校車車身結構的有限元分析

周俊杰+嚴伊莉+郭朋飛

摘要： 建立某型校車的有限元模型，計算在不同工況下其車身骨架的靜態強度.計算結果表明：在彎曲和扭轉工況下，該校車最大應力分別為154.8和171.4 MPa，均小于Q235屈服應力235 MPa；最大變形分別為4.925和12.92 mm，滿足《客車定型試驗規程（GB/T 13043—2006）》中所規定的彎曲和扭轉工況下10及12 mm的限額；車身結構整體應力大多集中在30 MPa左右，有較大的安全裕度.分析結果可為該校車車身骨架結構優化提供參考.

關鍵詞： 校車； 車身骨架； 強度； 剛度； 有限元

中圖分類號： TB121文獻標志碼： B

0引言

客車車身骨架是客車各總成的安裝基體，將發動機和車身等總成連成一個有機整體，同時還承受客車各總成的質量和有效載荷，并承受客車行使時所產生的各種力和力矩以及各種靜載荷和動載荷.因此，車身骨架的強度和剛度在車輛總體設計中十分重要，深入了解車架的強度和剛度特性是車架結構設計改進的基礎.

鄢月[1]應用ANSYS對某客車底架進行靜、動態分析，為客車底架的優化設計提供參考；程志剛等[2]應用 HyperMesh對客車底盤車架進行有限元分析，并根據計算結果對車架結構提出改進意見；孫立君等[3]建立某全承載式客車車身骨架有限元模型，在ANSYS中對其進行靜、動態分析并提出輕量化設計方案；陳元華[4]和胡方勤[5]也通過有限元軟件對客車建立有限元模型并進行靜、動態分析.VALENTE等[6]提出一種提高車身結構分析精度的方法，以T型鋁合金沖壓為例研究成型過程對靜強度的影響.本文采用Abaqus對某型校車的車身骨架建立有限元模型，進行靜態強度和剛度分析，分析結果可作為車身骨架結構優化的參考，為客車骨架的改進設計提供理論依據.

1校車車身骨架有限元模型的建立

該校車車身骨架結構大多是通過薄壁桿件和薄板沖壓件焊接而成的，板厚遠遠小于其平面尺寸，屬于薄板彎曲問題，因此可以選用板殼單元進行模擬.雖然采用梁單元對客車骨架結構進行模擬比較簡便，計算量也比較小，但是由于梁單元的模擬不能準確反映縱、橫梁接頭位置的實際應力情況，因此為得到更準確的分析數據，在擁有高性能計算機的條件下，整個車身骨架結構全部采用板殼單元進行模擬.

在建立幾何模型時主要進行以下簡化[3]：1）略去車身骨架蒙皮和非承載件，如擋風窗玻璃、車門和座椅等.2）不考慮發動機組、燃油箱和空調機組等，只簡化為集中載荷添加到模型中相應位置上.3）將車頂和側圍部分的一些曲率較小的構件近似視為直梁.4）整個客車骨架結構存在大量的縱橫梁交叉連接，對于這些接頭位置的焊接連接采用合并節點的形式進行模擬.經過離散化處理后生成的有限元模型見圖1.

圖 1有限元模型

Fig.1Finite element model

2載荷和工況

2.1網格劃分

網格尺寸大小對有限元計算結果有很大影響，網格過大會導致計算結果失真，網格太小會占用大量的計算時間，所以選擇適當的網格尺寸大小至關重要.網格校核就是通過比較不同尺寸的網格模型計算結果，選擇最優網格尺寸.本文僅對彎曲工況進行網格校核，其他工況均采用此工況的網格校核結果.對汽車骨架進行初步計算，發現底盤應力較大，見圖2，故對底盤的應力進行網格校核.

圖 2底盤應力分布

Fig.2Chassis stress distribution

計算網格尺寸為20，40和60 mm的汽車骨架模型，分別得到不同網格尺寸的底盤應力，不同網格大小下最大應力、最大位移比較見表1.

表 1網格校核

Tab.1Mesh check網格大小/mm604020網格數量/個2 5665 69620 958最大應力/MPa142.5150.6154.3最大位移/mm1.0693.2733.488

由表1可知：40 mm的網格與60 mm的網格相比，網格數增多1.22倍，最大應力增大5.7%，最大位移增大2.06倍；而20 mm的網格與40 mm的網格相比，網格數增多2.68倍，最大應力增大2.5%，最大位移增大6.6%.將表1數據導入到Origin可得圖3.

a）應力b）位移圖 3最大應力和最大位移校核

Fig.3Check of maximum stress and maximum displacement

由圖3可知，與網格尺寸由60 mm變為40 mm時相比，網格尺寸由40 mm變為20 mm時最大應力和最大位移變化線都平滑得多.綜合以上分析，認為網格尺寸為40 mm時大小合適，對計算結果影響不大，所以采用40 mm網格進行分析.

在Abaqus中對已建立好的幾何模型進行網格劃分，采用40 mm劃分整車骨架，底盤、車頂、車身共生成36 644個網格單元，劃分好網格的有限元模型見圖4.圖 4網格劃分

Fig.4Meshing

2.2載荷處理

按照客車廠方要求和車架本身設計規則[79]，對某款車架進行靜態分析[10].

載荷主要包括內部載荷和外部載荷，內部載荷即車架自重，外部載荷根據施加形式的不同一般分為2大類，即集中載荷和均布載荷.集中載荷一般對外部載荷作用的范圍較小，近似等價為集中作用于一點的載荷，如發動機、燃油箱、機組空調等載荷都可以以集中載荷的形式添加在對應的質心位置上.均布載荷一般是指外部載荷作用在結構上一定的面積或長度上的載荷，比如司機和乘客等載荷.具體載荷情況見表2，整車車身骨架加載見圖5.表 2載荷情況

Tab.2Load caseskg均布載荷乘客門52乘客（含座椅及隨身行李）1 700駕駛員75集中載荷發動機320變速箱95電瓶裝置50油箱92空調置頂機組150endprint

圖 5整車車身骨架加載

Fig.5Load on overall body frame

2.3計算工況

1）水平彎曲工況：水平彎曲工況計算主要考慮客車（滿載）靜止或在水平、良好路面上勻速直線行駛時的情況.約束處理：邊界條件處理時約束前、后輪與車橋相連的位置處，總體上約束6個方向的自由度.見圖6a.

a）彎曲工況

b）扭轉工況

圖 6在不同工況下的邊界條件

Fig.6Boundary conditions under different working conditions

2）極限扭轉工況：極限扭轉工況計算主要考慮客車滿載在凹凸不平的路面行駛時出現一個車輪懸空的極限扭轉情況.實踐表明，車身遭受最劇烈的扭轉工況一般都是在客車低速通過崎嶇不平路面時發生的此種扭轉工況下的動載荷，在時間上變化得很緩慢，所以車身的扭轉特性可以近似地看作是靜態的.根據《客車骨架應力和形變測量方法》（GB/T 6792—2009），選取左前輪懸空的工況.

約束處理：約束右前輪裝配位置處節點的3個平動自由度，釋放3個轉動自由度；釋放左前輪裝配位置處節點的所有自由度；約束后輪裝配位置處節點的垂直方向自由度，釋放其他自由度.見圖6b.

2.4計算結果

在相應載荷和約束條件下，計算彎曲工況和扭轉工況的應力和變形，結果見圖7和8.a）應力， MPab）變形，mm圖 7彎曲工況計算結果

Fig.7Calculation results of bending condition

a）應力， MPab）變形，mm圖 8扭轉工況計算結果

Fig.8Calculation results of torsion condition

由圖7a可知，整車最大應力位于車底第二橫梁與底盤連接的部位，大小為154.8 MPa；由圖7b可知，整車最大變形位于車底前部，承受司機重量的部位，大小為4.925 mm；彎曲工況下整車應力大多小于30 MPa，整車變形在3 mm左右，均較小.

由圖8a可知，整車最大應力位于底盤左縱梁與前橋連接處，即對左縱梁施加約束的地方，大小為193.7 MPa，比彎曲工況增大38.9 MPa；由圖8b可以看出，整車最大變形位于車頭左側部位，大小為10.95 mm，比彎曲工況增大6.025 mm；扭轉工況下，客車整體骨架大多數應力值在30 MPa左右，變形值在5 mm左右.

從各總成的變形和應力計算結果分析，符合客車在相應工況下的實際情況.Q235材料的屈服強度為235～240 MPa，所以在彎曲、扭轉工況下整車車身骨架安全因數都大于1.3，該客車車身骨架結構在水平彎曲和扭轉工況下均滿足強度要求.彎曲工況最大變形為4.925 mm，扭轉工況最大變形為10.95 mm.該車在2種工況下的最大變形量均小于《客車定型試驗規程》（GB/T 13043—2006）中所規定的10和12 mm的限值，可知此款客車總體剛度滿足要求.

3原車型2種工況下強度和剛度分析

該客車發動機為前置方式，通過第2.4節分析計算結果可得原車型2種工況下各總成最大應力和變形.彎曲工況和扭轉工況的詳細計算結果對比見圖9～16.由圖9～16車身各部位立柱、縱橫梁的應力圖可得到各部位具體應力值，匯總結果見表3，總體趨勢與客車實際運行情況相符.考慮到客車行駛過程中的動載荷、疲勞和材料缺陷引起的應力集中等問題，靜態計算時安全因數一般取1.3～1.8，車身材料Q235的屈服強度為235 MPa.

a）第一立柱，MPab）第二立柱，MPac）第三立柱，MPad）第四立柱，MPae）第五立柱，MPaf）左骨架立柱分布圖 9彎曲工況下左骨架立柱受力

Fig.9Forces on left frame column under bending conditiona）第一立柱，MPab）第二立柱，MPac）第三立柱，MPad）第四立柱，MPae）第五立柱，MPaf）右骨架立柱分布圖 10彎曲工況下右骨架立柱受力

Fig.10Forces on right frame column under bending condition

a）第一縱梁，MPab）第二縱梁，MPac）第三縱梁，MPad）第四縱梁，MPae）車頂縱梁分布圖 11彎曲工況下車頂縱梁受力

Fig.11Forces on roof longitudinal beam under bending condition

a）第一橫梁，MPab）第二橫梁，MPac）第三橫梁，MPad）第四橫梁，MPae）第五橫梁，MPaf）第六橫梁，MPag）第七橫梁，MPah）車底橫梁分布圖 12彎曲工況下車底橫梁受力

Fig.12Forces on roof cross beam under bending condition

a）第一立柱，MPab）第二立柱，MPac）第三立柱，MPad）第四立柱，MPae）第五立柱，MPaf）左骨架立柱分布圖 13扭轉工況下左骨架立柱受力

Fig.13Forces on left frame column under torsional conditiona）第一立柱，MPab）第二立柱，MPac）第三立柱，MPad）第四立柱，MPae）第五立柱，MPaf）右骨架立柱分布圖 14扭轉工況下右骨架立柱受力

Fig.14Forces on right frame column under torsional condition

a）第一縱梁，MPab）第二縱梁，MPac）第三縱梁，MPad）第四縱梁，MPae）車頂縱梁分布圖 15扭轉工況下車頂縱梁受力endprint

Fig.15Forces on roof longitudinal beam under torsional condition

a）第一橫梁，MPab）第二橫梁，MPac）第三橫梁，MPad）第四橫梁，MPae）第五橫梁，MPaf）第六橫梁，MPag）第七橫梁，MPah）車底橫梁分布圖 16扭轉工況下車底橫梁受力

Fig.16Forces on roof cross beam under torsional condition

表 3對比分析

Tab.3Comparison analysis各總成

工況最大彎曲最大扭轉應力/MPa變形/mm應力/MPa變形/mm頂蓋26.094.52138.258.357左骨架36.952.28955.228.339右骨架124.04.050171.43.408底

架前段154.84.848154.89.389中段107.04.835107.05.788后段131.82.340128.53.022

由表3可知：彎曲、扭轉工況對應安全因數分別為1.51和1.37，均大于1.3，強度滿足要求；彎曲工況最大變形為4.848 mm，扭轉工況最大變形為9.389 mm.該車在2種工況下的最大變形量均小于《客車定型試驗規程》（GB/T 13043—2006）中所規定的10 mm和12 mm的限值，可知此款客車總體剛度滿足要求.

4結論

1）將發動機、變速器、蓄電池、油箱等質量以集中載荷方式加載，能夠更真實模擬車身骨架實際受力情況，避免只采用均勻加載模擬車身骨架受力的局限性.

2）在建模時忽略蒙皮對車身骨架的加強作用，計算值比實際值偏高，計算結果更加保守.

3）2種工況的安全因數均大于1.3，汽車骨架的強度滿足要求；最大變形滿足國家標準的規定，剛度滿足要求.

通過對車架結構強度進行有限元分析，能夠對車身骨架各部位的強度有充分了解，進而對骨架加強或者優化提供依據.參考文獻：

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YAN Yue. Analysis of bus frame based on ANSYS[J]. J Liaoning Univ Technol， 2008， 28（6）： 399402.

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[4]陳元華. 基于結構優化設計的客車輕量化研究[D]. 長沙： 湖南大學， 2009.

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[10]BEERMANN H J. Static analysis of commercial vehicle frames： A hybridfinite element and analyticalmethod[J]. Int J Vehicle Des， 1984， 5（1/2）： 2526.

（編輯 武曉英）endprint

Fig.15Forces on roof longitudinal beam under torsional condition

a）第一橫梁，MPab）第二橫梁，MPac）第三橫梁，MPad）第四橫梁，MPae）第五橫梁，MPaf）第六橫梁，MPag）第七橫梁，MPah）車底橫梁分布圖 16扭轉工況下車底橫梁受力

Fig.16Forces on roof cross beam under torsional condition

表 3對比分析

Tab.3Comparison analysis各總成

工況最大彎曲最大扭轉應力/MPa變形/mm應力/MPa變形/mm頂蓋26.094.52138.258.357左骨架36.952.28955.228.339右骨架124.04.050171.43.408底

架前段154.84.848154.89.389中段107.04.835107.05.788后段131.82.340128.53.022

由表3可知：彎曲、扭轉工況對應安全因數分別為1.51和1.37，均大于1.3，強度滿足要求；彎曲工況最大變形為4.848 mm，扭轉工況最大變形為9.389 mm.該車在2種工況下的最大變形量均小于《客車定型試驗規程》（GB/T 13043—2006）中所規定的10 mm和12 mm的限值，可知此款客車總體剛度滿足要求.

4結論

1）將發動機、變速器、蓄電池、油箱等質量以集中載荷方式加載，能夠更真實模擬車身骨架實際受力情況，避免只采用均勻加載模擬車身骨架受力的局限性.

2）在建模時忽略蒙皮對車身骨架的加強作用，計算值比實際值偏高，計算結果更加保守.

3）2種工況的安全因數均大于1.3，汽車骨架的強度滿足要求；最大變形滿足國家標準的規定，剛度滿足要求.

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Fig.15Forces on roof longitudinal beam under torsional condition

a）第一橫梁，MPab）第二橫梁，MPac）第三橫梁，MPad）第四橫梁，MPae）第五橫梁，MPaf）第六橫梁，MPag）第七橫梁，MPah）車底橫梁分布圖 16扭轉工況下車底橫梁受力

Fig.16Forces on roof cross beam under torsional condition

表 3對比分析

Tab.3Comparison analysis各總成

工況最大彎曲最大扭轉應力/MPa變形/mm應力/MPa變形/mm頂蓋26.094.52138.258.357左骨架36.952.28955.228.339右骨架124.04.050171.43.408底

架前段154.84.848154.89.389中段107.04.835107.05.788后段131.82.340128.53.022

由表3可知：彎曲、扭轉工況對應安全因數分別為1.51和1.37，均大于1.3，強度滿足要求；彎曲工況最大變形為4.848 mm，扭轉工況最大變形為9.389 mm.該車在2種工況下的最大變形量均小于《客車定型試驗規程》（GB/T 13043—2006）中所規定的10 mm和12 mm的限值，可知此款客車總體剛度滿足要求.

4結論

1）將發動機、變速器、蓄電池、油箱等質量以集中載荷方式加載，能夠更真實模擬車身骨架實際受力情況，避免只采用均勻加載模擬車身骨架受力的局限性.

2）在建模時忽略蒙皮對車身骨架的加強作用，計算值比實際值偏高，計算結果更加保守.

3）2種工況的安全因數均大于1.3，汽車骨架的強度滿足要求；最大變形滿足國家標準的規定，剛度滿足要求.

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[10]BEERMANN H J. Static analysis of commercial vehicle frames： A hybridfinite element and analyticalmethod[J]. Int J Vehicle Des， 1984， 5（1/2）： 2526.

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