全承载式客车车身结构有限元分析

田 芳，王 涛，石 琴

（1.安徽江淮汽车股份有限公司，合肥 230022；2.合肥工业大学机械与汽车工程学院，合肥 230009）

1 车身结构的有限元建模

1.1 模型简化

全承载式客车车身骨架主要是由大部分矩形梁、少部分异型梁、梁与变截面梁以及较少的钢板构成，各杆之间多采用焊接的方式连接。在不影响应力和变形的情况下，在建模中采取了一些简化措施[1]：

1）略去非承载构件，如风窗玻璃的鼻梁、前保险杠和装饰件等。

2）对构件的截面形状作适当简化，如乘客门的立柱要考虑乘客门的安装等。

3）主从节点原则：对相邻位置较近的构件结合点采用适当合并或主从节点的原则进行处理，以避免实际计算中可能出现的病态方程。

4）将空间曲梁简化为直梁，如把前、后围横梁等曲梁划分为若干个直梁，对整个结构计算影响很小。

5）忽略车身蒙皮。车身蒙皮多数是焊接在车身骨架上，对车身骨架总体具有加强作用。这样的计算结果更加安全[2]。

1.2 异型梁的应用

为了满足不同的受力需要，车身骨架梁结构常设计成不同形状。本文在建模中采用变截面梁，从而更真实地模拟车身结构。对一些形状不规则的截面，ANSYS通过建立相应的截面几何和有限元网格后，生成特殊的ASCII文件，在进行网格划分时，读取相关信息，生成特定的截面。

1.3 车身有限元计算时载荷的处理

本文中，计算载荷可以分为骨架质量、设备质量、非结构质量及乘员质量等[3]。

1）车身骨架的质量在定义材料的密度后软件自动计算。

2）车身设备质量，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质量，用mass21单元建模，在相应的节点上创建单元即可。

3）乘员、座椅、行李、空调机的质量均布加载在相应的梁单元上。

1.4 整车骨架模型的建立

遵循以上建模思想，将客车车身划分为前/后围、左/右侧围、顶盖和底架6大片，车身骨架采用空间梁单元BEAM188和板单元SHELL 63，从而形成板梁结合的模型。最终建立的有限元模型如图1所示。节点17194个，单元12359个（其中Beam188单元11263个，shell63单元1090个）。模型车身骨架质量为2226 kg。

2 车身结构的静态分析

2.1 水平弯曲工况

可以用水平弯曲工况来模拟客车在水平良好路面上匀速直线行驶时的客车车身骨架受力和变形的情况。由于本文所研究的都是在客车满载时的情况，因此，水平弯曲工况下的载荷就是计算载荷。为消除车身骨架的刚体位移，需要对骨架与悬架装配位置的节点进行约束，其边界条件是约束前、后轮装配位置处节点共6个自由度。

在水平弯曲工况下，车身骨架的最大应力为88.9 MPa，在车尾横梁上；最大变形为6.8 mm，整车尾部下沉[4]。

2.2 扭转工况

扭转工况是客车最危险的工况之一，主要模拟客车行驶时，任一车轮从平坦路面驶上突出物或进入凹坑、而使左右车轮接地点出现高度差时，客车车身结构承受的非对称载荷。本文扭转工况采用左前轮悬空进行模拟。其边界条件为约束右前轮装配位置处节点的三个平动自由度UX、UY、UZ，释放三个转动自由度ROTX、ROTY、ROTZ；释放左前轮装配位置处节点的所有自由度；约束后轮装配位置处节点的垂直方向自由度，释放其它自由度。

扭转工况的最大应力为211MPa，在第六截面梁的立柱上；最大变形14.8 mm，整车扭曲较为严重。

2.3 扭转+制动组合工况

客车在紧急制动过程中，车身骨架本身的质量和发动机等动力总成的质量会产生向前的惯性力，易造成客车骨架某处应力较大，出现开裂现象[5]。本文考虑客车在崎岖不平的路面上制动时的这种极端恶劣情况，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。

在车身建模时已经施加整车垂向加速度g，在后续工况分析中，车身自重的惯性力一直在作用，方向为垂直向下。

载荷同扭转组合工况相似，不同之处是在动力总成的质量单元处施加0.8 g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。边界条件：约束右前轮装配位置处节点的三个平动自由度UX、UY、UZ，释放三个转动自由度ROTX、ROTY、ROTZ；释放左前轮装配位置处节点的所有自由度；约束后轮装配位置处节点的垂直方向自由度，释放其它自由度。

扭转+制动工况的最大应力为119.4 MPa；最大变形15.4 mm。

2.4 电测试验验证有限元模型

为了掌握客车车身应力分布状态,并验证有限元模型的正确性,对车身骨架进行静态弯曲工况的电测试验，见图2。表1是部分应变片静态弯曲工况试验和软件中模拟弯曲工况的结果比较。考虑到模型简化和加载存在的差异,测试结果与有限元分析数据吻合情况已经较好，从而说明所建有限元模型是正确的,为后续的车身骨架结构分析提供了可靠的保证[6]。

表1 部分模拟结果和试验结果的对比分析（MPa）

3 车身结构的模态分析

车身骨架是客车的关键总成，除了要有足够的强度保证其寿命、足够的刚度保证其装配使用要求外，还应有合理的模态特性，以达到控制振动和噪声的目的[7]。本文在ANSYS软件中，采用Block-Lanczos方法计算了自由边界条件下的车身骨架结构主要低阶模态和振型。提取了前10阶模态的频率值及振型描述见表2（前6阶为刚体模态已被剔除）[8]。

表2 前10阶模态固有频率值及振型描述

模态分析评价原则有[9]：

1）车身骨架低阶频率（即一阶扭转和弯曲频率的值）应低于发动机怠速运转频率，以避免发生整体共振。

2）车身骨架固有频率应尽可能避开发动机经常工作频率及人体对振动的敏感频率段。

3）车身骨架的振型应尽量光滑，避免有突变。

4）避免固有频率过低的局部振动模态。

客车在行驶过程中，引起车身振动的激振源主要是路面、车轮不平衡引起的振动，发动机在怠速和常用车速下的爆发振动，以及由传动轴的不平衡造成的振动等。在我国高速公路和一般城市较好路面上，最高车速限制为120 km/h，可得路面激励频率多在3 Hz以下。当车速为85 km/h左右时，因车轮不平衡引起的激振频率一般低于11 Hz。传动轴在车速为50～80 km/h时的不平衡振动频率约为33 Hz～68 Hz[10]。本文中所分析的客车采用是四冲程水冷发动机，根据发动机怠速频率计算公式：H=（n/60）×M，其中n为发动机怠速转速，四缸发动机通常750 r/min；M为气缸数目的一半，这里M=2；所以计算该四缸发动机怠速激励频率为25 Hz，激励分量较大。

从车身的振动和强度角度考虑，车身前几阶模态主要振型频率应控制在3 Hz～33 Hz之间。同时，为了防止一阶弯曲模态和一阶扭转模态的耦合效应，一般希望这两种模态频率至少错开3 Hz以上[11]。该车车身一阶扭转频率为5.24 Hz，一阶弯曲频率为9.49 Hz，满足这一要求。由上述计算结果可见，该客车骨架的前几阶固有频率在要求的频率范围内，有利于避免发生整体共振现象。

4 结论

利用板梁混合单元结合变截面梁建立的有限元模型结合试验验证后，能足够准确地反映整车结构应力分布的大致规律,找到了车身强度薄弱的环节及危险部位,为后续的结构优化提供了参考。实际上，在路面不平度的作用下，行驶中的客车承受着复杂的交变动载荷，车身骨架结构的破坏往往是由于动载荷的作用引起的。因此，仅分析结构的静强度和初步模态是不够的，还需要利用有限元法来研究车身的动态特性。

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