校车车身结构的有限元分析

周俊杰+严伊莉+郭朋飞

摘要： 建立某型校车的有限元模型，计算在不同工况下其车身骨架的静态强度.计算结果表明：在弯曲和扭转工况下，该校车最大应力分别为154.8和171.4 MPa，均小于Q235屈服应力235 MPa；最大变形分别为4.925和12.92 mm，满足《客车定型试验规程（GB/T 13043—2006）》中所规定的弯曲和扭转工况下10及12 mm的限额；车身结构整体应力大多集中在30 MPa左右，有较大的安全裕度.分析结果可为该校车车身骨架结构优化提供参考.

关键词： 校车； 车身骨架； 强度； 刚度； 有限元

中图分类号： TB121文献标志码： B

0引言

客车车身骨架是客车各总成的安装基体，将发动机和车身等总成连成一个有机整体，同时还承受客车各总成的质量和有效载荷，并承受客车行使时所产生的各种力和力矩以及各种静载荷和动载荷.因此，车身骨架的强度和刚度在车辆总体设计中十分重要，深入了解车架的强度和刚度特性是车架结构设计改进的基础.

鄢月[1]应用ANSYS对某客车底架进行静、动态分析，为客车底架的优化设计提供参考；程志刚等[2]应用 HyperMesh对客车底盘车架进行有限元分析，并根据计算结果对车架结构提出改进意见；孙立君等[3]建立某全承载式客车车身骨架有限元模型，在ANSYS中对其进行静、动态分析并提出轻量化设计方案；陈元华[4]和胡方勤[5]也通过有限元软件对客车建立有限元模型并进行静、动态分析.VALENTE等[6]提出一种提高车身结构分析精度的方法，以T型铝合金冲压为例研究成型过程对静强度的影响.本文采用Abaqus对某型校车的车身骨架建立有限元模型，进行静态强度和刚度分析，分析结果可作为车身骨架结构优化的参考，为客车骨架的改进设计提供理论依据.

1校车车身骨架有限元模型的建立

该校车车身骨架结构大多是通过薄壁杆件和薄板冲压件焊接而成的，板厚远远小于其平面尺寸，属于薄板弯曲问题，因此可以选用板壳单元进行模拟.虽然采用梁单元对客车骨架结构进行模拟比较简便，计算量也比较小，但是由于梁单元的模拟不能准确反映纵、横梁接头位置的实际应力情况，因此为得到更准确的分析数据，在拥有高性能计算机的条件下，整个车身骨架结构全部采用板壳单元进行模拟.

在建立几何模型时主要进行以下简化[3]：1）略去车身骨架蒙皮和非承载件，如挡风窗玻璃、车门和座椅等.2）不考虑发动机组、燃油箱和空调机组等，只简化为集中载荷添加到模型中相应位置上.3）将车顶和侧围部分的一些曲率较小的构件近似视为直梁.4）整个客车骨架结构存在大量的纵横梁交叉连接，对于这些接头位置的焊接连接采用合并节点的形式进行模拟.经过离散化处理后生成的有限元模型见图1.

图 1有限元模型

Fig.1Finite element model

2载荷和工况

2.1网格划分

网格尺寸大小对有限元计算结果有很大影响，网格过大会导致计算结果失真，网格太小会占用大量的计算时间，所以选择适当的网格尺寸大小至关重要.网格校核就是通过比较不同尺寸的网格模型计算结果，选择最优网格尺寸.本文仅对弯曲工况进行网格校核，其他工况均采用此工况的网格校核结果.对汽车骨架进行初步计算，发现底盘应力较大，见图2，故对底盘的应力进行网格校核.

图 2底盘应力分布

Fig.2Chassis stress distribution

计算网格尺寸为20，40和60 mm的汽车骨架模型，分别得到不同网格尺寸的底盘应力，不同网格大小下最大应力、最大位移比较见表1.

表 1网格校核

Tab.1Mesh check网格大小/mm604020网格数量/个2 5665 69620 958最大应力/MPa142.5150.6154.3最大位移/mm1.0693.2733.488

由表1可知：40 mm的网格与60 mm的网格相比，网格数增多1.22倍，最大应力增大5.7%，最大位移增大2.06倍；而20 mm的网格与40 mm的网格相比，网格数增多2.68倍，最大应力增大2.5%，最大位移增大6.6%.将表1数据导入到Origin可得图3.

a）应力b）位移图 3最大应力和最大位移校核

Fig.3Check of maximum stress and maximum displacement

由图3可知，与网格尺寸由60 mm变为40 mm时相比，网格尺寸由40 mm变为20 mm时最大应力和最大位移变化线都平滑得多.综合以上分析，认为网格尺寸为40 mm时大小合适，对计算结果影响不大，所以采用40 mm网格进行分析.

在Abaqus中对已建立好的几何模型进行网格划分，采用40 mm划分整车骨架，底盘、车顶、车身共生成36 644个网格单元，划分好网格的有限元模型见图4.图 4网格划分

Fig.4Meshing

2.2载荷处理

按照客车厂方要求和车架本身设计规则[79]，对某款车架进行静态分析[10].

载荷主要包括内部载荷和外部载荷，内部载荷即车架自重，外部载荷根据施加形式的不同一般分为2大类，即集中载荷和均布载荷.集中载荷一般对外部载荷作用的范围较小，近似等价为集中作用于一点的载荷，如发动机、燃油箱、机组空调等载荷都可以以集中载荷的形式添加在对应的质心位置上.均布载荷一般是指外部载荷作用在结构上一定的面积或长度上的载荷，比如司机和乘客等载荷.具体载荷情况见表2，整车车身骨架加载见图5.表 2载荷情况

Tab.2Load caseskg均布载荷乘客门52乘客（含座椅及随身行李）1 700驾驶员75集中载荷发动机320变速箱95电瓶装置50油箱92空调置顶机组150endprint

图 5整车车身骨架加载

Fig.5Load on overall body frame

2.3计算工况

1）水平弯曲工况：水平弯曲工况计算主要考虑客车（满载）静止或在水平、良好路面上匀速直线行驶时的情况.约束处理：边界条件处理时约束前、后轮与车桥相连的位置处，总体上约束6个方向的自由度.见图6a.

a）弯曲工况

b）扭转工况

图 6在不同工况下的边界条件

Fig.6Boundary conditions under different working conditions

2）极限扭转工况：极限扭转工况计算主要考虑客车满载在凹凸不平的路面行驶时出现一个车轮悬空的极限扭转情况.实践表明，车身遭受最剧烈的扭转工况一般都是在客车低速通过崎岖不平路面时发生的此种扭转工况下的动载荷，在时间上变化得很缓慢，所以车身的扭转特性可以近似地看作是静态的.根据《客车骨架应力和形变测量方法》（GB/T 6792—2009），选取左前轮悬空的工况.

约束处理：约束右前轮装配位置处节点的3个平动自由度，释放3个转动自由度；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，释放其他自由度.见图6b.

2.4计算结果

在相应载荷和约束条件下，计算弯曲工况和扭转工况的应力和变形，结果见图7和8.a）应力， MPab）变形，mm图 7弯曲工况计算结果

Fig.7Calculation results of bending condition

a）应力， MPab）变形，mm图 8扭转工况计算结果

Fig.8Calculation results of torsion condition

由图7a可知，整车最大应力位于车底第二横梁与底盘连接的部位，大小为154.8 MPa；由图7b可知，整车最大变形位于车底前部，承受司机重量的部位，大小为4.925 mm；弯曲工况下整车应力大多小于30 MPa，整车变形在3 mm左右，均较小.

由图8a可知，整车最大应力位于底盘左纵梁与前桥连接处，即对左纵梁施加约束的地方，大小为193.7 MPa，比弯曲工况增大38.9 MPa；由图8b可以看出，整车最大变形位于车头左侧部位，大小为10.95 mm，比弯曲工况增大6.025 mm；扭转工况下，客车整体骨架大多数应力值在30 MPa左右，变形值在5 mm左右.

从各总成的变形和应力计算结果分析，符合客车在相应工况下的实际情况.Q235材料的屈服强度为235～240 MPa，所以在弯曲、扭转工况下整车车身骨架安全因数都大于1.3，该客车车身骨架结构在水平弯曲和扭转工况下均满足强度要求.弯曲工况最大变形为4.925 mm，扭转工况最大变形为10.95 mm.该车在2种工况下的最大变形量均小于《客车定型试验规程》（GB/T 13043—2006）中所规定的10和12 mm的限值，可知此款客车总体刚度满足要求.

3原车型2种工况下强度和刚度分析

该客车发动机为前置方式，通过第2.4节分析计算结果可得原车型2种工况下各总成最大应力和变形.弯曲工况和扭转工况的详细计算结果对比见图9～16.由图9～16车身各部位立柱、纵横梁的应力图可得到各部位具体应力值，汇总结果见表3，总体趋势与客车实际运行情况相符.考虑到客车行驶过程中的动载荷、疲劳和材料缺陷引起的应力集中等问题，静态计算时安全因数一般取1.3～1.8，车身材料Q235的屈服强度为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）左骨架立柱分布图 9弯曲工况下左骨架立柱受力

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）右骨架立柱分布图 10弯曲工况下右骨架立柱受力

Fig.10Forces on right frame column under bending condition

a）第一纵梁，MPab）第二纵梁，MPac）第三纵梁，MPad）第四纵梁，MPae）车顶纵梁分布图 11弯曲工况下车顶纵梁受力

Fig.11Forces on roof longitudinal beam under bending condition

a）第一横梁，MPab）第二横梁，MPac）第三横梁，MPad）第四横梁，MPae）第五横梁，MPaf）第六横梁，MPag）第七横梁，MPah）车底横梁分布图 12弯曲工况下车底横梁受力

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）左骨架立柱分布图 13扭转工况下左骨架立柱受力

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）右骨架立柱分布图 14扭转工况下右骨架立柱受力

Fig.14Forces on right frame column under torsional condition

a）第一纵梁，MPab）第二纵梁，MPac）第三纵梁，MPad）第四纵梁，MPae）车顶纵梁分布图 15扭转工况下车顶纵梁受力endprint

Fig.15Forces on roof longitudinal beam under torsional condition

a）第一横梁，MPab）第二横梁，MPac）第三横梁，MPad）第四横梁，MPae）第五横梁，MPaf）第六横梁，MPag）第七横梁，MPah）车底横梁分布图 16扭转工况下车底横梁受力

Fig.16Forces on roof cross beam under torsional condition

表 3对比分析

Tab.3Comparison analysis各总成

工况最大弯曲最大扭转应力/MPa变形/mm应力/MPa变形/mm顶盖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：弯曲、扭转工况对应安全因数分别为1.51和1.37，均大于1.3，强度满足要求；弯曲工况最大变形为4.848 mm，扭转工况最大变形为9.389 mm.该车在2种工况下的最大变形量均小于《客车定型试验规程》（GB/T 13043—2006）中所规定的10 mm和12 mm的限值，可知此款客车总体刚度满足要求.

4结论

1）将发动机、变速器、蓄电池、油箱等质量以集中载荷方式加载，能够更真实模拟车身骨架实际受力情况，避免只采用均匀加载模拟车身骨架受力的局限性.

2）在建模时忽略蒙皮对车身骨架的加强作用，计算值比实际值偏高，计算结果更加保守.

3）2种工况的安全因数均大于1.3，汽车骨架的强度满足要求；最大变形满足国家标准的规定，刚度满足要求.

通过对车架结构强度进行有限元分析，能够对车身骨架各部位的强度有充分了解，进而对骨架加强或者优化提供依据.参考文献：

[1]鄢月. 基于ANSYS的客车车架分析[J]. 辽宁工业大学学报， 2008， 28（6）： 399402.

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

[2]程志刚， 沈磊， 郁强. 公交大客车车架有限元分析[J]. 轻型汽车技术， 2010（1/2）： 46.

CHEN Zhigang， SHEN Lei， YU Qiang. Finite element analysis of bus frame[J]. Light Vehicles， 2010（1/2）： 46.

[3]孙立君， 谭继锦， 蒋成武， 等. 多工况下客车车身骨架轻量化研究[J]. 汽车科技， 2010（3）： 2024.

SUN Lijun， TAN Jijin， JIANG Chengwu， et al. Lightweight study for coach body frame under multiple loading conditions[J]. Automobile Sci & Technol， 2010（3）： 2024.

[4]陈元华. 基于结构优化设计的客车轻量化研究[D]. 长沙： 湖南大学， 2009.

[5]胡方勤. 半承载式客车车身骨架有限元建模分析[D]. 合肥： 合肥工业大学， 2007.

[6]VALENTE F， LI X，MESSINA A， et al. A new methodology for improving accuracy of structural analysis of car body parts[EB/OL].（19980929）[20130513].http：∥papers. sae.org/982336.

[7]FENTON J. Trunk chassis design[J]. Automotive Eng， 1978， 3（4）： 2631.

[8]CARVER G C. Application of variable depth side rail to heavy truck frames[EB/OL]. （19690201）[20130213].http：∥papers.sae.org/6901741.

[9]MENITT L F. Truck frame side rail bucking stresses[EB/OL]. （19690201）[20130213].http：∥papers.sae.org/6901741.

[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.

（编辑 武晓英）endprint

Fig.15Forces on roof longitudinal beam under torsional condition

a）第一横梁，MPab）第二横梁，MPac）第三横梁，MPad）第四横梁，MPae）第五横梁，MPaf）第六横梁，MPag）第七横梁，MPah）车底横梁分布图 16扭转工况下车底横梁受力

Fig.16Forces on roof cross beam under torsional condition

表 3对比分析

Tab.3Comparison analysis各总成

工况最大弯曲最大扭转应力/MPa变形/mm应力/MPa变形/mm顶盖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：弯曲、扭转工况对应安全因数分别为1.51和1.37，均大于1.3，强度满足要求；弯曲工况最大变形为4.848 mm，扭转工况最大变形为9.389 mm.该车在2种工况下的最大变形量均小于《客车定型试验规程》（GB/T 13043—2006）中所规定的10 mm和12 mm的限值，可知此款客车总体刚度满足要求.

4结论

1）将发动机、变速器、蓄电池、油箱等质量以集中载荷方式加载，能够更真实模拟车身骨架实际受力情况，避免只采用均匀加载模拟车身骨架受力的局限性.

2）在建模时忽略蒙皮对车身骨架的加强作用，计算值比实际值偏高，计算结果更加保守.

3）2种工况的安全因数均大于1.3，汽车骨架的强度满足要求；最大变形满足国家标准的规定，刚度满足要求.

通过对车架结构强度进行有限元分析，能够对车身骨架各部位的强度有充分了解，进而对骨架加强或者优化提供依据.参考文献：

[1]鄢月. 基于ANSYS的客车车架分析[J]. 辽宁工业大学学报， 2008， 28（6）： 399402.

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

[2]程志刚， 沈磊， 郁强. 公交大客车车架有限元分析[J]. 轻型汽车技术， 2010（1/2）： 46.

CHEN Zhigang， SHEN Lei， YU Qiang. Finite element analysis of bus frame[J]. Light Vehicles， 2010（1/2）： 46.

[3]孙立君， 谭继锦， 蒋成武， 等. 多工况下客车车身骨架轻量化研究[J]. 汽车科技， 2010（3）： 2024.

SUN Lijun， TAN Jijin， JIANG Chengwu， et al. Lightweight study for coach body frame under multiple loading conditions[J]. Automobile Sci & Technol， 2010（3）： 2024.

[4]陈元华. 基于结构优化设计的客车轻量化研究[D]. 长沙： 湖南大学， 2009.

[5]胡方勤. 半承载式客车车身骨架有限元建模分析[D]. 合肥： 合肥工业大学， 2007.

[6]VALENTE F， LI X，MESSINA A， et al. A new methodology for improving accuracy of structural analysis of car body parts[EB/OL].（19980929）[20130513].http：∥papers. sae.org/982336.

[7]FENTON J. Trunk chassis design[J]. Automotive Eng， 1978， 3（4）： 2631.

[8]CARVER G C. Application of variable depth side rail to heavy truck frames[EB/OL]. （19690201）[20130213].http：∥papers.sae.org/6901741.

[9]MENITT L F. Truck frame side rail bucking stresses[EB/OL]. （19690201）[20130213].http：∥papers.sae.org/6901741.

[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.

（编辑 武晓英）endprint

Fig.15Forces on roof longitudinal beam under torsional condition

a）第一横梁，MPab）第二横梁，MPac）第三横梁，MPad）第四横梁，MPae）第五横梁，MPaf）第六横梁，MPag）第七横梁，MPah）车底横梁分布图 16扭转工况下车底横梁受力

Fig.16Forces on roof cross beam under torsional condition

表 3对比分析

Tab.3Comparison analysis各总成

工况最大弯曲最大扭转应力/MPa变形/mm应力/MPa变形/mm顶盖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：弯曲、扭转工况对应安全因数分别为1.51和1.37，均大于1.3，强度满足要求；弯曲工况最大变形为4.848 mm，扭转工况最大变形为9.389 mm.该车在2种工况下的最大变形量均小于《客车定型试验规程》（GB/T 13043—2006）中所规定的10 mm和12 mm的限值，可知此款客车总体刚度满足要求.

4结论

1）将发动机、变速器、蓄电池、油箱等质量以集中载荷方式加载，能够更真实模拟车身骨架实际受力情况，避免只采用均匀加载模拟车身骨架受力的局限性.

2）在建模时忽略蒙皮对车身骨架的加强作用，计算值比实际值偏高，计算结果更加保守.

3）2种工况的安全因数均大于1.3，汽车骨架的强度满足要求；最大变形满足国家标准的规定，刚度满足要求.

通过对车架结构强度进行有限元分析，能够对车身骨架各部位的强度有充分了解，进而对骨架加强或者优化提供依据.参考文献：

[1]鄢月. 基于ANSYS的客车车架分析[J]. 辽宁工业大学学报， 2008， 28（6）： 399402.

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

[2]程志刚， 沈磊， 郁强. 公交大客车车架有限元分析[J]. 轻型汽车技术， 2010（1/2）： 46.

CHEN Zhigang， SHEN Lei， YU Qiang. Finite element analysis of bus frame[J]. Light Vehicles， 2010（1/2）： 46.

[3]孙立君， 谭继锦， 蒋成武， 等. 多工况下客车车身骨架轻量化研究[J]. 汽车科技， 2010（3）： 2024.

SUN Lijun， TAN Jijin， JIANG Chengwu， et al. Lightweight study for coach body frame under multiple loading conditions[J]. Automobile Sci & Technol， 2010（3）： 2024.

[4]陈元华. 基于结构优化设计的客车轻量化研究[D]. 长沙： 湖南大学， 2009.

[5]胡方勤. 半承载式客车车身骨架有限元建模分析[D]. 合肥： 合肥工业大学， 2007.

[6]VALENTE F， LI X，MESSINA A， et al. A new methodology for improving accuracy of structural analysis of car body parts[EB/OL].（19980929）[20130513].http：∥papers. sae.org/982336.

[7]FENTON J. Trunk chassis design[J]. Automotive Eng， 1978， 3（4）： 2631.

[8]CARVER G C. Application of variable depth side rail to heavy truck frames[EB/OL]. （19690201）[20130213].http：∥papers.sae.org/6901741.

[9]MENITT L F. Truck frame side rail bucking stresses[EB/OL]. （19690201）[20130213].http：∥papers.sae.org/6901741.

[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.

（编辑 武晓英）endprint