DFA6920KB01Q客车车身强度和刚度分析
新能源客车车身结构设计及强度分析冯启庆张术丽吴津宇
新能源客车车身结构设计及强度分析冯启庆张术丽吴津宇发布时间：2023-05-08T01:55:09.234Z 来源：《国家科学进展》2023年3期作者：冯启庆张术丽吴津宇[导读] 随着社会的进步和技术的发展，新能源客车逐渐成为公共交通工具的重要组成部分。
天津广通汽车有限公司 300000摘要：随着社会的进步和技术的发展，新能源客车逐渐成为公共交通工具的重要组成部分。
相较于传统的燃油客车，新能源客车具有环保、节能、安全等优势，受到越来越多人的关注和追捧。
其中车身结构作对其安全性、稳定性和舒适性等方面起着至关重要的作用。
新能源客车在运行过程中，需要承受来自路面的各种载荷和惯性力，同时还需要考虑电池组和电动机等组件的重量和安装位置。
因此车身结构的设计和强度分析是新能源客车开发的关键技术之一。
本文对新能源客车车身结构设计及强度展开论述，并提出几点思考，旨在提高客车的安全性和稳定性。
关键词：新能源客车、新能源客车、强度分析引言新能源技术的不断发展和应用使得新能源客车逐渐成为现代公共交通工具的重要组成部分。
新能源汽车成为了全球汽车工业发展的重要方向。
作为新能源汽车的代表之一的新能源客车以其经济实用的特点逐渐成为公共交通出行的首选，被广泛应用于城市公交、旅游巴士、机场大巴等领域。
新能源客车相较于传统燃油客车，具有很大的改变，如电池组的安装、位置的选定、体积和重量的增大等。
因此为了确保新能源客车的安全性和稳定性，在设计和生产过程中需要充分考虑其特点和运行环境，并采取相应的措施。
一、新能源客车车身结构设计方案（一）轻量化设计方案首先采用高强度、轻质的材料是实现新能源客车轻量化设计的重要手段。
通过使用铝合金、碳纤维等高强度、轻质材料来替代传统的钢材，可以有效地降低车身重量，提高整车的能源利用率和运行效率。
在车身结构设计中，可采用复合材料、结构胶等新材料，增加车身强度和刚度，提高整车的安全性和稳定性。
其次冗余的零部件和附件会增加车辆重量，并对车辆性能产生不利影响。
轻型客车车身结构刚度与模态的有限元分析
931. 75 mm , B r= 945. 1 mm , 由于 Hf , Hr 的数值均很小, 故
Hf = (T zf B f ) × 180 P = 0. 05683°
Hr = (T z r B r) × 180 P = - 0. 00034°
H= 0. 05717°
GJ =
TL H
=
1000 × 3. 0. 05717
8 30. 64 整体垂直方向一阶弯曲。
从表 1 中可见, 该轻型客车车身一阶整体扭转模态频 率大大高于国内同类车的一阶扭转频率[3～ 5]。 一阶整体弯 曲频率也高达 30. 64 H z, 大大减少了车身结构与悬挂系 统、路面、发动机及传动系等系统之间共振的可能性。
3 主要零部件对车身刚度与模态的影响 根据结构特点, 分别选取连接部位、顶盖、地板及侧围
新型的半承载式车身结构。与一般的半承载式车身不同, 该
载荷与变形之间关系的特性。 刚度不足, 会引起车身的门 框、窗框、等开口处的变形大, 以至车门卡死、玻璃破碎、密 封不严导致漏雨、渗水及内饰脱落等问题, 还会造成车身振 动频率低、发生结构共振。 共振不仅使乘员感到很不舒适、
车带有独立的车架。因此, 具备非承载式车身结构的某些优 点[1]。 但是, 该车又不同于一般的非承载式结构, 车身地板 横梁与车架纵梁上的悬置支架直接用螺栓刚性连接。 地板 横梁又通过特殊设计的接头与侧围立柱及侧围下边梁刚性
建模与分析所用软件为 SDRC I2D EA S。
左、右侧围侧向二阶弯曲, 相位相同; 地板前 2 14. 05 部变形较小, 后部为较大的的二弯变形。
3 17. 74 整体一阶扭转变形。
顶盖与地板、前围与后围、左侧围与右侧围均 4 21. 11 为一阶弯曲, 且相位相反。
基于有限元的全承载式客车车身强度刚度分析
１＝６．１９７ ２° 因后轴的扭转角约为０°，所以整车的扭转角 ≈
１＝１．１０２ ４°。
整车的扭转刚度为
T·L ５．２１５×１０４
K＝
＝ １．１０２ ４ ＝４．７３１×１０４ Ｎ·ｍ２／°
式中 L为客车轴距，L＝６．０ ｍ。
与非承载式车身车型相比，全承载式客车扭转刚
度较大［６］，而就客车而言，车身覆盖件如玻璃蒙皮等对
提高客车的扭转刚度贡献较大。图２为几种车型的轴距
与扭转刚度的关系统计曲线。对比承载式车身车型的扭
转刚度，可知所设计客车的扭转刚度是满足要求的。
３．２ 开口变形分析
开口变形是评价车身刚度的另一个重要指标，挡
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客车技术与研究
２０１０年 ８ 月
风玻璃、车门、车窗等部位的开口变形过大会影响到 车身的密封性，严重时会造成车门卡死、玻璃破碎、 漏雨、渗水及内饰脱落等问题。而且开口变形部位应 力会加大。为了避免这些问题，必须校验开口部分的 变形。衡量开口变形一般是在车身受到扭转载荷情况 下，通过计算车身开口部分对角线的变化量来体现的。
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第４期
客车技术与研究 ＢＵＳ ＴＥＣＨＮＯＬＯＧＹ ＡＮＤ ＲＥＳＥＡＲＣＨ
Ｎｏ ． ４ ２０１０
基于有限元的全承载式客车车身强度刚度分析
于国飞
（厦门理工学院 机械工程系，福建 厦门 ３６１０２４）
摘 要：应用有限元分析方法，对某全承载式客车车身骨架在弯曲和扭转工况下进行结构强度、扭转
刚度的计算分析。
通过分析可以看出，车身骨架最大应力在许用应 力范围内，满足设计要求。
３ 车身骨架刚度分析
３．１ 骨架扭转刚度计算［５］
为计算车身骨架扭转刚度，先将后悬架的空气弹
半承载式大客车车身有限元建模及强度分析_华从波
汽车科技第６期２００７年１１月客车车身骨架是汽车所有总成的载体，骨架受力复杂，几乎承受着客车的所有动静态载荷，骨架结构的好坏及载荷分配是否合理是汽车设计成功与否的关键之一［１］。
由于骨架结构和受力的复杂性，以往仅采用简化的力学模型对骨架进行静态强度校核，分别采用弯曲和扭曲工况进行分析车身各零部件能否满足各种恶劣工况的使用要求，从而找到车身薄弱环节为车身设计提供依据［２－４］。
但以上分析中建立的模型所采用的单元比较单一，不能完全反应车身骨架的实际情况。
与全承载式结构相比，半承载式骨架结构由于采用了大量的冲压板结构，使结构变得更为复杂。
建立车身有限元模型时应如实反映车身实际结构的重要力学特性，保证较高的计算精度。
有限元分析计算结果可信度的高低，直接受分析模型、载荷处理、约束条件和实际工程结构力学特性符合程度的影响，若有失误则会造成很大误差，严重时将使计算、分析失败。
１几何模型的建立１．１模型简化客车车身上的一些非承载部件对骨架结构的变形和应力分布影响很小，而对问题的求解规模和准确性有着很大的影响。
因此需要对模型进行如下简化［３］：（１）省略非承载件：对于某些方便使用和辅助承载而设置的构件（如扶手、制动踏板支架、仪表盘、支座、裙部等），由于其对整车的变形和应力分布影响较小，可忽略；（２）主从节点原则：出于对结构模型病态问题的考虑，对于位置较近的构件结合点则采用适当合并或“主从节点”的方式处理，避免实际计算中可能会导致的方程病态；（３）蒙皮处理：蒙皮对骨架刚度加强作用甚微，本文忽略应力蒙皮的加强作用；（４）曲杆简化为直杆：如可把顶盖横梁、前风窗下横梁等曲杆可简化成若干直杆。
１．２几何模型的建立将车身结构划分为外围（前后围、左右侧围、顶盖）、地板（司机地板、前中后地板）及底架（底架前段、底架中段、底架后段）３大总成。
各零部件之间的连接装配主要以点焊方式完成；外围和底架则是采用特殊锲型钢板结构和螺钉方式连接的。
黄海牌客车车身强度有限元分析
黄海牌客车车身强度有限元分析作者：丹东黄海汽车有限责任公司郭迎春于春明通过采用ANSYS软件对黄海牌某型客车的分析，说明有限元分析技术在客车结构设计和改进设计的实用性，随着有限元技术中在客车领域应用的不断深入，必将在以后的新产品开发和老产品改进设计中发挥更加广泛的作用。
黄海牌某型客车是在原有设计结构基础上，应用户要求而开发的，底盘由原三级踏步改为二级踏步，车身内饰高增加了130mm改制而成的新型城市客车，其设计周期较短，存在一些设计不足。
该车批量提交用户使用后陆续发现了一些问题，如车内顶棚颤动、车身骨架断裂、蒙皮撕裂、通道灯跌落等，为找出具体原因，为维修和后续车辆的再生产的改进设计提供理论依据，我们采用美国ANSYS公司软件对其整车骨架结构开展了模态和强度分析工作。
整车结构有限元计算模型根据客车骨架是由矩形钢管焊接而成的空间杆系结构的结构特点，大多数经验表明对客车骨架来讲，由梁单元构成的有限元计算模型，精度可以满足计算要求，同时解题规模也可以得到了有效控制，因此我们采用空间梁单元来模拟该车骨架结构。
客车的使用情况非常复杂，车身承受的载荷很多，但理论分析、室内实验和使用情况表明，就其载荷性质而言，车身所受到的主要载荷为弯曲、扭转、侧向载荷和纵向载荷等几种。
弯曲载荷主要产生于乘员、货物、自重、设备重量，该车的设备和乘员都按实际位置加载到等效的关键点上。
扭转载荷产生于路面不平度对车身造成的非对称支承。
作为对比计算，可用静态最大可能的扭矩（通常模拟一个车轮悬空的极限状态）。
侧向载荷和纵向载荷主要来自转弯、制动（启动）等惯性力。
由于时间要求较急，考虑到该车为后置客车，后部载荷相对较大，本次计算分析主要讨论比较危险的满载情况下（即有设备自重，还有座席和站立乘员，共计100人）的弯曲、右后轮悬空、左后轮悬空三种载荷工况，同时对整车也做了模态分析，以比较全面考察该车的振动和强度问题。
强度计算通过计算表明该车应力值并不是很大，各工况计算结果如下相应应力结果云图。
客车车身强度与刚度的有限元分析
图３ 弯曲工况下的车身结构位移场分布图 Ｆｉｇ．３ Ｓｔａｔｉｃ ｂｅｎｄｉｎｇ ｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ ｃｏａｃｈ ｂｏｄｙ
在模型中采用测量车身门窗对角线变化（有限 元计算前后）来评价客车刚度的大小。门窗对角线计 算值如表１所示。弯曲工况下车身刚度计算结果表 明，加载后相当于水平向下沉，对角线变化很小，后 风窗对角线变形量最大，为ｏ．２３３ ｍｍ，且相对变形 量最大为０．０１１％。在车身扭转工况下各门窗对角 线变形有较大的增加，左后轮悬空工况下最大变形 量为４７．２６ ｍｍ，位置在后风窗，其相对变化量为 ２．３１％，这也是最大相对变形量。在右后轮悬空的工 况下，最大变形量为４２．９６ ｍｍ，位置也在后风窗， 其相对变化量也是最大，为２．１％。从表中可知，无 论从数值大小还是产生位置上扭转工况与静弯曲工 况都有明显差别，后风窗处变形量最大和试验工况 有关，因为此时为后轮悬空，后部扭转最为严重，这 时变形最大也是合理的。在有限元模型的各种工况 中，从数值上来讲，对角线的变形量较实际值大很 多，但这些测量结果都是在未考虑蒙皮的情况下得 出的；此外，实际车厢内由于要安装一些其它设备， 如扶手、座椅、乘客行李顶柜等，会把刚性杆件焊接 或铆接在车身骨架上，增加整个骨架系统的相互约 束。若加上这些构件，弯曲和扭转变形量还会更小。 １．２．２车身翻转工况
布于所承受的相应梁结构上。 约束处理：约束顶盖左右两根较粗的纵梁，总体
上约束６个方向的自由度。 计算结果分析可知应力最大部位发生在顶盖、
侧围和后围的连接部，为３６８ ＭＰａ，这是由于该车发 动机后置，汽车后部载荷较大；窗立柱的最大应力为 １２３ ＭＰａ，比材料的许用应力低，图４为倾翻工况下 车身最大应力局部放大，图５为倾翻工况下窗立柱 应力分布。图６为倾翻工况下车身机构的位移场分 布。从图中可以看出，车身倾翻顶盖朝下时，车身整 体向下垮塌，最大变形发生在窗立柱，该处的变形和 位移共有２３．５ ｍｍ，同时车身除顶盖外最小位移为 １５．６ ｍｍ，可知这种工况下窗立柱变形有７．９ ｍｍ。
客车车身结构强度及刚度分析
（ 整体坐标系的建立 。 １ ） 以通过前轴中心线的垂 直平面与客车纵向对称面的交线与车架上平面的交 点为坐标原点 ； 以客车前进的反方 向为 Ｘ轴 的正方 向；以从原点 垂直 向上的直线为 ｚ轴的正方 向 ； 由 右手定则确定 Ｙ轴。 （ 根据 以上模 型简化原则 ， ２ ） 首先建立 了整车骨 架几何关系模 型，使车身从前到后形成完整的力学 框架。目前国内大客车车身骨架多为矩形或异形钢 管焊接而成的空间刚架结构 ， 其空间关系极其复杂 ， 且断面形式多样 ， 因此 ， 空间梁单元是首选计算模型 单元。 若考虑到底架结构的复杂性 ， 可采用更精确的 板单元建模计算 。 型节点总数约为 ４ ３０ 单元总 模 ２０ （
２１ 模 型 的建 立 ．
建立车身骨架的有 限元模型时 ， 既要如实地反 映客车车身实际结构的重要力学特性 ， 又要尽 量采 用较少的单元和简单的单元形态 ， 以保证较高的计 算精度及缩小解题规模 。 该型客车为三段式底架车身结构 ， 其空间结构复 杂， 在建立力学模型时， 需要对其作适当的简化处理。 （） １ 将车身骨架简化为空间框架结构。对车身
ｄ ｓｇ ｆ ｈ ｕ ｏ ｙｓｒ ｃ ｕ ｅ ｅ ｉｎｏ ｅｂ ｓｂ ｄ ｔ ｔ ｒ ． ｔ ｕ
Ｋｅ ｏ ｄ ： ｕ ；ｂ ｓｂ ｄ ； ｎｔ ｌｍｅ ｔｍｅｈ ｄ ｙＷ ｒ ｓ ｂ ｓ ｕ ｏ ｙ ｆ ｉ ｅｅ ｎ ｔｏ ｉ ｅ
车身是 客车的承载 主体 ， 是关键总成 ， 因此 ， 车
Ｌ Ｎ Ｒｕ— ａ Ｉ ｉ ｌｎ．Ｃ Ｎ Ｙｕ ｌ ＨＥ —ｉ ｅ
（ ｆｉ ｎｖｒ ｔ ｏ ｅｈ ｏｏｙ Ｈ ｆｉ２ ０ ０ ， ｈｎ） Ｈｅ ｉ ｓｙ ｆ ｃ ｎ ｌ ， ｅ ３０ ９ Ｃ ｉａ ｅＵ ｅ ｉ Ｔ ｇ ｅ
大客车车身结构强度及刚度分析
大客车车身结构强度及刚度分析作者：斯彩霞杨绪红近年来，随着城市公共交通的不断发展，在经济发达、城市化水平高的大型及特大型城市对大型城市公交客车提出了更高的要求。
对于国内的大客车而言，道路行驶条件较为严峻，通常为B级或C级路面。
客车在高低不平、崎岖起伏的道路上行驶时，整个车身骨架会产生成为车架强度主要问题的反复约束扭转应力。
因大客车车身是由空间骨架、抗弯薄板、壳体和应力蒙皮等构成的空间高次超静定结构。
各杆件结构形状各异，而且杆件之间的连接也是多种多样,骨架受力情况比较复杂，难以用经典的理论方法进行研究。
本文运用有限元方法和电测量技术对某白车身结构进行了研究，并对构件的形状、布置以及板材厚度等影响进行了分析，通过反复模拟计算，设计出满足车身刚度和强度等性能要求的轻量化结构。
1 模型的建立1.1 车身骨架模型（1）整体坐标系的建立，以通过前轴中心线的垂直平面与客车纵向对称面的交线与车架上平面的交点为坐标原点；以客车前进的反方向为X轴的正方向；以从原点垂直向上的直线为Z轴的正方向；由右手定则确定Y轴。
（2）本文应用ANSYS程序及车身结构模型化方面成功的经验，选取某半承载框架式结构的大客车为研究对象，该车整个骨架由矩形钢管以及钢板冲压件通过焊接而成。
建立模型时取各构件之间的连接点、集中载荷的作用点作为有限元计算模型的节点。
根据模型的简化原则，样车车身骨架被划分为1281个长度不等，截面形状各异的单元和783个节点，见图1。
1.2 车身有限元计算时载荷的处理（1）对于车身骨架的自重，在软件前处理程序中输入骨架材料密度和重力加速度，程序便根据所输入的单元截面形状、实常数自动将单元载荷因子的信息计入总载荷，进行计算。
（2）对乘客和座椅质量分别在相应受力点上施力。
对于车窗玻璃质量，考虑窗框质量，取系数k=1.2，以均布载荷的形式加到车身骨架腰梁的相应单元(构件)上。
对于底盘各总成质量，以静力等效的原则按实际位置以集中载荷施加。
基于有限元分析的大客车车身结构强度优化的开题报告
基于有限元分析的大客车车身结构强度优化的开题
报告
1.选题背景
近年来，大客车在公路交通中的运输任务越来越重，其安全性和耐久性与人们的生命财产安全直接相关。
在这个背景下，对大客车车身结构进行优化设计，提高其强度和稳定性，有着重要的现实意义。
有限元分析作为一种有效的工程分析方法，被广泛应用于车身结构设计和优化中。
2.选题目的
本课题旨在基于有限元分析方法，对大客车车身结构进行强度和稳定性优化设计，以提高其安全可靠性。
3.主要研究内容和方法
（1）大客车车身结构强度分析：使用有限元分析软件对大客车车身结构进行强度分析，找出结构中的薄弱环节。
（2）车身结构优化设计：根据强度分析结果，对车身结构中的薄弱环节进行设计优化，提高车身结构强度和稳定性。
（3）性能验证：对优化后的车身结构进行有限元分析，验证其强度和稳定性满足设计要求。
4.预期成果
（1）得出大客车车身结构的有限元分析结果，确定薄弱环节。
（2）设计优化后的车身结构，提高其强度和稳定性。
（3）验证优化后车身结构的强度和稳定性满足设计要求。
5.研究意义
对大客车车身结构进行强度优化设计，有助于提高其安全可靠性，保护乘客和驾驶员的生命财产安全。
同时，也有助于汽车制造企业提升产品竞争力，提高企业市场份额，促进行业的健康发展。
客车的强度与刚度分析文献综述
某客车车身结构强度与刚度分析文献综述一课题意义车架将发动机、底盘和车身等各个主要组成部分连成一个整体, 是汽车的关键承载部件, 它承受的载荷包括汽车自身的质量和行驶时所受到的冲击、扭曲、惯性力等. 车架设计和校核以前多采用简化力学模型, 且主要考虑静力分析, 由于车架的结构和受力的复杂性, 合理的设计目标很难实现. 随着计算机的快速发展, 国内汽车行业将有限元技术应用于车架强度计算, 但汽车的行驶工况非常复杂, 不可能完全模拟实际行驶过程中的所有工况. 因此, 本文着重分析客车车架在匀速、扭转、紧急制动、急速转弯等几种典型工况下的承受载荷情况和变形情况, 所得结果可直接用于汽车设计的改进和性能评价.结合全承载客车的开发,应用有限元分析工具建立该车车身结构的CAE模型, 并对该车进行静态工况计算及模态分析。
指出该车在设计中可能存在的问题,针对该问题提出改进方案,通过分析比较,说明改进方案的有效性和合理性。
客车车身结构型式按承载方式可分为非承载式、半承载式和全承载式。
三种结构型式在承载方式、结构设计原理以及加工制造工艺上均有明显不同。
全承载式车身骨架与其他两种车身结构相比，其突出特点是没有相对独立的底盘车架，客车载荷主要靠由小截面型材焊接而成的封闭骨架承受。
所以全承载式客车车身必须具有足够的强度，保证其使用寿命和足够的刚度，以保证其使用要求。
二课题的发展情况1匀速直线行驶工况匀速直线行驶工况的计算主要是对客车满载状态下( 也称满载纯弯曲工况) 四轮着地时的结构抗弯强度进行校核, 可以了解客车在良好路面下匀速直线行驶时的应力分布和变形情况. 用车身骨架质量和载荷乘以动载系数( 本文动载系数取25) , 方向竖直向下, 以模拟客车在此工况产生的对称垂直动载荷. 在分析时, 为了防止车身刚体位移淹没车身的弹性位移, 所选择的工况在弯曲工况的基础上忽略钢板弹簧、轮胎的刚度和前、后桥的重量[1].有限元分析模型的4个支承点分别取在对应车轮的轴心, 工况分析可以只约束4个支承点处在整体坐标系中的Z方向的平动自由度. 如图1为匀速直线行驶工况下车架的结构强度和刚度分析图.2扭转工况扭转工况的计算主要考虑一轮悬空时施加在车架上的扭矩的作用. 根据客车实际行驶情况, 一般考虑左、右前轮分别悬空.扭转工况下载荷的处理方式与车身静弯曲工况相同. 模拟某轮悬空的方法是: 释放悬空轮的全部自由度约束, 约束其它3个支承点的相应平动自由度[2]. 图2~ 7 ( 见82页) 为左扭转工况下车架的结构强度和刚度分析图. 图8~13 ( 见82、83页) 为右扭转工况下车架的结构强度和刚度分析图. 表1为扭转工况下车身各部分最大应力统计表.表1扭转工况下车身各部分最大应力统计表名称最大应力值(MPa)左前轮悬空右前轮悬空右侧围 131 60左侧围 124 58顶盖 123 55车架 79 35前围 70 30后围 56 333紧急制动工况紧急制动工况的计算主要考虑: 当客车以最大制动加速度07g制动时, 地面制动力对车身的影响.载荷处理与静态弯曲工况基本相同. 约束的处理方法是: 约束4个支承点处的全部Z方向的平动自由度,约束前后轮支承点的X方向的平动自由度.4急速转弯工况急速转弯工况的计算主要考虑: 当客车以最大转向加速度04g转弯时, 惯性力对车身的影响. 载荷处理的方法同紧急制动工况类似, 只是将纵向的制动力影响改为横向的惯性力影响, 制动加速度07g改为向心加速度04g, 用于模拟转向惯性力对车身的影响[3].约束的处理: 约束各支承点处的Z方向的平动自由度, 放松所有的转动自由度.如图18、图19为左急速转弯工况下车架的结构强度和刚度分析图. 图20、图21为右急转弯工况下车架的结构强度和刚度分析图. 表2为4种典型工况下车身各部分最大应力统计表.结果表明, 该车身骨架的强度有足够表2四种典型工况下车身各部分最大应力统计表名称最大应力值(MPa)静弯曲工况扭转工况紧急制动工况急速转弯工况的余量. 需要强调的是, 在扭转工况下, 车身各部分的最大应力都出现在左前轮悬空的工况下, 原因主要是该车型结构上的不对称造成的. 急速转弯工况的最大应力是综合考虑了两种不同情况而得出的结果. 实际上, 本模型由于略去了蒙皮和非承载构件的影响, 因此所计算的车身强度和刚度比实际偏低. 从节省材料的角度来说, 应当可以对其结构进行优化. 在该车型的前后轴距基本不变、车门位置不变的情况下, 可以合理安排载荷的分布位置, 根据计算所得到的结果, 适当调整车身骨架各梁的截面形状和尺寸, 改变梁截面的惯性矩, 尽可能满足各处等强度和等扭转刚度要求, 以达到充分利用材料、降低整车重量目的.右侧围 15 131 26 32左侧围 15 124 28 34顶盖 8 123 25 2 239车架 13 79 43 21 3前围 7 6 70 22 4 229后围 309 56 47 31 21车身结构有限元模型的建立在建立车身结构有限元模型时, 为避免问题过于复杂, 在尽可能如实反映车身结构主要力学特征的前提下, 根据车身的结构和承载特点对模型进行适当的简化。
大客车车身结构强度及刚度的研究
大客车车身结构强度及刚度的研究作者：郑成产来源：《科学与技术》2018年第15期摘要：本文主要介绍了大客车车身结构强度及刚度，重点介绍了大客车车身有限元模型的计算、建立以及计算结果的分析，对大客车车身结构的强度和刚度进行分析，可以加强大客车的牢固性，这样不仅可以在一定程度上保证乘客的人身安全，还可以促进我国交通结构的完善和发展。
关键词：大客车；车身结构；强度；刚度1大客车车身有限元模型的计算1.1有限元模型的简化本文所研究的大客车为半承载框架式结构，对其车身的有限元模型进行计算时，需要将各个结构处的连接点和作用点作为节点，并进行以下简化工作：第一，忽略掉非承载结构件的影响，并利用其他结构对原曲梁进行模拟。
第二，将相邻的结构点当作一个节点处理。
第三，规范化各结构中截面的形状，并忽略掉影响非常小的截面。
第四，利用板壳单元对车架进行离散。
1.2分别对刚性梁和柔性梁进行模拟和计算一般情况下，在相同大小的外力作用下，刚性梁的垂直位移距离远大于柔性梁的垂直位移距离，悬架刚性梁和柔性梁的模拟图如图1所示。
对刚性梁的截面进行计算时，要根据截面的实际形状选择不同的计算公式，当其截面为正方形时，计算公式为A=5.0*10^5*L/E，其中A 为截面面积，L为梁的长度。
对柔性梁进行计算时，首先要明确，fb为悬架弹簧刚度K的倒数，因此，可以得到柔性梁计算公式为f=L/3EI=1/K。
其中，K为弹簧刚度，L为吊耳距离。
2大客车车身有限元模型的建立2.1大客车车身骨架模型在建立大客车车身骨架模型时，首先可以在该結构中建立直角坐标系，其中坐标原点为垂直平面和纵向对称面的交点，X轴为大客车前进的直线方向，确定Y轴的方向时，可以结合实际情况的需要，但是一定要遵循右手定则。
相关工作人员建立模型的过程中要充分利用到模型的简化方法，对整个大客车车身的骨架进行细致地划分。
2.2计算有限元过程中荷载的处理工作人员在计算大客车车身骨架重量的过程中，必须要尽可能准确地确定骨架材料的密度大小以及当地的重力加速度，然后将数据输入到相关的软件中，这样总荷载的大小才能在最大程度上接近实际水平，后续的结构刚度、强度的计算工作就能顺利高效地展开。
大客车车身骨架结构强度分析及其改进设计_石琴
K eyw ord s:Bus;Body skeleton;Structure analysis;F in ite e lem en tm ethod
前言
承载式大客车车身骨架几乎承受着客车的所有 动 、静态载荷 , 结构设计对于整车的性能起着举足轻 重的作用 。 在确保车体强度 、刚度的前提下 , 减轻车 身骨架的质量 , 可以减少钢材用量 , 降低制造成本 , 提高汽车的动力性和燃油经济性 。
实际上 , 由底架 、前后围 、顶盖和左右侧围 6 部 分组成的全承载式的骨架结构是一个高次超静定的 结构 , 形成一个近似于空间六面体的刚架 , 局部结构 的过于加强往往会造成载荷转移 , 并不能提高结构 的整体强度 。只有通过合理的结构设计 , 充分利用 结构各个部分的材 料强度储备 , 提高整 体的强度 。 结构底架总成由前后悬纵梁 、前端纵梁 、尾部纵梁 、 行李舱架及 走道总 成组合 而成 , 底架 结构见 图 9。 由于原结构底架强度和刚度储备过大 , 导致载荷不 能合理分配 , 不能充分体现全承载式车身结构的受 力特点 , 材料特性不能得到充分利用 。 基于这一观 点 , 作者在适当降低底架强度的同时提高侧围的刚 度 , 使得载荷向上转移 , 以提高骨架材料的整体利用 率 。由于底架的纵梁是汽车的装配主体 , 几乎所有 的底盘总成都安装在底架上 。在改进方案中不改变 原底架总成的纵梁结构 , 只是去掉部分加强板 ;根据 走道和行李舱架及第一至九截面的工作特性适当调 整其结构和梁截面参数以达到改进设计的目的 。
大客车车身结构强度及刚度的研究
和电测量技术对大客车车身结构进行 了深入研究，并以板材厚度、构件形状为基础 ，从强度和刚度 两方面入手，对计算结果和实验
结 果进行 深入 分析 ，希望 对相 关工作 可 以起 到 一定 的帮 助作 用 。
关键词：大客车；车身强度 ；车身刚度
中 图 分 类 号 ：Ｕ４６３．８２＋２
文 献 标 识 码 ：Ａ
骨架及应力蒙皮等构成的超静定结构发挥着重要的支撑作用 。 方 向为 ｘ轴 正 向 ，以垂 直 原点 的 直线 为 ｚ轴 正 向 ，Ｙ轴确 定 则
但 由于各个杆件结构形状存在很大差异性 ，连接方式也较多，如 以右 手定则 为 主 。根 据上 述模 型 中的简 化原 则 ，研 究人 员可 以
果骨架受力情况十分复杂，很难利用传统研究理论对其进行深 将车身骨架进行详细划分 ，制定 １２８１个长度不等的小段 ，截面
计算 节点 。具体 的简 化方 式如 下 ：首先 ，将 功 能件 和非承 载构 件 数 ｋ的具体 数 值 为 １．２，并 以均 布 的荷 载形 式 为主 ，埘 相 应单 元
进行全 面简 化 ，最 终实 现直 梁单元 的有 效分 段 。其 次 ，对 于两个 构 建进行 集 中式 的荷载 施加 。如 果车架 之 中两根 纵梁 均 为薄壁
入 探讨 。
节点 数量 为 ７８３个 。
１大 客车车 身有 限 元计算 模型
２－２车身有 限元 计算 中的荷载处 理
１．１有 限元模 型 的简化
在车身骨架 自重探索过程中 ，需要在软件处理过程中将骨
在 本次研 究 过程 中 ，主要 根 据 以往 的 ＡＮＳＹＳ程序 和结 构模 架材 料密 度 和重力加 速 度进行 有效 确定 ，这 样一 来 ，整个 程 序会
基于刚度的客车车身承载度评价
基于刚度的客车车身承载度评价
客车车身承载度评价是指对客车车身结构的强度和刚度进行评估，以
确定其能够承受的最大荷载。
其中，基于刚度的评价方法是一种常用的方法。
基于刚度的客车车身承载度评价方法是通过对车身结构的刚度进行分析，来确定其能够承受的最大荷载。
具体步骤如下：1.确定客车车身的结
构形式和材料特性，包括车身的长度、宽度、高度、截面形状、材料强度
等参数。
2.建立客车车身的有限元模型，将车身结构分解为若干个小单元，每个小单元的刚度可以通过有限元分析得到。
3.对车身模型进行载荷分析，确定车身在不同荷载情况下的应力和变形情况。
4.根据车身的应力和变形
情况，计算出车身的刚度系数，包括弯曲刚度、扭转刚度、剪切刚度等。
5.根据车身的刚度系数，确定车身的承载能力，即能够承受的最大荷载。
6.对车身的刚度系数进行敏感性分析，确定哪些参数对车身的刚度系数影
响最大，以便进行优化设计。
基于刚度的客车车身承载度评价方法具有计
算精度高、可靠性好、适用范围广等优点，是客车车身设计和优化的重要
手段。
某全铝车身客车结构强度与抗扭刚度分析
0 前言
随着城市汽车保有量的增加，汽车尾气对城市 环境的污染越来越严重，降低汽车尾气对城市环境 的污染已刻不容缓[1]。
对电动客车而言，与传统的柴油车相比，目前 仍存在一系列的问题，如续航里程不足等。而汽车 轻量化不仅可以有效缓解 污染问题，还可以很好 地降低行驶过程中的能量消耗，充分利用电池的能 量利用率。对于汽车轻量化，汽车车身的五大片所 承受的载荷较小，采用全铝车身来替代汽车的钢车 身是一种行而有效的方法。众所周知，铝的力学性 能较钢的力学性能而言，其强度和刚度都略有偏 弱。针对钢车的整车分析，目前已经有了大量的文 章[2-5]，而对全铝车身结构的分析，目前相对偏少。 因此本文以某全铝车身客车为例，分别从结构的强 度和刚度两个方面进行了分析，以确保全铝车身结 构的安全性与可靠性。
对于该工况，限制左后轮所有的平动自由度，限制 左前轮横向及垂向的自由度，限制右后轮纵向及垂 向的自由度，限制右前轮垂向自由度。将上述载荷 施加到车体对应的节点上，得到的整车以及车身的 应力分布如图 2、图 3 所示。
图 4 转向工况整车应力云图
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《铝加工》
2019 年第 4 期总第 249 期
技术工程
节点上，得到的整车以及车身的应力分布如图 8、 图 9 所示。
图 5 转向工况全铝车身应力云图
从云图分布可以看出，在转向工况时，应力最 大值出现在底架后车桥右侧的小立柱与纵梁的焊接 部位，最大值为 112MPa；铝制车身部分最大应力 为 79MPa，出现在右侧围后部立柱铆接孔附近的加 强筋部位，小于材料的屈服强度，满足强度要求。 2.3 制动工况
表 2 有限元模型参数
车身(车架)刚度CAE分析和试验方法
本标准由奇瑞汽车有限公司汽车工程研究院和试验技术中心提出。 本标准由奇瑞汽车有限公司汽车工程研究院标准管理科归口。 本标准起草单位：汽车工程研究院 CAE 部和试验技术中心。 本标准主要起草人：杨晋、田冠男、章礼文、张厚平。
加载方法： 在驾驶室和车架的前两个安装点上施加一大小为2000N·m的力偶，力的方向沿Z向。
4.2 弯曲刚度
4.2.1 承载式轿车白车身
白车身弯曲刚度约束和加载方法如图5所示。
约束车身前左、 右减振器座 Y、Z 平动自由度
约束车身后左、 右弹簧座 X、Y、Z 平动自由度
载荷为 1500N
图 5 白车身弯曲刚度约束和加载方法
加载方法： 在前后约束点中间位置对应的纵梁处施加沿 Z 轴负向 F=1500N（试验时，可依据 CAE 分析出的
刚度结果和测试设备量程设定合理的载荷大小）的载荷（分别加于左右两处）。
4.3 试验设备
对于质量较小的乘用车、微型车，可以用根据英国 Lotus 公司的建议所做的静刚度试验专用试验台架 完成扭转和弯曲刚度试验；对于质量较大的商用车可以采用 MTS 设备进行扭转和弯曲刚度试验。
注：对于约束方法的第一条，在试验中如果已通过专用加载设施实现，就不必再用额外约束装置实现。
加载方法： 在车身和车架的前两个安装点上施加一大小为 2000N·m 的力矩，力的方向沿 Z 向。
4.1.4 车架 车架扭转刚度约束和加载方法如图4所示（适用于公司P系列和H系列车）。
载荷2000N·m
微型客车白车身接附点动刚度优化分析
与地板以及横梁直间的焊接层数不合理，导致在激励过程中地板
通过运用 MSC.Nastran 有限元分析软件中的模态频响模块，
有垂向振动比较严重。
对某微型车的接附点动刚度进行了有限元分析。通过对发动机左
现对以上几点不合理的原因做如下相应的优化方案：（1）将 悬置安装点结果的分析并与目标值动刚度曲线的对比，利用
directfrequencyresponsemachinerydesignmanufacture机械设计与制造21722边界条件以及载荷的施加边界条件的具体加载方式是在白车身自由状态下根据要求对其15个主要接附点分别在xyz方向施加1n单位力的激励载荷载荷的激励频率为50500hz每一个方向的激励都作为一个工况此次分析共有45个工况并且激励点与响应点取同一个点具体加载点如图2所示
4 FEM 分析结果
将有限元模型提交给 Nastran 111 求解模块进行求解计算， 由于计算的加载点较多，仅给出了加载点 7 的计算结果，发动机 左前置安装点 X、Y 和 Z 方向的 IPI 曲线以及目标值动刚度曲线， 如图 4、图 5 所示。其中 X 和 Y 的目标值相同。
3500
IP/（mm/S^2/N）
单元模拟，螺栓用 RBE2 单元模拟；最后是材料和属性的定义，由 于白车身大都是冲压钣金件，故属性选择 Pshell 单元，材料选择 各向同性材料 MAT1。模型建立完成后四边形单元为 572634 个， 三角形单元为 12620 个，三角形单元比例 2.20%，满足要求。
之一，而频响分析能很好的预测车辆行驶动态性能。首先通过对
218
娄万里等：微型客车白车身接附点动刚度优化分析
第1期
2.2 边界条件以及载荷的施加
边界条件的具体加载方式是在白车身自由状态下，根据要 求对其 15 个主要接附点分别在 XYZ 方向施加 1N 单位力的激励 载荷，载荷的激励频率为（50~500）Hz，每一个方向的激励都作为 一个工况，此次分析共有 45 个工况，并且激励点与响应点取同一 个点，具体加载点，如图 2 所示。
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（ 阳职 业 技 术 学 院 ，辽 宁 辽 阳 １ １ ０ ） 辽 １０ ０
摘
要 ： 以 Ｄ Ａ ９ ０ Ｂ １ 型 大 客 车 车 架 的有 限 元模 型 为 基 础 ， 结 合 客 车 在 实 际 运 行 时 的典 型 工 况 ，确 Ｆ ６２Ｋ ０ Ｑ
定 相 应载 荷 及 约 束 条 件 的 施 加 ，通 过 计 算 结 果 分 析 车 架 的 结构 强度 和 剐度 ． 关 键 词 ：车 架 ；有 限 元模 型 ；强 度 ；刚 度 中 图分 类 号 ：Ｔ ２ Ｈ１ ３ 文 献 标 识 码 ：Ａ 文章 编 号 ： １０ ０ ８—５ ８ （０ ８ ０ ６ ８ ２ ０ ）４—０ ８ 一Ｏ ０１ ４
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２ ７ ７６１
５ ２ ５２ ５
８ ３ ２８ ２
ｌ ０４ ９ ｌ ３
收 稿 日期 ：２ ０一 ｌ— ０ ０８ ０ ３ 作 者 简 介 ：姚 杰 （９ ２ ，女 ，辽 宁 辽 阳市 人 ，讲 师 ，主 要 从 事 机 械 、汽 车 工 程 方 面 研 究 １ ７ 一）
辽 宁 师 专 学报
２０ ０ ８年 第 ４期
约束 前后轮 支承点 的 ｘ 方 向 的平 动 自由度 ．图 １ ～１ （ ８ ４ ７ 见 ３页）为 紧急制 动工 况下 车架 的结构 强度和刚 度 分析 图．
８ ０ １ ２ Ｅ． ０ ３ ６ ３９ ９ ６ ３ ７９ ８ ｌ ｌ９ ７ ０ ０ Ｉ５８ ５ ３ ７
的轴心 ，工况分 析可 以只 约束 ４个 支 承 点处 在整 体 坐 １ ８ ６９ ４ ５ ５ ０９ ３ ８ ２ ４９ ２ ｌ ８８ ｌ ９１ 标 系 中的 ｚ方 向的平 动 自由度 ．如图 １为匀速 直线 行 图 ｌ 匀速 直线行驶 工况下车架 的结构强度和 刚度分析 驶 工况下 车架 的结构 强度 和刚度 分析 图 ．
ｌ ２ ４６ ｌ
４ ６ ３８ ２
７ Ｏ ３ ｌ３
１２３ ５ ０ ４
ｌ ｌ ３８ ４
４１４ ｌ ２
６ ２ ９０ ８
９ ３ ６６ ５
、 ２ 图 左扭转工况下车架 的结构强度和刚度分析 （ 客车左侧） 图 ３ 左扭转 工况 下车架 的结构强度和 刚度分析（ 客车右侧）
３ 紧急制 动工况
紧急制 动工 况 的计算 主要 考 虑 ：当客 车 以 最 大制 动 加 速度 ０ ７ ．ｇ制 动 时 ，地 面 制 动 力对 车身 的影 响 ．
载荷处 理与静 态弯 曲工况 基本 相 同 ．约束 的处理 方法是 ：约束 ４个 支承 点 处 的全 部 ｚ方 向的平 动 自由度 ，
１ 匀 速 直 线 行 驶 工 况
匀速直线 行驶 工况 的计 算 主要 是对 客车满 载状 态下 （ 也称满 载纯 弯 曲工况 ） 四轮着 地 时的结构 抗弯强 度 进行 校核 ，可 以了解 客 车在 良好路 面下 匀速直 线行驶 时 的应力 分布 和变 形情 况 ．用 车身骨 架质量 和载荷 乘 以动载 系数 （ 文动 载系数 取 ２ ５ ， 向竖 直 向下 ，以 本 ．）方 模拟客 车 在 此 工 况 产 生 的 对 称 垂 直 动 载 荷 ．在 分 析 时 ，为了防止 车身 刚体位 移 淹没 车 身 的弹 性位 移 ，所 选择 的工 况在 弯曲工 况的基 础 上 忽 略钢 板 弹簧 、轮胎 的刚度 和前 、后 桥 的重量… ． 有 限元分 析模 型 的 ４个 支 承点 分 别取 在 对应 车轮
３个支 承点 的相应平 动 自由度 ．图 ２ ～７ （ ８ 见 ２页 ） 为左 扭
悬空
转 工况下 车架 的结 构强 度和 刚度分 析 图 ．图 ８ ３ （ ８ 、８ ～１ 见 ２ ３ 页 ）为右扭 转工况 下车 架 的结构强 度 和刚度 分析 图 ．表 １为扭 转工况 下 车身各部分 最 大应力 统计 表 ．
第１ 卷 第 ４ Ｏ 期
２０ ０ ８年 １ ２月
辽 宁 师 专 学报
Ｊ ｕ ｎ ｌｏ ａ ｎ ｎ ｅ ｃ ｅ ｓＣｏｌｇ ｏ ｒ ａ ｆＬｉｏ ｉｇ Ｔ ａ ｈ ｒ ｌ ｅ ｅ
Ｖ０ ．０ Ｎｏ． １１ ４ Ｄｅ ｃ．２０ ０８
【 应用研 究】
Ｄ Ａ ９ ０ Ｂ １ 客 车 车身 强 度 和 刚度 分 析 Ｆ ６２Ｋ ０ Ｑ
２ 扭 转 工 况
扭转工况的计算主要考 虑一轮悬 空时施 加在车架上 的扭 矩的 表 １ 扭 转 工 况 下 车 身 各 部 分 最 大 应 力 统 计 表 作用 ．根据客车实际行驶情况 ，一般考 虑左 、右前轮分别悬空 ． 名称 左 前 帕 ‘
扭转 工况下 载荷 的处理 方式 与车 身静 弯 曲工 况相 同 ．模 拟 某 轮悬空 的方法是 ：释 放悬 空轮 的全 部 自由度约 束 ，约束其 它
车架将 发动机 、底 盘和 车身 等各个 主要 组成 部分连 成一个 整体 ，是 汽 车 的关 键 承载部 件 ，它承受 的载
荷包 括汽 车 自身 的质量 和行驶 时所 受 到 的冲击 、扭 曲、惯性力 等 ．车架 设计 和校 核 以前 多采用 简化力 学模
型 ，且 主要 考虑静 力分 析 ，由于 车架 的结构 和受力 的复 杂性 ，合理 的设 计 目标很 难 实现 ．随着 计算机 的快 速发 展 ，国内汽车行 业将 有 限元技 术应 用于 车架强 度计算 ，但 汽车 的行 驶工 况非 常 复杂 ，不可 能完全模 拟 实 际行驶过 程 中的所有工 况 ． 因此 ，本 文着 重分 析客车 车架在 匀速 、扭 转 、紧急 制 动 、急速转 弯等几种 典 型 工况下 的承受载 荷情况 和 变形情 况 ，所得 结果 可直接 用于汽 车设计 的改进 和性 能 评价 ．