半承载式客车车身梁体混合有限元模型分析

2007年7月
农业机械学报
第38卷第7期
半承载式客车车身梁体混合有限元模型分析
姜　康　曹文钢　于振华　胡方勤
【摘要】　在梁单元模型的基础上,采用将复杂部件构建体单元模型的方法建立了半承载式客车车身结构的梁体混合有限元模型,对车身结构进行了强度、刚度和模态分析。

并通过静态应力实验,验证了模型的正确性。

通过对客车车身结构的应力、位移和模态分析,为客车车身结构的改进和轻量化设计提供了依据。

关键词:客车　车身　梁体混合模型　电测实验中图分类号:U 463.82+202
文献标识码:A
收稿日期:2006-01-13
姜　康　合肥工业大学机械与汽车工程学院　讲师　博士,230009　合肥市曹文钢　合肥工业大学机械与汽车工程学院　副教授于振华　合肥工业大学机械与汽车工程学院　讲师胡方勤　合肥工业大学机械与汽车工程学院　硕士生
引言
半承载式客车的车身须有足够的强度以保证其疲劳寿命,足够的静刚度以保证其装配和使用要求,同时应有合理的动态特性以达到控制振动和噪声的目的。

经典力学方法无法有效满足上述车身设计要求,应用有限元对车身结构进行分析,可在设计图纸变成产品前对其刚度、强度、固有振型等有充分认识,了解车身的应力和变形情况,对不足之处进行改进,从而缩短产品设计和实验周期,节省大量费用,提高产品可靠性。

目前有限元分析建模方法主要有2种:将车身骨架简化为由两节点的梁单元组成的框架结构[1～2],其优点是划分的单元和节点数少,计算速度快,模型前处理工作量不大,缺点是不能反映纵、横梁连接的真实情况,无法分析连接部的应力集中问题;将车身离散成许多壳单元的组集[3]
,其优点是能相对真实地反映连接部的情况,缺点是前处理工作量大,计算时间长[4]。

在应用梁单元建模的基础上,采用一种梁体混合模型来分析车身的结构特性,并将分析结果和实际电测结果进行比较分析,对模型的正确性进行验证。

1　车身骨架的梁-体混合有限元建模
1.1　模型的简化
由于分析客车车身结构主要是研究车身骨架的静、动态特性,所以根据实际需要,建模采取了如下简化措施[2]
: 为减少单元个数,略去非承载构件,
有些构件是为满足构造或使用上的要求而设置的,它们的截面积较小,并对结构变形和内力分布影响很小,在建模时可忽略。

将车身中各微曲梁简化处理并合并相距很近的节点。

对截面形状做适当的简化。

由于车身蒙皮的承载远小于骨架的承载,在建立有限元模型进行初步分析时可不考虑蒙皮的影响。

对于两同向焊接的梁,因其焊接处强度近似于材料内部强度,因此可以将其简化为一根梁。

构件表面光顺化。

构件表面上的孔、台肩、凹部和翻边等尽量予以圆整光滑。

1.2　梁体混合模型
在梁单元模型的基础上,为使计算结果较精确地反映结构的真实情况,将前后复杂的悬架改为实体,以构造该款半承载式客车的梁体混合单元模型。

此混合模型的关键是梁单元与体单元的耦合。

在两者耦合的过程中采用以下的方法:
(1)找出所有实体与线(该线不属于实体)相交的点。

若过该点实体上已存在线,则直接用该点将线分成两段;若过该点实体上没有线,则在实体上创建过该点的线,然后用交点将线分成两段。

在车身骨架全部划分网格后,选择适当的精度合并模型中所有的节点及关键点,以便耦合梁和实体单元。

(2)创建刚性区域。

由于梁单元与实体单元连接处是单个的节点,进行静态强度、刚度分析时会产生应力集中。

将会影响整个车身结构的应力分布,从而无法准确得到整个静态分析中最大应力值以及无法准确找到最大应力值的位置。

因此创建刚性区域来连接梁单元与实体单元。

建立的梁体混合模型如图1所示,共有2606个梁单元和103462个实体单元,111个刚性梁单元,35904
个节点。

图1　车身骨架的梁体混合模型
1.3　模型的载荷处理
以车身骨架为研究对象,认为整车模型的载荷全部由骨架来承担,加载的情况如图2所示。

载荷主要包括: 座椅、乘客的重量。

此客车载客量额定为45名,外加1名司机,不计超载,乘客的载荷为650N/人,通过座椅的支撑点传递给地板,用均布载荷来模拟。

车身骨架自身重量。

底盘各总成的重量等都以静力等效原则,在其底盘的实际位置上以均布载荷施加到模型上。

在车身底盘中部,有一行李舱,按每人30kg 的行李加上载荷(按45名乘客计)。

车身顶部有重量为2367N 的空调主机,
根据实际所占面积施加到顶梁相应位置。

图2　车身骨架加载图
1.4　工况的选择
客车行驶工况比较复杂,与车身结构强度有直接关系的主要是弯曲工况和弯扭联合工况。

车身结构的振型对其强度也有很大的影响,如果结构的自振频率与整车系统的其他部件振动频率产生耦合,便会产生共振,造成早期振动疲劳损坏,降低车身结构的疲劳寿命,同时产生振动噪声。

为较全面地了解车身骨架在实际工况下的应力分布情况,对水平弯曲工况(满载)、极限扭转工况(左、右后轮悬空)、车身翻转工况进行有限元仿真计算,以分析车身结构强度和刚度。

(1)水平弯曲工况。

该工况模拟客车在满载情况下在平坦路面上以较高车速(恒速)行驶时产生的对称垂直载荷。

它是经常行驶于平坦道路上的大客车运行情况,其车速较高、车身骨架扭角不大,主要承
受由垂直振动所引起的大的弯曲载荷。

(2)极限扭转工况。

客车一轮悬空或一轮抬高时受到的扭矩作用,认为是极限扭转工况。

利用静载扭转可以反映出车身骨架的实际强度。

整车满载水平放置,三轮固定而将一车轮悬空,从而分析这种扭转工况下的扭转作用。

(3)车身翻转工况。

一旦汽车倾翻顶盖朝下,若车身侧壁和顶盖结构不合理,乘客的生命将得不到保障,所以对倾翻顶盖朝下时车身的强度和刚度进行计算分析是有必要的。

2　有限元计算结果及分析
2.1　强度计算
对车身的强度计算,主要考虑弯曲、扭转和翻转工况。

水平弯曲工况下的应力较大处主要集中在后座以及侧围与后围连接的斜支撑上,其余部位应力值都较小,其原因主要是客车发动机后置悬空,最高应力产生在发动机支撑架与后围底端的中间横梁交接处(应力云图如图3所示),应力值为155.214MPa,实体部分的最大应力值为后悬架连接处(后悬架的应力分布如图4所示),最大值为79.639MPa 。

图3　水平弯曲工况下最大应力部位应力云图
图4　水平弯曲工况下后悬架应力云图
扭转工况车架的应力相对弯曲工况也有较大的增幅,最大应力仍集中在底架隔板与后悬架底架连
接处,其最大值已达到243.773M Pa ,最大应力部位应力云图如图5所示。

翻转工况下实体单元中,后悬架发动机放置部位受力仍然很大,主要集中在后悬架外部竖直梁上,以及纵梁与发动机横梁相交处。

梁单元中,顶盖与左
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农　业　机　械　学　报2007年　
图5　扭转工况最大应力部位应力云图
右侧围连接杆处应力较大,窗立柱承受很大应力,尤其集中在客车后部3根窗立柱上。

其他部位应力较小。

应力最大部位发生在顶盖和左右窗6个立柱的连接部,为267.583MPa,这是由于该车发动机后
置,汽车后部载荷较大。

图6为翻转工况下的车身位移图,车身顶盖朝下倾翻时,车身整体向下塌陷,最大位移发生在通道与后座的连接处,为9.947mm。

图6　翻转工况车身位移图
考虑客车在行驶过程中的疲劳及材料缺陷、不均匀、动载荷引起的应力集中,静态计算时安全系数一般取1.3～1.8。

由于没有考虑蒙皮等对车身强度的加强作用,可取安全系数为1.4。

由车身材料为16M n, s =350M Pa 可知静强度许用应力[ ]=250M Pa 。

所以在弯曲和扭转工况下,最大应力均低于[ ];翻转工况下,大多数部位应力也远低于[ ](除顶盖和左右窗6个立柱最大应力为267.583MPa 外),该车在发生翻转时,能给乘客提供相对较高的安全性。

另外,从车的整体结构看,应力的分布是不均匀的,相差很大,还有很大盈余,因此可以采用减小部分位置截面尺寸等方法,进行客车轻量化的改进。

2.2　刚度计算
车身刚度包括扭转刚度和弯曲刚度,理论分析和许多实验结果都表明,客车车身的弯曲变形很小,故只需考虑其弯扭工况下的扭转刚度。

由于客车的侧围立柱和后围对整车扭转刚度影响很大,在模型中采用计算变形后的门窗对角线的变化量及其相对变化量来进行比较。

此方法评价客车刚度的大小时不用考虑悬架下沉的影响因素。

极限扭转工况下该
车身的门窗对角线变化如表1所示。

从表1知,最大的变形量发生在右侧窗4和中门,但是这些值的相对变化量都非常小。

在实际情况下,车身要加盖蒙皮,要安装其它一些设备如扶手、座椅、乘客顶行李柜等,所以变形量会更小。

表1　极限扭转情况的门窗对角线变化
门窗
原始距离/m m 变化量/mm
相对变化量/%
左侧窗11851.170.540.05左侧窗21965.15 1.460.07左侧窗31966.11-1.05-0.05左侧窗41959.66-0.40-0.02左侧窗52019.87 1.190.06左侧窗62135.37-2.22-0.1右侧窗11851.170.820.04右侧窗21965.150.600.03右侧窗31965.15-1.61-0.08右侧窗41959.29-3.31-0.17右侧窗52019.87 1.070.05右侧窗62193.520.410.02前风窗2782.10-1.86-0.07后风窗2204.48-0.81-0.04前门2404.45-0.48-0.02中门
2087.67
3.04
0.15
2.3　模态计算
车身一般只需计算较低的几阶频率[5](高阶频率对车的结构影响很小),前8阶低频段的固有频率及振型如表2所示。

由厂家实验提供的数据,该客车车身-悬架共振频率为2.0～3.6Hz,发动机怠速频率20～27Hz ,故要求车身低阶模态频率在4～20Hz 范围内。

由表2知,低阶固有频率高于车身-悬架共振频率而低于发动机怠速频率,避免了整体共振现象。

表2　车身的前8阶模态
模态阶数
固有频率/Hz
振型特征
1 4.704车身横向水平弯曲
27.441车身横向水平弯曲+Z 向弯曲310.25车身纵向扭转414.934车身Z 向弯曲
519.538顶盖Z 向弯曲+侧围弯曲620.236侧围水平弯曲+顶盖弯曲721.148顶盖Z 向弯曲8
21.468
顶盖Z 向弯曲
3　车身骨架电测实验
通过非电量电测法测定该车车架上特定点的静
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　第7期姜康等:半承载式客车车身梁体混合有限元模型分析
态应力及其分布以验证模型的正确性。

根据有限元理论分析的结果,同时考虑到实际情况,在应力和变形比较大的地方布置测点,共67个。

本次实验中除多数使用单向应变片外,还使用少数直角三向应变花,故主应力的计算式为
1=E
2 0+ 90
1-
±
( 0- 90)2+(2 45- 0- 90)2
1+
(1)
主应力方向是
tan2 0=(2 45- 0- 90)/( 0- 90)(2)式中 0、 45、 90——0°、45°、90°应变片的应变值 0——主应力方向与0°线的角度
E——弹性模量 ——泊松比
车身车架为主要承载结构,现以弯曲工况为例对车身车架测点进行比较,分析模型的正确性。

部分测试点的计算分析结果和实验比较如表3所示(由于篇幅所限,布点图及其余所有测试点的数据略)。

由表3可以看出,除了个别测点位置应力的相对误差稍大外,其余应力测试结果均与有限元理论分析结果一致,由此证明有限元模型的建立、载荷的处理基本是正确的。

模拟的应力分布与该点的实测值不完全吻合的原因主要是: 建模时对车身构件之间焊接方式的简化,同时焊接会产生内应力。

建模过程中对模型的简化。

建模时对空气悬架的简化,即约束的简化。

在实验时,加载是在地板上放置沙袋,而计算时是直接将载荷分配到相应的梁上,即加载方式的简化。

实验结果数据采集过程中会产生误差。

实验样车的骨架和装配质量没得到保证。

表3　部分计算结果和实验结果的对比分析
测点序号145611333639414344456567
位置后围右
立柱上
后围右
立柱下
后围边
立柱中
后围左
立柱下
右围中
门上
后架右
立柱上
前架右
立柱
前架左
立柱
后架左
立柱上
后左纵
梁后上
后右纵
梁后上
后架后
横梁上
后左纵
梁前上
后架前
横梁上
实验值/M Pa-6.684.824-20.890.6-2.8 5.4 4.4-5.416.118.4-7.87.2-2.4计算值/M Pa-5.883.7624.55-22.982.24-3.17 5.77 5.18-6.4117.4320.7-9.338.63-2.71相对误差/%-12-1.23 2.29210.1-9.2313.21 6.8517.718.78.26112.519.6219.912.92
4　结束语
通过一种梁体混合模型,对半承载式客车进行有限元分析,并用静态电测实验验证了所建立有限元模型的正确性。

比传统的纯梁或板模型的计算方法有了较大的改进,不但可以提供整车结构应力和变形的大致分布规律,还可以找到车身的薄弱环节。

将复杂的前后悬架采用实体模型,可以准确反映该部分的应力分布情况和纵、横梁连接的真实情况,以及连接部的应力集中问题。

利用该有限元模型,可以方便地为一些结构和部件进行优化,并为客车的轻量化提供改进的方案。

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