强度的行驶工况主要是弯曲工况和弯扭组合工况28。对客车结构强度进行分析，其目的是计算在最大载荷作用下车身上的应力分布情况。4.1 弯曲工况客车在平坦路面上以较高车速行驶时，路面的反作用力使车身承受对称的垂直载荷。它使车身产生弯曲变形，其大小取决于作用在车身各处的静载荷及垂直加速度。在ANSYS中通过使客车处于满载水平状态，施加沿垂直方向上的载荷，约束四车轮六个方向的自由度来模拟计算客车在平坦路面上正常行驶情况下的应力分布情况。4.1.1 约束处理约束的原则是将有限元模型完全约束而又不过约束，这对于客车行驶的四个工况都是适用的。因此对于弯曲工况，四个车轮的z向平移自由度均被约束，右前轮的y向平移自由度被约束，左后轮x向平移自由度亦被约束，同时右后轮的x、y向平移自由度、也被约束。4.1.2 弯曲工况计算结果分析图4-1 弯曲工况车架底架应力图图4-2 弯曲工况左侧围应力图图4-3 弯曲工况右侧围应力图图4-4 弯曲工况顶盖应力图图4-5 弯曲工况后围应力图由图4-1可以看出，由于发动机后置，相应的离合器、变速器、水箱等部件的质量大都集中在车架后部，所以在弯曲工况下，该车的最大应力位于车架后部纵梁附近，为70.1MPa。由于车身后部承受较大载荷，以及从后围骨架与车架相连处看，车架刚度远大于后围骨架(底架梁壁厚为6mm，后围骨架壁厚仅为1.5mm)，从车架后部传递到后围骨架，刚度上发生突变，所以后围骨架最大应力产生在与车架相连接处，为33.9MPa，如图4-5所示。其它应力集中区域有：左侧围后悬架附近（20-30MPa）（如图4-2所示）；右侧围后悬架附近(20-40MPa)（如图4-3所示）；后门中部对应的顶盖横梁右侧靠近边梁处(15-28MPa)（如图4-4所示）。考虑到客车在正常行驶中的动载荷，在该工况下，整车的应力水平不高。4.2 弯扭组合工况计算客车在运行过程中不可能仅仅承受弯曲或扭转作用，这两种工况总是同时作用，取客车满载、一轮悬空的状态为弯扭组合工况，用于模拟汽车在崎岖不平的路面上行驶的弯扭工况。由于该车发动机后置，因此后轮悬空比前轮悬空的工况要恶劣得多；而且，由于右侧围骨架上开有车门，满载时车身质心会右偏，相对而言，右侧车身承受更大的载荷。因此，取左后轮悬空工况为本文分析的弯扭组合工况。4.2.1 约束处理由于左后轮悬空，因此左后轮自由度被释放，右后轮的y、z向平移自由度、被约束，右前轮x、y、z向平移自由度、被约束；左前轮的z向平移自由度被约束。4.2.2 弯扭组合工况计算结果分析图4-6 弯扭工况车架底架局部应力图图4-7 弯扭工况左侧围局部应力图图4-8 弯扭工况右侧围局部应力图图4-8 弯扭工况顶盖应力图弯扭组合工况为最恶劣工况。该工况下应力最大区域出现在后钢板弹簧前支架后横梁处，应力为115MPa，如图4-6所示。从车架应力图可以看出，应力较大区域集中在后钢板弹簧前后吊耳附近，最大应力为85.5MPa。整体应力水平约为30-40MPa。从左右侧围应力图（图4-7、4-8）可以看出，两侧围上的高应力区都主要集中在后轮对应的侧围裙梁处，且右侧围的应力水平值比左侧围的高。顶盖上的最大应力位置（图4-8）和弯曲工况下相同，但应力值有所提高。前后围的应力水平则大大低于上述部件的应力水平。对于该客车车身骨架材料Q235A钢而言，屈服应力S =235MPa。对车架而言，其所用材料为B-6.0/16Mn，其-1 =245.18MPa,弹性极限应力S =343.25MPa，断裂极限应力b =509.96MPa。由于客车在行驶中总是受到动载荷作用，另外材料的工艺因素引起应力集中，因此选取安全系数为1.5，则骨架材料Q235A钢的许用应力=157Mpa，车架材料B-6.0/16Mn的许用应力= 229Mpa。可以看出，在弯曲、弯扭工况下，车身应力远低于许用应力，造成了材料浪费，需要对车身进行优化。本章小结 本章讨论了城市客车的弯曲工况和弯扭组合工况，计算了车身结构的静态强度，指出了两种工况下车身各部分应力集中区域，并分析了原因。通过两种工况的计算，了解了应力分布情况，用于指导下面的车身结构的优化设计。第五章 加载方法的改进和在有限元计算中的应用根据汽车产品定型可靠性行驶试验规程规定：样车必须以一定车速、在各种道路上行驶一定里程，主要是在高速道路、一般道路、弯道上行驶时，在弯曲、扭转、紧急制动和急转弯等四种典型工况下，进行计算分析，最后确定车架结构强度是否满足要求,以进一步进行优化设计。上一章已经对客车的弯曲和弯扭工况进行了分析计算。加载的不够细致，有可能造成有限元计算结果的不正确，因此，本章提出对加载方法的改进，并对改进后的模型进行计算，将其计算结果与原结果对照，验证新的加载方法的可行性。另外，本章对制动和急转弯工况进行了分析计算。5.1 加载方法的改进5.1.1 乘客的模拟对于车厢内乘客质量的加载，一般的做法是将满载的乘客质量作为均布载荷施加到车身地板或车架的相应节点上，在第四章中所述计算方法即采用此法。这种处理方法对于弯曲和弯扭工况下的计算是可行的，然而，在制动和转弯工况中，由于惯性力的存在会引起乘客质心位置的变化，并且乘客对车内扶手杆会施加不可忽视的力，传统做法在这两种工况下会造成一定的计算误差。因此本文考虑对于乘客进行立姿和坐姿的区分，建立计算模型，力求贴近实际情况对其质量给予加载。建立乘客计算模型的思路是首先计算出立姿和坐姿乘客的质心位置，然后在质心处用质量单元模拟乘客的质量，在制动和转弯工况下还要将一定质量施加在车厢内的扶手杆上。根据中华人民共和国国家标准GB10000-88中国成年人人体尺寸29，结合人机工程知识，计算人体各环节质量及其质心相对位置，进而可确定乘客质量的加载位置。此结果也可作为后人在相关方面研究的参考，应用领域涵盖安全防护设备（如工业栏杆、民用阳台护栏、安全带等）的设计、形体假人设计、伤残人假肢的研制、汽车安全保护、检测及飞机紧急弹射救生、人体动作分析、运动仿真及人机关系等方面30 31。一、计算人体环节质量、质心的数学模型的建立32建立数学模型的目的,是利用中国成年人人体尺寸国家标准中的数据,分别计算成年人各环节及整体质量和质心的数据,进而统计出成年人人体质心参数。本文根据国家标准中关于人体环节质量和质心与人体尺寸的回归方程，将相关人体尺寸转换为其对应的人体环节质量和质心相对位置。数学模型的回归方程自变量的选择有以下几个原则30：1选择国际通用项目作为自变量以便分析对比，因此身高体重为首选项目；2通过逐步回归选择复相关系数最大的几个项目作为自变量；3选择中国成年人人体尺寸标准中包含的人体测量项目；4选定项目必须是人们熟悉并便于测量的项目。基本数学模型是：式中为系数，查阅GB/T 17245-1998成年人人体质心；为人体各环节的尺寸数据，查阅GB10000-88中国成年人人体尺寸，本文选取人体95百分位数据；结果中的质量()的单位是千克()，质心()的单位是毫米()。二、人体环节质量与质心相对位置的计算图5-1 人体环节划分及人体环节分界点图将GB10000-88中国成年人人体尺寸中人体95百分位各环节数据和GB/T 17245-1998成年人人体质心中回归方程各项系数代入到回归方程中，通过计算可得到人体环节质量和质心位置，质心位置数据为质心点到人体环节划分的分界点的距离，分界点如图5-1所示32。计算结果如表5-1所列：表5-1 人体各环节质量及质心相对位置（由1860岁成年男子95百分位数据计算得出）环节质量(kg)质心相对位置(mm)质心测量起点头颈6.132130.725头顶点上躯干12.199123.375颈椎点下躯干19.844185.795胸下点上臂2.105169.150桡骨点前臂1.101142.540桡骨茎突点手1.359120.195中指指尖点大腿10.597271.355胫骨点小腿3.386229.595内踝点足2.40838.955足底整体72.8861176.560足底注：左右对称部分，如上臂、前臂、手、大腿、小腿、足各部分，其环节分界点的名称相同。对于立姿和坐姿乘客的质心位置计算，有：1由回归方程可直接得出人体标准姿势即直立状态下的质心位置，为从足底向上1176.56mm处。2对于坐姿乘客的质心位置，应根据客车上的乘客座椅的几何参数及乘坐姿势来确定。乘客座椅以乘坐休息为主，应保持舒适的乘坐姿势，取靠背角为100，并保持上躯干和下躯干的轴线重合，座垫角为5，则上体与大腿夹角为95；小腿向前伸，大腿和小腿之间的角度为85；坐着的乘客一般将脚平放在地板上，并取小腿与足的夹角为90；上臂与躯干平行，前臂水平放于扶手上，乘客头颈保持直立3334。由于人体可视为左右对称，且对称面与座椅对称面重合，因此三维人体模型可简化为二维人体模板，如图5-2所示，其中各环节数据取自GB/T15759-1995人体模板设计和使用要求。图5-2 坐姿二维人体模板示意图如图，以R点（95百分位人体样板确定的H点）为坐标原点建立坐姿人体坐标系，根据式5-1可确定坐姿人体的质心位置。 () （5-1）式中，为表5-1中所列的人体各环节质量，、分别为各环节质心到R点的水平和垂直距离。、分别为坐姿人体质心到R点的水平和垂直距离，可用作图法或计算法求得坐姿人体的质心位置。经计算得：。由此可见，若计及座椅重量，则可认为坐姿人体和座椅的质心大致与R点重合。故在粗略的计算中，不妨以R点作为加载的位置。三、乘客有限元计算模型的建立在确定了人体质心的位置之后，可在车厢内建立乘客的有限元模型。建立乘客有限元模型进行加载的思路是：根据车厢内乘客地分布情况，在乘客质心处施加质量单元MASS21模拟乘客，用无质量、不产生扭矩的铰接单元LINK8将质量单元连接在车架和车身上，模拟乘客在客车行驶中，尤其是制动、转弯过程中颠簸和相互推挤的状态，可以减小因施加均布载荷而引起的计算误差。对于乘客分坐姿和立姿两种情况考虑。1对于坐在座椅上的乘客，在乘客和座椅这一系统的质心处施加质量单元，实常数的大小为乘客和座椅的总质量。同时，用3根铰接单元将该质量单元连接到车架纵梁的相应部位上，使乘客能够稳定，另外再用1根铰接单元通过质心处平行连接到相应的车身侧围部位上，模拟座椅连接在侧围上。 图5-3 坐姿乘客有限元模型示意图 图5-4 立姿乘客有限元模型示意图图5-3中，MASS为乘客与座椅系统的质心；、点为3个铰接单元与车架的连接点；点为铰接单元与车身侧围的连接点。2对于站立的乘客，首先在车身内用梁单元BEAM4建立扶手杆，扶手杆分为车窗边的扶手杆和带有拉环的立杆两类。扶手杆在建立的过程中做了一定的简化，具体体现在将车身顶盖和侧围的响应节点作为扶手杆和车身骨架的耦合联接点，以此保证两节点坐标完全相同，消除可能导致的计算结果的误差。站立的乘客会对扶手杆施加力，尤其是在制动和转弯的过程中，人体受到地面的摩擦力、质心处的惯性力，并将相当于一定比例的自身质量分配到扶手杆上。对人体与地板接触点取矩，可得出分配到扶手杆上的质量约为30的人体体重。因此将站立乘客的30%质量平均间隔地施加到两类扶手杆上，以模拟乘客施加在扶手杆上的力。在乘客的质心处施加大小为70%的乘客质量的质量单元，用3根铰接单元将该其连接到车架纵梁的相应部位上，另外再使铰接单元平行连接到邻近的站立的乘客的质心单元上，以模拟乘客在制动、转弯工况下互相推挤的状态。图5-4中，MASS1、MASS2分别为邻近两乘客的质心，两质心之间用铰接单元连接；MASS1、MASS2分别为质量单元，模拟乘客施加在扶手杆上的力，虚线代表扶手杆；、分别为连接两个质心的铰接单元与车架的连接点。5.1.2 车窗的模拟由于该客车车窗开口较大，且车窗玻璃和边框的总质量较大，为了更为准确地模拟车窗载荷的实际状况及其对车身骨架的影响，本文对于骨架所承受的车窗重量，本着将车窗质量平均分布的原则，用质量单元将车窗质量加载在各窗角点和各边中点上