基于ANSYS的公交車身靜強度有限元分析

陜西西安重裝礦山電器設備有限公司 張向東 楊景華

基于ANSYS的公交車身靜強度有限元分析

陜西西安重裝礦山電器設備有限公司 張向東 楊景華

此次實驗模型為某公交車車身骨架，通過proe三維建模軟件建立模型，然后導入到ansysworkbench仿真平臺中，對其進行分析研究，主要為網格的劃分、邊界條件的設定及其后處理，然后對該客車車身骨架在彎曲和扭轉工況下進行了有限元分析。

建模；彎曲工況；扭轉工況；有限元分析

1 引言

從結構力學的觀點來看，大客車車身是由空間骨架、抗彎薄板、殼體和剪力蒙皮等構件構成的高次超靜定結構，各桿件截面形狀不一，而且桿件之間連接點的結構形式多樣，因此結構分析難度很大。實踐表明，有限元法是一種有效的數值計算手段，利用它計算得到的結構位移場和應力場，可以用來作為客車結構設計的原始依據或是改進設計的基礎。

對車身骨架的承載特性的了解是車身骨架結構設計改進和優化的基礎。本文以某公交客車車身骨架為研究對象，采用有限元分析的方法對其進行了靜態強度分析。

2 車身骨架有限元建模

2.1 模型的簡化

公交車身骨架是由許多鋼質型材組焊而成的空間鋼架結構，空間關系復雜、斷面形式多樣化。車身上的一些細微結構和一些非承載部件，對骨架變形和應力的分布影響很小，但是卻增加了模型的復雜程度，所以有必要對車身骨架模型采取一些簡化措施。

圖1 該公交車三維實體模型

在車身骨架建模過程中，具體簡化處理如下：

(1)略去非承載構件及裝飾件：有些構件是為了滿足安裝或使用上的要求而設置的，這些構件對車身骨架的變形和應力分布影響較小，可以省略，以減小整車有限元模型規模；

(2)交叉連接的簡化：對于車身骨架中交叉連接的梁，連接處可簡化為一個節點，而對于距離較小的交叉連接，可合并為一個節點以減少方程的階數，提高有限元求解的穩定性。

(3)曲梁簡化為直梁：利用直梁近似地模擬車身骨架中曲率較小的曲梁。如可把左右側圍立柱、前后圍擋風玻璃下橫梁等曲桿簡化為直桿；

(4)對于兩個同向焊接梁，因其焊接處材料強度與梁內部材料強度近似，故可將兩個梁近似為一根梁處理；

(5)省略工藝孔：從實體模型上可以看出車身底架前后段有很多工藝孔和安裝孔。這些孔對模型的強度和剛度影響小，為了降低建模難度和工作量，在建模時不予考慮。

2.2 材料定義

該公交車身骨架大部分的材料采用Q235，部分構件采用65Mn鋼。兩種材料的常見材料屬性和機械性能如表1所示。

表1 材料屬性和機械性能

2.3 網格劃分

該公交車身骨架中大部分構件為型鋼，采用掃掠（Sweep）的方法對型鋼、U型板、L型版劃分網格，劃分網格后其節點為531992，單元為99973，建立有限元模型如圖2。

圖2 車身骨架有限元模型

2.4 載荷的施加

在建立正確的車身骨架有限元分析模型的基礎上,加載邊界條件,并根據實際載荷配置情況,對車身骨架進行靜強度計算分析。

車身骨架所受載荷及其加載方式如下：

（1）乘客20名，每個乘客質量按65kg計算，每個座椅質量10kg，重約75kg×20；駕駛員及其座椅重約110kg。以上載重力以集中載荷的方式加載到實際安裝位置節點處。

（2）對于公交車上的站立乘員，可按照每平方實際最大站立人數，均布在車身底架節點上。根據國家最新的2004年的標準，城市公交車每平方米額定載客數量為8人，每人質量按65kg計算。

（3）車窗玻璃載荷。其中：前擋風玻璃質量約為80kg，后擋風玻璃約重20kg，側窗玻璃共9塊，重約24kg×9。按照實際安裝位置，均布加載到相應位置處的梁上。

（4）公交車前門質量約為22kg,中門約重 25kg；發動機質量為500kg，變速器質量為350kg；天然氣瓶共6個，重約130kg×6。這些載荷，按照實際安裝位置，作為集中載荷加載到安裝位置節點處。

（5）對于車身骨架的自重，由于在ANSYSWorkbench分析前處理過程中已經定義了材料的密度，根據用戶設定的重力加速度值軟件可以自動算出車身骨架的自重，在分析過程中自動進行加載。

3 兩種工況下的分析

3.1 水平彎曲工況

客車在平坦路面上以較高車速行駛時，路面的反作用力使車身承受對稱的垂直載荷。它使車身產生彎曲變形，其大小取決于作用在車身各處的靜載荷

及垂直加速度。載荷加載時，取動載系數k=1.5，實際加載時，將各載荷的值擴大1.5倍加載在相應位置。添加約束時，約束了底架上靠近前后懸架的4個支撐點位置，分別約束前左懸架支撐點、前右懸架支撐點X、Y、Z三個方向的平動自由度，以及分別約束后左懸架支撐點、后右懸架支撐點Z方向上的平動自由度，釋放其它自由度。彎曲工況下客車骨架的位移與應變云圖如圖3、圖4所示。

圖3 水平彎曲工況下客車骨架位移云圖（放大20倍）

由圖3可知，雖然該公交車底架尾部位移較大，最大值為11.752mm，但是整個車身骨架的變形協調性好，而且整個車身骨架位移考慮了鋼板彈簧較大的受載變形。根據整個位移結果可知，該公交車在水平彎曲工況滿足剛度要求。底架尾部位移值較大主要原因有三點：

(1)底架尾部載客量較大。最后一排設計了5個乘客座位，加上站立乘客，使該處載客量較大。

(2)底架尾部集中了全車6個天然氣瓶。該公交車有6個車載天然氣瓶，每個重量為130kg，全部集中在底架尾部，使該處載重量偏大。

(3)底架尾部距離后軸較遠，且沒有支撐，加之載荷較大，導致該部位位移相對較大。

建議將氣瓶放置位置做適當調整，以減少底架尾部載荷。或者改進結構設計和材料，加強底架尾部剛度。由圖4可知，在水平彎曲工況下，該公交客車車身骨架最大應力為290.83Mpa，出現在地板骨架上的空心型鋼與U型板連接位置（如圖5所示），超出了材料Q235的屈服極限，不符合強度、剛度要求，需要對這部分結構進行優化，使其滿足強度、剛度要求。但是，車身骨架整體應力水平較小，在水平彎曲工況下整車剛度滿足要求。后軸底架部分受力較大主要是由于該處為整車骨架的支撐部位，當車身在承受載荷變形時，只有在前后輪處，也就是底架與懸架吊耳連接處變形受到限制，導致該處應力水平較大。

圖4 水平彎曲工況客車骨架的應力云圖（放大20倍）

圖5 水平彎曲工況下最大應力發生位置

3.2 扭轉工況

本文中對客車在左扭轉工況下進行了分析，仿真時約束如下：分別約束前左架支撐點、前右架支撐點Z方向上的平動自由度，約束后右懸架X、Y、Z三個方向上的平動自由度，釋放后左懸架所有自由度，以此近似等效客車發生扭轉時的情況。

從車身骨架位移圖6中可以看出，最大位移發生在后圍左上角和頂蓋、左圍交接處，最大值為25.831mm，這是考慮了鋼板彈簧懸架的變形和左后輪失去路面支持后車身骨架的整體扭曲。

從整車應力云圖7可知，在極限左扭轉工況下，整車骨架應力水平較高處主要分布在：后軸底架處、前軸底架處、左圍輪圈處、右圍后輪圈處。整車骨架最大當量應力為392.44Mpa，發生在左側圍前輪圈上方的兩個空心型鋼的連接位置如圖8所示，超出了材料Q235的屈服極限，進一步優化須改進設計。但是，整車在左極限扭轉工況下，整體應力水平較低，滿足要求。

圖6 扭轉工況下客車骨架的位移云圖（放大20倍）

圖7 扭轉工況下客車骨架的應力云圖（放大20倍）

圖8 扭轉工況下最大應力發生位置

4 結論

采用上述力學模型對車身結構進行有限元分析,能夠提供足夠準確的車身結構應力分布的大致規律,為客車車身設計工作提供了有價值的結構分析數據，為進一步減輕車身骨架重量提供了數據參考，在接下來的結構優化設計中，對于強度不足的結構需對其進行強度上的加強設計，對于滿足強度和剛度要求且富余的部分，可進行結構優化，去除構件或是減小構件厚度，從而使得整車骨架質量減少，達到輕量化目的。

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張向東，1970出生，陜西韓城人，大專，工程師，研究方向：礦用機電產品研發。