承载式车身强度试验分析研究

1、2011年第5期（总第期期）238511年第农业装备与车辆工程农业装备与车辆工程AGRICULTURALEQUIPMENT&VEHICLEENGINEERINGNo52011（Totally238）【车辆工程技术】doi：103969jissn16733142201105003承载式车身强度试验分析研究邝坤阳（合肥工业大学，机械与汽车工程学院,安徽合肥，230009）摘要：承载式车身强度试验是针对承载式车身轻量化的需要，在有限分析的基础上，对原车进行静态和动态强度试验。较详细介绍了试验方法，并对试验结果进行统计分析和频谱分析。在强度校核采用3原则，充分刻画动态应变的随机性。试验和分析结果是对有

2、限元分析结果的有效校核，同时为车身轻量化提供参考和依据；介绍的试验和数据处理方法对相关研究具有指导意义。关键词：承载式车身；强度试验；统计分析；频域分析中图分类号：U463822文献标识码：A文章编号：1673-3142(2011)05-0008-04ResearchandAnalysisofBearingCarbodyStressIntensitybyTestKuangKunyang（SchoolofMachineryandAutomobileEngineering，HefeiUniversityofTechnology，Hefei230009，China）Abstract：Inordert

3、olightenthebearingcarbody，onthebaseofFEManalysis，strainstresstestiscarriedouttoanalyzetheintensityoftheoriginalcar，verifyingtheconsistencyoftestresultandFEManalysisresultInthispaper，thetestmethodisintroducedparticularly，andstatisticalmethodandfrequencyfieldmethodisadoptedtoanalyzethetestresultsWhenc

4、heckingoutthecatbodyintensity，3methodisused，depictingtherandomicityofdynamicstrainadequatelyResultsofthetestandanalysisprovidereferenceandevidenceThemethodoftestanddataprocessing，discussedinthepaper，isinstructivetocorrelativeresearchKeywords：bearingcarbody；intensitytest；statisticanalysis；frequencyfi

5、eldanalysis0引言随着对节能和环保认识的加深，节能和环保已成为汽车工业发展的一个大的趋势和发展方向。20世纪90年代以来，为了使汽车达到高效、节能、减重，研究人员一直在探寻汽车轻量化之路。为了达到轻量化的目的，在汽车设计和改进过程中，常需对车身和车架进行结构强度分析及相应的试验验证1。本文针对某客车轻量化的需要，在有限元分析的基础上，对原车进行静态和动态强度试验，对试验结果进行分析研究，为其承载式车轻量化提供参考。3818型静态应变仪和DH-5937型动态应变仪。应变仪与电脑相连，对试验结果进行记录。动态试验中采用全程纪录，分路段标记的方法。在数据采集中，进行低通滤波。采样频率为50

6、0Hz，试验结果满意。1.2试验内容试验针对有限元分析和经验上的薄弱点进行测试。采用静态试验和动态试验相结合的方法。动态试验进行了凹坑路面、扭曲路路面、搓板路面等各种路面的测试。应变片的布置对试验结果至关重要。因此，选择贴片点时，遵循以下原则：（1）有限元分析应力较大和结构薄弱的点2；（2）实践中表明可能存在的应力集中点；（3）实施布点时工艺1承载式车身强度试验通过对某客车原车进行整车静态和动态应强度性能测试，全面掌握其强度性能。1.1数据采集及相关试验仪器静态和动态数据采集系统分别采用DH-收稿日期：2011-03-11作者简介：邝坤阳（1986），男，合肥工业大学硕士生，研究方向：车辆安全

7、与诊断技术。图1第9截面梁的应变片布置图8邝坤阳：承载式车身强度试验分析研究表1应变片点静态应力（MPa）计算值（MPa）试验应力与计算应力比较搓板路应力MPa最大值最小值2011年5月扭曲路应力MPa最大值最小值凹坑应力MPa最大值最小值1323344356-2.389-10.486-11.316-0.17592-55.6329-9.1283-8.0721-1.6597-9.2037-5.2305-7.9965-10.511-1.7351-7.9714上可行的点。整个车身共布置113个应变片。第9百分比截面梁贴片点见图1。0020015001000538363432

8、302826242220182.1试验数据处理和分析试验数据初步处理数据初步处理中，通过广义胡克定律F=E（F应力,E材料弹性模量,材料的应变），计算出各点的应力。在强度校核中，将各测点应力最大值与材料的许用应力进行比较，初步判断强度设计是否满足要求。另外，与有限元分析结果进行比较，对有限元分析的可行性进行校核。部分的测点应力试验值与计算值见表1。试验结果和分析结果吻合情况良好，说明有限元模型正确。百分比应力MPa图300500450040035003002500150010005343230路况2（搓板路）2.2试验数据的统计分析和频谱分析在试验数据的统计分析和频谱分析中，采用应力MPa28

9、262422图4路况3（凹坑）析系统，对现场采集的数据进行回放分析处理。运用DHSTT2000统计分析系统对随机信号进行概率密度函数、累积密度描述。概率密度函数和累积密度不仅能反映随机变量可能取什么值，而且描述了以多大概率取这些值，充分地刻画了随机变量的概率性质3。图2图4和图5图7分别为1测点概率密度函数和累计密度函数。概率密度函数和累计密度函数图清楚表明各种路面作用产生应力分布概率。不同应力对应不同概率。这是进行统计分析的基础。007006005百分比DHSTT2000统计分析系统和DHSAS2000频谱分1090807060504030201025242322212019181716应力

10、MPa图5路况1（扭曲路）10908070605040302013836343230282624222018百分比应力MPa图61090807060504030201034路况2（搓板路）百分比00300200125242322212019181716百分比004应力MPa3230应力MPa28262422图2路况1（扭曲路）图7路况3（凹坑）92011年第5期农业装备与车辆工程表2测点均值、平均离差和3区间(MPa)测点扭曲路搓板路均值平均离差4003区间均值平均离差3区间均值平均离差凹坑3区间由于路面作用的随机特性，车身测点应力一矩估计法获得应力的均值和平均离差，按照正态分布，求得应力概率

11、密度函数和概率分布函数，对随机信号进行准确的数学描述。部分点的均值和平均离差见表2。按照3原则5（应力在3范围之外的失效概率仅为2.62%），分析计算各点应力大于3的区间（见表2），从而可对车身强度做出准确判断。Mag般服从正态分布4。对各路段应力进行处理，通过20000000024394878Hz图10路况3（凹坑）特性进行较精确的判断，为进一步改进设计提供可靠参考。随机信号常采用频谱分析方法。如图8图102.3承载式车身强度分析试验结果分析表明，整车应变较大的点主要所示，此承载式车身低频作用产生的应变大，这与理论分析和实践相符合。如图所示，应变较大的点，频率很少大于20Hz。另外，此分析结

12、果可以与模态分析结果进行相互印证，对承载式车身模态106在前门和中门、第8和第9截面梁、前悬纵梁和后悬纵梁及车身侧围处。其中应力最大的99点在3处应力为61.5MPa。试验车车身采用16Mn钢，其静态许用应力=211238MPa，考虑动载和疲劳载荷的作用（动载安全系数取2.5，疲劳安全系数取1.6），动态许用应力d=52.759.5MPa。按照3原则，此承载式车身强度在极限状况下可能Mag053存在危险。但车身其他各处强度过高，在3处应力很少大于30MPa，强度设计偏于保守，且强度分布不均，有待进一步优化改进。00000012182436Hz图8096路况1（扭曲路面）3结论1）试验结果表明某

13、客车承载式车身强度设计偏于保守，轻量化空间较大。在轻量化过程中，在Mag满足安全的前提下，可以减小强度较高构件的强048度，实现等强度设计以适应节能和环保需要。2）本次试验数据处理采用统计分析和频谱分000析的方法，能准确判断车身应变和强度性能，为轻24394878Hz000量化提供了可靠参考。（下转第24页）图9路况2（搓板路面）102011年第5期农业装备与车辆工程表3三种工况时前车架最大位移与应力部位工况最大崛起力偏载最大牵引力偏载最大崛起力剩余牵引力偏载最大位移mm最大位移部位翻斗油缸铰座左侧翼箱加强板上端左侧翼箱处的侧板上端变形较大大部分构件最大应力最大应力MPa609070MPa2

14、28242978620637最大应力部位下铰接板铰接座处左侧翼箱上加强板与后背板连接处右侧翼箱下加强板与后背板的连接处15961651121070MPa。5小结从以上分析结果可以看出：前车架结构上半部变形与应力较大，下半部变形与应力较小，前车架翼箱上部外侧变形较大，铰销处变形较大；两侧翼箱与后背板交接处应力较大；两翼箱上下部的加强板与后背板连接处的应力较大，后背板中间图16工况3的载荷约束位置部位和上部应力较大；下铰接座约束部位的应力较大。上半部变形与应力较大，下半部变形与应力较小的主要原因是：作用于车架上半部的翻斗油缸力、动臂支撑力及动臂油缸力比作用于车架下半部的力都要大很多，因而对上半部分

15、的影响较大。表3列出了三种工况时前车架最大位移与应力部位。参考文献图17工况3的位移分布云图1黄国权有限元法基础及ANSYS应用M北京：机械工业出版社，20042王鹰宇，姚进，成善宝基于ANSYS环境的参数化有限元建模J机械，2003，30（4）：12143胡海峰基于实体的有限元建模技术J机械，2003，30（5）：78804杨国静装载机工作装置有限元力学模型的简化J矿山机械，1990，1：31345石沛林，徐冠林，张立荣ZL50型装载机铲斗的应力分析与结构优化设计J工程机械，2008，（6）6杨小兰，刘极峰基于ANSYS的有限元法网格划分浅析J煤矿机械，2005，（1）（a）前视（b）后视图18工况3的应力分布云图（上接第10页）3）试验中未能进行车