客车的强度与刚度分析文献综述.doc

某客车车身结构强度与刚度分析文献综述一 课题意义车架将发动机、底盘和车身等各个主要组成部分连成一个整体, 是汽车的关键承载部件, 它承受的载荷包括汽车自身的质量和行驶时所受到的冲击、扭曲、惯性力等. 车架设计和校核以前多采用简化力学模型, 且主要考虑静力分析, 由于车架的结构和受力的复杂性, 合理的设计目标很难实现. 随着计算机的快速发展, 国内汽车行业将有限元技术应用于车架强度计算, 但汽车的行驶工况非常复杂, 不可能完全模拟实际行驶过程中的所有工况. 因此, 本文着重分析客车车架在匀速、扭转、紧急制动、急速转弯等几种典型工况下的承受载荷情况和变形情况, 所得结果可直接用于汽车设计的改进和性能评价.结合全承载客车的开发,应用有限元分析工具建立该车车身结构的CAE模型, 并对该车进行静态工况计算及模态分析。指出该车在设计中可能存在的问题,针对该问题提出改进方案,通过分析比较,说明改进方案的有效性和合理性。客车车身结构型式按承载方式可分为非承载式、半承载式和全承载式。三种结构型式在承载方式、结构设计原理以及加工制造工艺上均有明显不同。全承载式车身骨架与其他两种车身结构相比，其突出特点是没有相对独立的底盘车架，客车载荷主要靠由小截面型材焊接而成的封闭骨架承受。所以全承载式客车车身必须具有足够的强度，保证其使用寿命和足够的刚度，以保证其使用要求。二 课题的发展情况1 匀速直线行驶工况匀速直线行驶工况的计算主要是对客车满载状态下( 也称满载纯弯曲工况) 四轮着地时的结构抗弯强度进行校核, 可以了解客车在良好路面下匀速直线行驶时的应力分布和变形情况. 用车身骨架质量和载荷乘以动载系数( 本文动载系数取25) , 方向竖直向下, 以模拟客车在此工况产生的对称垂直动载荷. 在分析时, 为了防止车身刚体位移淹没车身的弹性位移, 所选择的工况在弯曲工况的基础上忽略钢板弹簧、轮胎的刚度和前、后桥的重量1.有限元分析模型的4个支承点分别取在对应车轮的轴心, 工况分析可以只约束4个支承点处在整体坐标系中的Z方向的平动自由度. 如图1为匀速直线行驶工况下车架的结构强度和刚度分析图.2扭转工况 扭转工况的计算主要考虑一轮悬空时施加在车架上的扭矩的作用. 根据客车实际行驶情况, 一般考虑左、右前轮分别悬空.扭转工况下载荷的处理方式与车身静弯曲工况相同. 模拟某轮悬空的方法是: 释放悬空轮的全部自由度约束, 约束其它3个支承点的相应平动自由度2. 图2 7 ( 见82页) 为左扭转工况下车架的结构强度和刚度分析图. 图813 ( 见82、83页) 为右扭转工况下车架的结构强度和刚度分析图. 表1为扭转工况下车身各部分最大应力统计表.表1 扭转工况下车身各部分最大应力统计表名称最大应力值(MPa)左前轮悬空 右前轮悬空右侧围 131 60左侧围 124 58顶 盖 123 55车 架 79 35前 围 70 30后 围 56 333 紧急制动工况紧急制动工况的计算主要考虑: 当客车以最大制动加速度07g制动时, 地面制动力对车身的影响.载荷处理与静态弯曲工况基本相同. 约束的处理方法是: 约束4个支承点处的全部Z方向的平动自由度, 约束前后轮支承点的X方向的平动自由度.4 急速转弯工况急速转弯工况的计算主要考虑: 当客车以最大转向加速度04g转弯时, 惯性力对车身的影响. 载荷处理的方法同紧急制动工况类似, 只是将纵向的制动力影响改为横向的惯性力影响, 制动加速度07g改为向心加速度04g, 用于模拟转向惯性力对车身的影响3. 约束的处理: 约束各支承点处的Z方向的平动自由度, 放松所有的转动自由度.如图18、图19为左急速转弯工况下车架的结构强度和刚度分析图. 图20、图21为右急转弯工况下车架的结构强度和刚度分析图. 表2为4种典型工况下车身各部分最大应力统计表.结果表明, 该车身骨架的强度有足够表2四种典型工况下车身各部分最大应力统计表名称最大应力值(MPa)静弯曲工况扭转工况 紧急制动工况急速转弯工况的余量. 需要强调的是, 在扭转工况下, 车身各部分的最大应力都出现在左前轮悬空的工况下, 原因主要是该车型结构上的不对称造成的. 急速转弯工况的最大应力是综合考虑了两种不同情况而得出的结果.实际上, 本模型由于略去了蒙皮和非承载构件的影响, 因此所计算的车身强度和刚度比实际偏低. 从节省材料的角度来说, 应当可以对其结构进行优化. 在该车型的前后轴距基本不变、车门位置不变的情况下, 可以合理安排载荷的分布位置, 根据计算所得到的结果, 适当调整车身骨架各梁的截面形状和尺寸, 改变梁截面的惯性矩, 尽可能满足各处等强度和等扭转刚度要求, 以达到充分利用材料、降低整车重量目的.右侧围 15 131 26 32左侧围 15 124 28 34顶 盖 8 123 252 239车 架 13 79 43 213前 围 76 70 224 229后 围 309 56 47 3121 车身结构有限元模型的建立在建立车身结构有限元模型时, 为避免问题过于复杂, 在尽可能如实反映车身结构主要力学特征的前提下, 根据车身的结构和承载特点对模型进行适当的简化。(1)将车身简化为空间梁框架结构(即采用梁单元建模), 忽略车身蒙皮及玻璃对车身总体结构的强度和刚度的加强作用, 从而使计算结果偏安全。(2)将车身骨架上的空间交叉点全部定义为节点, 对相距很近而又不重合的交叉连接点进行简化处理(即用一个取中的节点代替)。(3)忽略某些对整体结构变形和应力分布影响较小的非承载件, 如: 车顶及车身侧围的一些承载较小的连接杆和支撑件。本文并没有采用全壳单元建立整车身模型,主要是考虑工程实际中所需计算周期以及工作量的问题, 工程实际中, 往往需要控制新车开发周期, 在工程师设计结束之后, 我们需要尽快找出设计缺陷或者危险零部件, 以及知道其所受大致应力, 这样非常有利于在新车试制之前就对设计进行改进, 而有限元仿真的周期就显得很重要, 简单的应用梁单元计算精度虽不如壳单元, 但是梁单元最大的优势就是其有限元模型建立方便快速,如采取适当的修正补偿措施同样可以获得满足工程需要的分析精度。2 车身骨架的静力学分析弯曲工况和弯扭组合工况是客车车身的主要受力变形模式, 为此进行弯曲和弯扭组合静力工况下应力变形分析, 以确保车身的强度和刚度满足要求。静载弯曲工况(如图23), 主要进行客车在静态满载时车身骨架和底盘的抗弯刚度和强度分析(车身自重和载荷乘以22. 5倍的动载荷系数, 模拟客车在水平路面以较高车速行驶时的动载荷)。左、右轮悬空工况(如图47), 主要研究客车以相对低速通过凸凹不平路面时的抗弯扭强度和刚度, 它反映了车身结构的实际最大静态强度问题(车身自重和载荷乘以1. 2倍的动载荷系数)。3 车身骨架的模态分析模态是系统的某一本质的振动形态, 在这种振动形态下, 系统表现出单自由度系统的运动特征。模态分析即将线性定常系统振动微分方程组中的物理坐标变换为模态坐标, 使方程组解耦,成为一组以模态坐标及模态参数描述的独立方程, 以便求出系统的模态参数(如图89)。车身发动机及其传动机构的运转频率及其谐波成分与车身模态频率重合是不可避免的, 而常用车速时的发动机频率远离16阶模态频率, 故暂不考虑。货车满载时, 前后悬架频率一般在1. 52.17Hz, 车身设计应避开了悬架系统的固有频率。而该车架低阶振型频率均大于悬架频率范围, 因此该结构设计合理。整个车架所有振型连续圆滑且振幅小,说明车架整体结构设计合理。而10阶模态以后,后部面板局部模态偏多且振幅较大。说明此处刚度较弱,易造成疲劳破坏,有待改进。1 车身的有限元计算模型1.1 有限元模型的简化建立车身骨架的有限元模型时，既要如实地反映客车车身实际结构的重要力学特性，又要尽量采用较少的单元和简单的单元形态，以保证较高的计算精度及缩小解题规模。该型客车为三段式底架车身结构，其空间结构复杂，在建立力学模型时，需要对其作适当的简化处理。（1）将车身骨架简化为空间框架结构。对车身骨架和底架的中段用三维梁单元模拟，对底架的前段和后段则采用板单元，这样形成一个板梁结合的组合模型。忽略车身蒙皮和窗玻璃对车身总体结构的强度和刚度的加强作用，这将使实际计算结果偏于安全。（2）以车身骨架上的空间交叉点为节点，以梁柱截面形心为连线，对相距很近而又不重合的交叉连接点用一个取中的节点代替, 部分节点采用耦合处理。（3）忽略某些对整车结构变形和应力分布影响较小的非承载构件。如侧围、走道和车顶的一些小连接件和支撑杆件。（4）将空间曲梁简化为直梁。如把顶盖横梁、前后围横梁等曲梁划分为若干个直梁单元。2 客车车身骨架有限元模型建立影响有限元分析计算的关键包括建立反映实际结构的计算模型、载荷处理及边界约束条件，若有失误则会造成很大误差，因此，有限元模型的建立要尽量真实地反映分析车型的结构。2.1 模型的建立(1) 整体坐标系的建立。以通过前轴中心线的垂直平面与客车纵向对称面的交线与车架上平面的交点为坐标原点；以客车前进的反方向为X 轴的正方向；以从原点垂直向上的直线为Z 轴的正方向；由右手定则确定Y 轴。(2) 根据以上模型简化原则，首先建立了整车骨架几何关系模型，使车身从前到后形成完整的力学框架。目前国内大客车车身骨架多为矩形或异形钢管焊接而成的空间刚架结构，其空间关系极其复杂，且断面形式多样，因此，空间梁单元是首选计算模型单元。若考虑到底架结构的复杂性，可采用更精确的板单元建模计算。模型节点总数约为42300（单元总数约为42000）。模型如图1。2.2 载荷的处理客车满载时，作用于车身结构的计算载荷分别有：结构自重、各装备重量和乘客重量。座位上的乘客与座椅载荷分配到相近的节点上；发动机、变速器、压缩机及传动轴、水箱、油箱、储气筒、冷凝器等载荷各自平均分配到相应的支承节点上；站立乘客载荷均布于车厢通道地板上；电瓶载荷均布于其支承杆上。2.3 边界约束条件的处理不同的悬架系统对车架及客车骨架的强度和刚度影响较大，该车采用了空气悬架系统。空气悬架系统中，由于四连杆导向机构的作用，可忽略其侧向和纵向的柔性，只考虑垂直刚度，以一等效梁单元来表示，而把该梁单元上部水平面内的移动自由度约束住模拟四连杆导向机构作用。由于轮胎刚度很大，可忽略它对结构分析的影响，将其看成是刚性的。2 . 4 计算工况的选择对结构进行静力分析的目的在于计算结构在最大载荷下的变形与应力，以便进行强度与刚度的检验。因此，应对车身可能承受的最大载荷进行分析。根据过去的理论分析、实车试验和实际使用情况，直接关系车身骨架强度的主要是弯曲和扭转两种工况及它们的组合。弯曲工况：考虑车身质量和载荷，方向垂直向下，模拟客车在平坦路面上以较高速行驶时产生的对称垂直载荷。扭转工况：按客车空载下一个前轮悬空处理。此时客车受到的扭矩很大，在实际行驶中一般是不可能达到这个数值的，这样定义的目的是为了横向对比。弯扭工况：以车身自重和载荷乘上1.3 倍的动荷系数，并将前悬架两侧车轮位置分别给以向上和向下80mm 的指定位移，模拟客车在不平道路上行驶时产生的斜对称动载荷。3 计算结果分析3.1 车身强度和应力分析车身骨架高应力区主要在侧围中门附近，前中后底架的部分区域以及后部地板等处。其各总成弯曲工况下最大应力值见表1。这是由于发动机后置，后桥轴载荷较大，在后车架的载荷作用区存在有应力集中。表1 也给出了弯曲工况下改进方案各总成的应力值，以作比较。具体做改进设计时要根据各零部件的受力情况，结合各总成的整体受力状态、位置及重要性，逐杆分析，调试各总成和车身整体的内力分布，多方案的比选，以达到优化配置的目的。按所提方案，从骨架各总成应力分布情况和表1 所列数据可以看出，车身骨架改进前后应力重新分配，骨架总体应力与变形相对均匀一些。而且不影响不降低整车骨架的强度刚度。改进后车身整体骨架应力分布如图2 所示。3.2 车身刚度分析和车身变形车身变形一般是指弯曲变形、扭转变形和主要的开口变形。以下计算结果给出三种工况下车身各处的位移量，其中弯曲工况下的最大变形量在后车架、车身尾部和车顶空调加载横梁节点处。弯曲工况下最大变形见表2。在扭转工况下，根据各节点Z 方向的位移，可计算出轴间车身相对扭转角、底架纵梁轴间相对扭转角，并据此计算出车身扭转刚度和车身承载度。还可根据计算结果检查门框、窗框、前后围窗框对角线长度变化量。其中侧围窗下沿纵梁相对变形略超出5mm 的技术要求。表2 同时给出改进后车身骨架变形值，以作比较。改进后整车变形如图3 所示。计算得轴间车身相对扭转角为0 . 391 , 底架纵梁轴间相对扭转角为0 . 578 ，车身承载度值即二者之比为0 . 6768 。该数值一般反映车身分担底架（或车架）载荷的程度。该数值低说明车身与底架联系不够紧密，与全承载式车身尚有差别。车身承载度范围建议为0 . 85 0 . 60 . 可见该型客车的协调性较好。4 结论采用上述力学模型对车身结构进行有限元分析，改变了传统的类比设计及仅采取局部加强的方法，它提供了足够准确的车身刚度特性及整车结构应力分布，为设计工作提供了有价值的结构整体分析数据。新的设计方法提高了设计的合理性及可靠性，可以快速实现产品的系列化，避免过多的依赖成本昂贵的样机制造。用板梁单元组合处理车身骨架模型，模型精度可靠、规模适中。在车身设计的不同阶段，模型可以由粗到细，易于修改。同时也适于车身模块化建模的方法，简化建模过程，加快建模速度，并且可以实现一模多用，为系列车型分析打下基础。综合上述车身强度和刚度分析，可知该车身整体弯曲和扭转刚度较大，开口变形小，弯曲和扭转应力水平适中，强度储备处在合理范围。但车身骨架应力分布不均，局部存在高应力区，车身与底架联系不强，尤其是底架中段纵梁与前后段底架连接不够，有必要对相应结构作进一步改进设计，以提高车身整体刚度及承载度。侧围处所开中门要局部加强，后座椅处也要增加连接短杆。要加强关键部位的焊接工艺的质量检查，如底架和侧围的连接，一定要确保焊接质量。要加强骨架侧围上部的侧向刚度，顶盖的垂向刚度，这对整车的抗疲劳以及车身的减振都是有利的。要增加一些型材的规格，使得选材的余地大一些，更合理一些。极限组合工况下客车车身骨架刚度和强度分析客车车身骨架有限元模型的建立文中所研究的半承载式客车车身骨架主要采用16Mn材料，其屈服强度为280350MPa客车车身骨架采用矩形或异型钢管组焊而成的空间钢架结，构空间关系复杂，截面形式多样，采用空间梁单元beam188,车架采用薄板单元shell63,空气弹簧悬架,采用combin14单元,集中质量单元如发动机,离合器等,采用mass21单元.对于单元尺寸的选择,必须综合考虑模型精度和计算效率。文中采用10mm的单元尺寸进行网格划分，保证客车模型具有足够的计算精度和较高的计算效率。建模过程根据该型客车的CAD图纸，在ansys中采用自下而上的建模方法 即建立关键点通过关键点来创建线和面，生成车身的几何模型。根据梁单元的实际截面形状和板单元的厚度定义单元的实常数，在网格划分时赋予对应的梁和板。根据相关研究和客车建模精度的实际情况，在建模中采用耦合和短梁方式对车身焊点进行模拟分析。在不影响应力和变形的情况下，根据实际需要，建模中采取了一些简化措施：（1）忽略某些对整车结构变形和应力分布影响较小的非承载构件.如侧围，走道和车顶的一些小连接件和支撑杆件；（2）忽略了车身蒙皮和玻璃等对总体结构的强度和刚度的加强作用，这将使得计算结果偏于安全；（3）主从节点原则.对于位置较近的节点采用适当合并或“主从节点”的方式处理避免实际计算中可能会导致的方程病态；（4）将曲率不大的杆件简化为直杆。通过上述的方法，建立了整车的有限元模型，如图1所示。模型的规模信息：关键点4058个，直,6387条，节点16117个，单元14863个。客车车身有限元模型的验证为了验证模型的准确性，根据客车实际承受载荷的情况对有限元模型进行加载约束 载荷主要包括身骨架质量定义材料的密度即可，车身整备质量发动机变速器离合器总成蓄电池油箱等底盘总成及其附件，用质量单元直接创建在设备的质心位置节点上然后将该质点与设备的支撑 点刚性连接起来乘员座椅行李的质量按照均布载荷加载在相应的梁上 顶盖上的空调机根据实际所占的面积以均布载荷的形式施加到相应的顶盖梁上。3 工况选择及其计算分析客车的行驶工况非常复杂，为了了解车身骨架在实际工况下的应力分布和变形情况，以往学者在做车身骨架有限元分析研究中一般分析了弯曲，扭转，制动转弯四种工况。其结果基本上是扭转工况下的应力比其它几种工况下大得多，可以说扭转工况是客车行驶的极限工况。但实际上行驶工况一般并不是单一存在的， 而往往是两种甚至是三种工况同时出现。文中作者研究了扭转加转弯和扭转加制动的两种组合工况，并把它们的分析结果做了对比。扭转加转弯和扭转加制动这对于客车来说是极限组合工况。3.2 扭转制动组合工况扭转，制动组合工况用来模拟客车在崎岖不平的路面上制动时的情况，这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响，载荷同扭转转弯组合工况相似 不同之处是将施加 侧向加速度改为 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 其边界条件同扭转转弯组合工况。两种组合工况的分析对比通过以上两种组合工况分析计算可知 最大应力点都出现在车架前段右纵梁后部与骨架焊点位置其数值大小也基本上在同一水平 除惯性力造成的车身骨架变形外车身骨架的