客车车身骨架准静态疲劳强度分析

1、第9期2010年9月文章编号：1001-3997（2010）09-0099-03机械设计与制造MachineryDesignManufacture99客车车身骨架准静态疲劳强度分析*朱健苏小平陈本军）（南京工业大学机械与动力工程学院，南京210009Pseudo-staticfatiguestrengthanalysisofbusbodyframeworkZHUJian，SUXiao-ping，CHENBen-jun（SchoolofMechanicalandPowerEngineering，NanjingUniversityofTechnology，Nanjing210009，China）【

2、摘要】运用有限元方法建立了某轻型客车车架骨架的有限元模型，在确定载荷的简化和施加方法后，进行了该车身骨架在满载弯曲工况下的有限元仿真，以此对其进一步的疲劳分析。为该车车身骨架的优化设计和进一步研究提供了理论依据。关键词：车身骨架；有限元；疲劳分析Keywords：Busframework；Finiteelementanalysis；Fatigueanalysis1引言车身骨架是客车的主要承载结构，车身骨架的强度、刚度及安全性、操作稳定性等疲劳性能都直接影响着客车的使用寿命、基本性能。本文运用通用有限元分析软件对某客车车身进行了准来稿日期：2009-11-06弦弧公差：叶盆、叶背为1；进布点方法

3、生成，选取U=V=0.5的截面，的问题，提高了系统检测的安全性。排气为0.2，采用XYZAB的测量方法，首先得到测量点的坐标信息：X、Y、Z、I、J、K，如表2所示。后置处理得到X、Y、Z、B、A坐标数据文件，生成NC代码后，通过RS232传输到机床中测量叶片型面。表2XYZAB法坐标数据文件Y/mm-37.3318-24.7799-11.029Z/mm-33.7261-18.3884-4.11001KIJ叶片型面检测关键点及路径，大大提高了检测的效率和加工精度。按照叶片型面曲率的变化，我们在垂直于叶片轴线的方向上取五个相互平行的截面，各截面上的检测点按弦弧公差等于0.3来布置，并利用VERI

4、CUT工具进行仿真，如图6所示，仿真结果图。了后置处理的正确性。检测路径的仿真能够及时发现规划时存在中图分类号：TH16文献标识码：A供了理论依据。静态疲劳强度分析，为该车车身骨架的优化设计和进一步研究提2车身骨架几何模型的建立车身骨架大部分由采用不同规格的钢管所构成的。各构件绝基金项目：江苏省高技术研究重点实验室项目（BM2007201）图7VERICUT仿真结果图UV法和截面法的这种新方法，利用了叶片加工路径规划中的4结论结合传统的生成待测曲线的UV法和截面法提出了一种新的方法-UV截面法，采用弦弧公差法实现测点的自适应分布，以解决叶片在线检测时测点的布置和规划问题。理论分析和试验验证表明

5、，该方法结合叶片轮廓的实际加工路径，有效地提高了叶片测量的效率和精度，有一定的实用价值。参考文献1张佳丽.发动机叶片五坐标数控抛光机总体设计与研究D.西安：西北工业大学出版社，20072诸进才，高健，陈新.面向自由曲面零件的在线检测技术研究现状J.机床与液压，2007，35（8）：21822124图6叶片型面检测点规划如图7所示，测头实际运动路径与规划路径完全符合，证明100朱健等：客车车身骨架准静态疲劳强度分析第9期大部分采用矩形截面，在材料截面积和壁厚不变的情况下，矩形冷弯型钢的制件抗弯性能稍低于开口断面结构，但其抗扭性能大大优于开口件，所以用矩形冷弯型钢构件组焊车身，有较好的抗扭性能和强

6、度1。车身骨架所用材料为16Mn合金钢和Q235，其力学特性，如表1所示2。表1车身骨架材料参数材料弹性模量密度强度极限屈服极限（GPa）泊松比（kg/m3）（MPa）（MPa）16Mn2000.37850480520280350Q2352060.37810375460235该客车车身骨架结构复杂，采用Pro/EWildfire2.0软件建立车身骨架的实体模型3，实体模型建立之后，可以直接导入到Hypermesh，用此软件优秀的中面提取功能4，得到车身骨架的中面模型，经过必要的几何清理所完成的车身骨架几何模型，如图1所示。yzx图1车身骨架整体几何模型3车身骨架有限元模型的建立3.1单元的选取

7、因为该模型是由各种型号的钢管所构成的，所以选择壳单元作为它的单元类型。3.2网格的划分由于车身骨架上的最小矩形管的规格为20mm×20mm，为了在最短边上有两个网格，所以确定elementsize为10mm。该模型采用混合网格划分的方式，大部分结构采用四边形单元划分；对于几何形状较复杂的区域采用了三角形单元离散，以充分利用三角形单元的适应性强的优点。划分好的模型Nodes：331741；Elements：331719。3.3载荷的处理及边界的约束客车车身所受载荷、边界条件及车身部分结构相当复杂，难以完全将其模拟出来，对不需要重点考虑的边界、载荷和结构部件可将其简化，简化的依据是圣维南

8、原理5。对于客车车身骨架结构，载荷主要包括以下几个部分：（1）车身骨架自重：车身骨架自重可以在Hypermesh软件中，输入材料密度和重力加速度，计算得出。（2）座椅、乘客重量：司机加乘客共19名，每人65kg，座椅每个按15kg计算。根据实际情况，乘客的重量通过座椅的支撑点传递给地板，因此将此重量作为集中载荷分配到对应座椅安装点附近的节点上。（3）底盘各总成重量：底盘各总成重量以静力等效原则，以集中载荷的形式施加到部件安装位置附近的节点上。（4）车窗玻璃载荷：前挡风玻璃，重约25kg；前侧窗玻璃各两块，分别重约为1kg×2和8kg×2；侧窗玻璃共6块，重约12.5

9、5;6kg；后挡风玻璃1块，重约8kg。（5）行李：车行李箱位于后部，重约260kg，按实际加在相应位置。（6）顶部蒸发器36kg，按六点支撑加在附近节点上。由于有限元法中内力或外力均由节点传递，在整体刚度矩阵中的载荷项均为节点载荷。因此，将上述载荷作为集中或均布载荷施加于模型中相应节点上，形成节点载荷，在车架相应支撑处施加约束并求解。4满载弯曲工况有限元分析疲劳分析是基于结构的有限元分析结果，结合载荷变化历史和材料的疲劳参数，应用相应的疲劳累积损伤模型来预示结构的疲劳寿命。因此进行疲劳分析前首先需要一个有限元计算的结果。本文以满载弯曲工况为例，使用的模型约束及加载情况详细如前面所述，经计算，

10、其结果云图，如图23所示。图2车身骨架总体变形云图图3最大应力位置（底架后部）由以上云图可知，车身骨架大部分区域应力较低，但有部分骨架结构连接处出现了较大的应力，如底架后部（后轮轴上方）以及后排座椅支撑处，局部最大应力（应力集中）分别达到267MPa及226MPa；最大变形位置发生在后排四人座椅支撑骨架上。q235S-NDataPlotq235S-NDataPlota）1ESRI1:1962b1:-0.1551b2:0E:2.1E5UTS:420a）P4PM1ESRI1:2336b1:-0.1551b2:0E:2E5UTS:5004e（Me（g1Egn3naa1E3EEsssse1Eer2rt

11、tS1ES1E201E11ELife21E（3Cycles1E4）1E51E61E71E01E11ELife21E（3Cycles1E4）1E51E61E7图4Q235钢S-N曲线和16Mn钢的S-N曲线5车身骨架疲劳分析5.1车身骨架准静态疲劳分析疲劳寿命可定义为由于循环载荷导致裂纹产生及扩展，最后因裂纹导致构件最终被破坏。疲劳分析使用累积破坏法，根据应力或应变时间关系曲线图来估算疲劳寿命。CAE疲劳分析是以结构有限元分析结果为基础的，通过结构FEA求构件的应力分布，判断构件的疲劳危险部位，并结合疲劳载荷谱和材料应力/疲劳周期（SN）曲线6来进行疲劳分析。本论文客车车身骨架部分采用材料Q23

12、5，底部车架纵梁为16Mn。如图4所示，为Q235和机械设计与制造10116Mn的S-N曲线：由以上Q235和16Mn的S-N曲线图及相关手册，列出疲劳分析所需的材料参数，如表2所示。表2Q235钢及16Mn钢的S-N材料参数Q23516Mn第一截距StressRangeIntercept，SRI11962MPa2336MPa第一强度指数Firstfatiguestrengthexponent，b1-0.1551-0.1551S-N材料疲劳转折点Fatiguetransitionpoint特性（cycles），NC11e61e6第二强度指数Secondfatiguestrength，expon

13、ent，b200循环特征R-Ratiooftest-1-1静强度材由分析和实测获得的载荷时间历程可采用多种方法（如计数法、谱分析法等）处理成用于结构疲劳寿命分析或试验的载荷谱7。载荷谱有三种类型，即常幅谱、块谱和随机谱。本文所采用的载荷谱是一段常幅谱，随时间的变化历程在MSC.Fatigue中，如图5所示。DISPLAYOFsine011101100points.pts/secone）Displayed:101frompoints.npt1o（nFullfiledata:raMaxlaat=cMin0.251secondsSat0.75=-1secondsMean=1.7E-8-1S.D.=0

14、.7071RMS=0.7036Time（seconds）Sinewave，phase=0，max=1，min=-1，time=1sec图5疲劳载荷谱生成材料的SN曲线并加载了疲劳载荷谱后，就可以对车身骨架进行疲劳分析。以材料的S-N曲线为参考，在进行总体寿命分析时将零部件内所有点的应力应变信息和材料的S-N数据结合，求得每一点的疲劳寿命，并对整车结构的损伤度分布进行评估。在MSC.Fatigue中，输入疲劳分析的制定参数，分析后的结果，如图67所示。Patran2007r1b09-Apr-0920:01:511.00+020Fringe:TotalLife,gaijinqian_snfef,L

15、ife(Cycles),(NON_LAYERED_4)9.33+0198.67+0198.00+0197.33+0196.67+0196.00+0195.33+0194.67+0194.00+0193.33+0192.67+0192.00+0191.33+019Y6.67+0182.34+005XMax1.00+020Nd1default_Fringe:ZMin2.34+0053315图6车身骨架循环次数图Patran2007r1b09-Apr-0920:01:51Fringe:TotalLife,gaijinqian_snfef,Life(Cycles),(NON_LAYERED_4)图7疲

16、劳分析结果局部图5.2疲劳结果分析由于本文的载荷谱并非真实试验的载荷谱，因此所得到的疲劳寿命分布云图不能直接说明骨架的疲劳寿命，故不采用此方法直接评价车身骨架的疲劳寿命。本文采用相对疲劳寿命的方法，即通过骨架各部位的损伤度的大小来评价车身的相对疲劳强度分布。用损伤度估算车身骨架强度的思路：损伤度是描述车身骨架在受到一个循环载荷下所形成的疲劳损伤，损伤度的值越大，该部件的疲劳寿命越短，结构强度相对越弱。计算疲劳损伤度的思路是：首先根据材料S-N曲线由等效应力幅计算出该应力幅下所等效的循环次数，然后根据线性疲劳累计损伤理论计算出疲劳损伤度的大小。根据线性疲劳累积损伤理论的知识，车身骨架在每受到一次

17、载荷循环时的疲劳损伤是一样的，假设一次载荷循环的损伤度是n，那么N次载荷循环次数的疲劳损伤就是N*n。当车身骨架所受到的损伤累积到1时，就认为材料到了疲劳极限，要发生疲劳破坏。因此损伤度大小就是循环次数的倒数8。现在将准静态疲劳分析下的Mostdamagednodes（最危险节点）的循环次数和疲劳损伤度，如表3所示。表3最危险节点列表121264.893E55.68962.044E-6从上表可以看出，331526号节点的循环次数最少，为2.344E5；同时它的损伤度为4.274E-6，在所列的单元列表中是损伤度最大的一个。该节点位于后排四人座椅下方的底骨架后部，用疲劳损伤度来判断，此处即是疲劳强度最低的地方。同静力分析结果相比，位置基本一致。在没有真实的疲劳载荷谱的情况下，用疲劳损伤度代替疲劳寿命来考察车身骨架的结构疲劳强度是可行的，这种考察的方式称为相对疲劳寿命法。6总结本文对车身骨架进行了准静态疲劳分析，通过疲劳损伤度的大小来考察车身骨架的相对疲劳寿命，用于在真实的道路载荷谱未知的情况下用损伤度代替疲劳寿命估算车身骨架疲劳强度。通过分析，得到最危险节点单元的相对疲劳寿命，从而为该车车身骨架的改进和研究提供了参考依据，具有一定的工程价值。参考文献1余