謝 晏，徐春江，羅 勇，占國(guó)強(qiáng)

（江西中科博能上饒客車有限公司，江西上饒441300）

半長(zhǎng)頭校車車身結(jié)構(gòu)有限元分析

謝 晏，徐春江，羅 勇，占國(guó)強(qiáng)

（江西中科博能上饒客車有限公司，江西上饒441300）

對(duì)SR 6756DX半長(zhǎng)頭校車車身建立實(shí)體三維模型，導(dǎo)進(jìn)Hypermesh軟件得到有限元模型；通過模擬校車極限工作狀態(tài)，分析各種工況下的應(yīng)力分布及變形量，并進(jìn)行模態(tài)和側(cè)翻分析，考核車身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理性。

半長(zhǎng)頭校車；車身結(jié)構(gòu)；有限元分析

客車骨架設(shè)計(jì)過程中，要考慮實(shí)際最惡劣工況下車身的剛度、強(qiáng)度狀況，防止對(duì)乘客造成傷害，還要結(jié)構(gòu)合理，盡量減輕車身重量，降低制造成本和燃油消耗。現(xiàn)在大部分工廠都是通過類比的方式來設(shè)計(jì)車身，不敢有突破。通過有限元方法對(duì)客車骨架進(jìn)行模擬仿真分析，結(jié)合電測(cè)技術(shù)的驗(yàn)證，大量數(shù)據(jù)證明，有限元方法是一種有效的數(shù)值計(jì)算方法，利用有限元法得到的結(jié)構(gòu)位移場(chǎng)、應(yīng)力場(chǎng)和低階振動(dòng)頻率可作為結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的原始判據(jù)，或作為結(jié)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)[1]。本文通過Hypermesh、Ls-dyna軟件對(duì)SR6756DX半長(zhǎng)頭校車進(jìn)行車身骨架靜態(tài)強(qiáng)度、模態(tài)及傾翻強(qiáng)度的計(jì)算分析，為該車車身的優(yōu)化設(shè)計(jì)和進(jìn)一步研究提供參考。

1 車身結(jié)構(gòu)有限元模型的建立

1.1 有限元模型單元的確定

對(duì)客車車身骨架進(jìn)行有限元分析，都希望盡量精確，但會(huì)受到許多客觀條件的約束，其中很重要的一條就是計(jì)算效率。目前對(duì)客車車身骨架采用的模擬單元有三種，分別為實(shí)體單元、殼單元、梁?jiǎn)卧?，也有針?duì)不同部位進(jìn)行三種單元的組合，有純梁結(jié)構(gòu)模型、純殼結(jié)構(gòu)模型、純體結(jié)構(gòu)模型、梁體結(jié)構(gòu)模型、梁殼結(jié)構(gòu)模型[2]。針對(duì)客車骨架全部采用薄壁矩形管焊接而成，符合采用殼單元模擬的要求，本文采用殼單元建模[3]。

殼單元只能在曲面上進(jìn)行劃分，通過實(shí)體模型抽取中面得到客車骨架的曲面模型[4]?？蛙囓嚿碛邢拊Ｐ偷慕ⅲ饕袃煞N方法：一種是通過CAD軟件繪制出結(jié)構(gòu)圖，然后通過接口轉(zhuǎn)換為通用格式導(dǎo)進(jìn)CAE軟件進(jìn)行剛度、強(qiáng)度分析，這種建模方式主要針對(duì)的是復(fù)雜模型；另一種為直接通過CAE軟件自帶的建模功能進(jìn)行建模，這種建模方法主要針對(duì)的是簡(jiǎn)單模型。客車車身骨架由非常多的矩形管焊接而成，模型比較復(fù)雜。本文選用三維建模軟件CATIA對(duì)客車車身骨架進(jìn)行建模，骨架模型嚴(yán)格按照實(shí)車尺寸建模，然后導(dǎo)入到Hypermesh軟件進(jìn)行抽取中面和網(wǎng)格劃分。

1.2 簡(jiǎn)化實(shí)體模型及載荷處理

校車相對(duì)于公路旅游客車，許多部分都進(jìn)行過改進(jìn)和簡(jiǎn)化，像車內(nèi)行李架、裙部行李艙、后背工具箱都進(jìn)行了省略，底盤副車架的結(jié)構(gòu)也有很大的區(qū)別。這種結(jié)構(gòu)的改進(jìn)都是針對(duì)校車的使用狀況而變。結(jié)合實(shí)際車型得出客車實(shí)體模型簡(jiǎn)化原則：略去某些非承載件及裝飾件，像車內(nèi)儀表盤、門泵安裝板、風(fēng)窗玻璃、車內(nèi)裝飾板墻、輪罩板、竹地板；忽略應(yīng)力蒙皮的加強(qiáng)作用；略去一些制造工藝孔、線束孔、加強(qiáng)板、構(gòu)件小圓弧，像底盤縱梁上的一些小孔，底盤縱梁和橫梁螺栓連接部位加的加強(qiáng)板，骨架矩形管的一些圓弧過渡。

車身載荷的處理如下：

1）略去車身蒙皮和車身實(shí)體模型中未建立的非承載件質(zhì)量的作用。

2）略去車窗玻璃質(zhì)量的作用。

3）略去底盤質(zhì)量比較小部件的質(zhì)量作用，像一些氣管路、氣管閥門、儲(chǔ)氣罐、進(jìn)排氣管。

4）對(duì)底盤質(zhì)量比較大的部件，采用質(zhì)量單元mass模擬其質(zhì)心，通過剛度單元rigid和部件支架連接位置連接[5]。

5）學(xué)生、駕駛員、看護(hù)人根據(jù)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)確定其重量，確立座椅和人聯(lián)合質(zhì)心，采用mass單元模擬，根據(jù)座椅腳布置位置確立質(zhì)心和副車架的連接。

6）主要總成以加載質(zhì)量計(jì)（單位kg），包括：發(fā)動(dòng)機(jī)（帶離合器）380；變速器190；壓縮機(jī)9.5；水箱（帶中冷器）78；傳動(dòng)軸（前/后段）18/10；油箱（95%容積）124；蓄電池128；備胎57；車頂空調(diào)98；駕駛員座椅30；看護(hù)椅30；雙人學(xué)生座椅15；三人學(xué)生座椅20；學(xué)生重量48；看護(hù)人重量68；駕駛員重量75。

2 車身結(jié)構(gòu)靜態(tài)分析

車身結(jié)構(gòu)的靜態(tài)分析大部分都重點(diǎn)研究客車在極限工作情況下的應(yīng)力分布及變形，這幾種工況主要包括：滿載情況的車身彎曲，客車過坑洼山路時(shí)的極限扭曲，急剎車，急轉(zhuǎn)彎[6]。

2.1 彎曲工況

模擬客車在滿載學(xué)生、所有設(shè)備都在最大載荷狀況下車身的受力及變形。

約束的處理：客車坐標(biāo)系采用直角坐標(biāo)系，客車的高度方向?yàn)閆軸，寬度方向?yàn)閅軸，長(zhǎng)度方向?yàn)閄軸，X、Y、Z三坐標(biāo)的正方向符合右手法則。在懸架和底盤大梁接觸部位進(jìn)行約束，約束前后懸架的6個(gè)自由度。

從圖1中可以看出，應(yīng)力分布主要集中在車身的后部，大部分應(yīng)力主要在校車底盤副車架上，牛腿與底盤縱梁的連接處，油箱與底盤縱梁的連接處。危險(xiǎn)部位在底盤后懸架和縱梁連接部位，此處平均應(yīng)力為70MPa。底盤副車架上平均應(yīng)力為67.18MPa，在交叉梁之間出現(xiàn)最大應(yīng)力值，達(dá)到120.9MPa，副車架許多縱梁采用折彎件，強(qiáng)度相比矩形薄壁管件差很多，在分析的時(shí)候也沒有考慮竹地板的分壓作用。從圖1可以看出，牛腿也分擔(dān)了副車架上的一部分力，而這部分力最終傳導(dǎo)到底盤縱梁上，在牛腿和縱梁的連接部位應(yīng)力值比較大，最大值為80.62MPa，所以在設(shè)計(jì)牛腿時(shí)，要在牛腿和底盤縱梁連接部位加安裝板，這樣可以分擔(dān)應(yīng)力。在安裝油箱的底盤縱梁位置出現(xiàn)局部應(yīng)力集中，這部分應(yīng)力最大值為67.18MPa。設(shè)計(jì)油箱托架時(shí)，要考慮結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，受力合理。校車車身骨架材料為Q235鋼材，底盤縱梁橫梁材料為16Mn，整個(gè)車身的彎曲應(yīng)力滿足材料的要求，并有一定的余量。

應(yīng)力分布滿足實(shí)際受力狀況，SR6756DX校車為發(fā)動(dòng)機(jī)前置，但發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器這些部件就在前橋的正上方，所以它們的重量對(duì)大梁、車身不夠成轉(zhuǎn)矩，車身前部受力較小。

2.2 極限扭曲工況

客車通過崎嶇不平的路面會(huì)導(dǎo)致客車車身發(fā)生扭曲，其扭轉(zhuǎn)特性可以近似看作是靜態(tài)，試驗(yàn)證明靜扭下的骨架強(qiáng)度可以較真實(shí)地反映出實(shí)際強(qiáng)度[7]。因?yàn)樾＼嚨挠覀?cè)設(shè)計(jì)有門，懸置右輪會(huì)對(duì)車身強(qiáng)度造成更大的影響，所以采用懸置右后輪的方式檢驗(yàn)車身的扭曲變形。

約束處理：釋放所有右側(cè)前懸的自由度，約束左側(cè)前懸的UX、UY、UZ三個(gè)平動(dòng)自由度，約束右側(cè)后懸UZ、UX，約束左側(cè)后懸UZ、UY；釋放所有右側(cè)后懸的自由度，約束左側(cè)后懸的UX、UY、UZ，約束右側(cè)前懸UZ、UX，約束左側(cè)前懸UZ、UY。

同樣，從圖1中可以得到，右側(cè)后輪懸置應(yīng)力主要集中在左側(cè)后懸架處底盤縱梁、橫梁連接處，應(yīng)力分布從后到前逐步減小，最大應(yīng)力值為195MPa，應(yīng)力分布滿足實(shí)際受力狀況，強(qiáng)度有一定的余量。

校車車身的極限扭轉(zhuǎn)工況所受到的應(yīng)力要比彎曲工況下大，實(shí)際扭曲并不是純扭曲，包括彎曲和扭曲兩種受力，所以極限扭曲工況對(duì)車身結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)要求更高。通過分析得出，SR6756DX車身結(jié)構(gòu)滿足極限扭曲工況下的受力。

2.3 緊急剎車和急轉(zhuǎn)彎

載荷處理：同彎曲工況，緊急剎車工況下，還需在X方向添加0.7 g的慣性力；急轉(zhuǎn)彎工況下，要在Y方向添加0.4 g的慣性力[7]。

約束處理：緊急剎車工況，約束前懸架位置所有的自由度，約束后懸架位置UZ、UX；急轉(zhuǎn)彎工況，約束右側(cè)前懸架位置的UX、UY、UZ，左側(cè)前懸架位置的UZ、UX，約束后懸架位置的UZ[8]。

同樣，從圖1中可以看出，緊急剎車情況下，校車車身所受到的應(yīng)力主要集中在前后懸架處牛腿和縱梁連接處，還有左右側(cè)圍骨架縱橫交錯(cuò)梁交叉點(diǎn)處。最大應(yīng)力出現(xiàn)在前懸架處牛腿和縱梁連接處，值為64.45MPa。急轉(zhuǎn)彎工況下，應(yīng)力主要集中在前懸架處橫梁和底盤縱梁的連接處，應(yīng)力分布從前到后逐漸減小，最大應(yīng)力發(fā)生在右側(cè)前懸架處橫梁與縱梁的連接處，最大值為294.1MPa。急轉(zhuǎn)彎工況，模擬了后輪打漂。為了配合前輪的轉(zhuǎn)彎，后輪在慣性力的作用下發(fā)生橫漂，但很多時(shí)候會(huì)漂移過度，對(duì)前懸架位置形成一定的轉(zhuǎn)矩，受力會(huì)在縱梁上隨著轉(zhuǎn)矩的大小分布。

兩種狀態(tài)中，急轉(zhuǎn)彎對(duì)車身強(qiáng)度的影響會(huì)大一些，最大應(yīng)力達(dá)到294.1MPa，不過這種狀態(tài)基本不會(huì)在現(xiàn)實(shí)情況中出現(xiàn)，而且大梁的材料為16Mn，屈服強(qiáng)度為345MPa，完全可以滿足強(qiáng)度要求。

3 車身結(jié)構(gòu)的模態(tài)分析

車身結(jié)構(gòu)除了必須有足夠的強(qiáng)度以保證疲勞壽命、足夠的靜剛度以保證其裝配和使用要求外，還應(yīng)有合理的模態(tài)特性達(dá)到控制振動(dòng)與噪聲的目的[9]。模態(tài)分析是動(dòng)態(tài)分析的基礎(chǔ)，是振動(dòng)系統(tǒng)特性的一種表征。結(jié)構(gòu)模態(tài)參數(shù)包括固有頻率、固有振型、模態(tài)品質(zhì)、模態(tài)剛度和模態(tài)阻尼比等，常用參數(shù)為前兩項(xiàng)[10]。通過模態(tài)分析，可以得出校車車身的固有頻率，以及各階頻率下結(jié)構(gòu)的相對(duì)變形，通常盡量使其模態(tài)頻率與載荷的激振頻率相錯(cuò)開，以免引起共振。

通常提取客車的前6階模態(tài)進(jìn)行分析，因?yàn)楦唠A頻率對(duì)車的結(jié)構(gòu)影響較小[11]，該校車的部分模態(tài)計(jì)算結(jié)果見表1。由表1可知，該車身骨架前6階頻率集中在6.0 Hz～22Hz之間，6階頻率的振動(dòng)幅值都比較小，位移值基本在3mm以內(nèi)。底盤廠家提供的鋼板彈簧的固有頻率為1.0Hz～3.0Hz，發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速頻率在25Hz～35Hz范圍內(nèi)，因此，為了使各個(gè)固有頻率相互錯(cuò)開，車身的固有頻率應(yīng)該在3.0 Hz～25 Hz之間?？梢缘贸鯯R6756DX半長(zhǎng)頭校車的車身固有頻率符合設(shè)計(jì)要求。在模態(tài)分析中會(huì)出現(xiàn)一些局部振動(dòng)，像一些薄板、懸置部位。由于沒有完全約束，振型變化會(huì)很大，會(huì)影響整車振型。這時(shí)需要添加約束，或者直接把一些無關(guān)緊要的薄板去掉。

表1 車身前6階固有頻率及振型

4 車身側(cè)翻分析

根據(jù)法規(guī)GB/T 17578-1998[12]對(duì)于客車上部結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的要求，在其規(guī)定試驗(yàn)工況下，客車上部結(jié)構(gòu)應(yīng)該保持良好的強(qiáng)度，以保證乘員生存空間在該工況下沒有任何部件變形侵入。

車身側(cè)翻主要針對(duì)的是車身上部的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，底盤全部采用剛體代替。在側(cè)翻的過程中，整車質(zhì)量及質(zhì)心位置對(duì)側(cè)翻的影響非常大。在配重過程中，按實(shí)際尺寸、位置進(jìn)行。對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)、散熱器等大質(zhì)量組件，使用殼體描述外表并配重。如表2所示，模型總質(zhì)量和實(shí)際總質(zhì)量誤差比例0.3%，精度符合一般要求。

表2 整車模型單元數(shù)及配重

表2中空載質(zhì)心高度換算成離地高為710+102 =812mm。為了節(jié)約時(shí)間，計(jì)算從側(cè)翻將要接觸地面開始，給整車施加繞翻轉(zhuǎn)中心的初始角速度，其數(shù)值大小根據(jù)能量平衡得出[13]。旋轉(zhuǎn)模型，重心位置發(fā)生了改變，得出重心最高位置和即將接觸地面位置高度差為H=610mm，如圖2所示。

移動(dòng)模型位置，使得旋轉(zhuǎn)軸正好與全局坐標(biāo)的Y軸重合，初始角速度ω滿足能量守恒條件[14]：

式中：M為整車試驗(yàn)狀態(tài)質(zhì)量；g為重力加速度；H為重心變化高度差；Iv為整車?yán)@旋轉(zhuǎn)軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。其中轉(zhuǎn)動(dòng)慣量Iv可以通過軟件計(jì)算得出，Iv=1042 918E7

模型單位制為T-mm-s，由式（1）得：

5.12 ×9 810×610=0.5×14 291 810×ω2

得出ω=2.058 rad/s。

如圖3所示，能量-時(shí)間曲線變化正常，沙漏所占總能量比例很低，質(zhì)量增加很小，初始動(dòng)能與理論值（E= MgH=30.6 k J）相符，結(jié)果可靠，能量反彈時(shí)刻約為0.085 s，此時(shí)車體變形最大，乘員生存空間沒有受到側(cè)位變形入侵，符合法規(guī)GB/T 17578-1998[12]對(duì)于客車上部結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的規(guī)定。

5 結(jié)論

1）校車的車身結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，整個(gè)車身強(qiáng)度、剛度的性能不僅與結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理程度有關(guān)，還與每根桿件的焊接配合有關(guān)。通過殼單元進(jìn)行有限元建模，可以比較真實(shí)地模擬桿件之間的連接，整個(gè)模型也可以更完善地模擬實(shí)車結(jié)構(gòu)。

2）通過計(jì)算機(jī)模擬分析，一定程度上可以檢驗(yàn)出校車車身結(jié)構(gòu)是否合理，也能很直觀地得出車身結(jié)構(gòu)的薄弱環(huán)節(jié)，指導(dǎo)制定修改策略。

3）通過分析得出的結(jié)果，可以發(fā)現(xiàn)校車車身的設(shè)計(jì)余量比較大。在進(jìn)行分析的時(shí)候，忽略了車身蒙皮的加強(qiáng)作用，車身強(qiáng)度、剛度數(shù)據(jù)會(huì)比現(xiàn)實(shí)情況小，還可以進(jìn)行一些優(yōu)化設(shè)計(jì)，減輕車身重量。

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修改稿日期：2013-11-28

Finite Element Analysis for Sem i-long Head SchoolBus Body Structure

Xie Yan，Xu Chunjiang，Luo Yong，Zhan Guoqiang
（Jiangxi Zhongke B-energy Shangrao Bus Co.,Ltd，Shangrao 334100，China）

The authors establish a three-dimensional entity model of the SR6756DX semi-long head school bus body.By Hypermesh software,the body structure's finite elementmodel isobtained.Then theyanalyse stress distributionsand deformations through simulatingvarious limitworking states,andmake themodal and rollover analysis, so as to check the rationality of the body structure design.

semi-long head schoolbus;body structure;finite elementanalysis

U 463.82

A

1006-3331（2014）02-0016-04

謝晏（1985-），男，助理工程師；主要從事客車車身設(shè)計(jì)工作。