半承载式大客车车身有限元建模及强度分析

没潞’・掰完　－，．’　　●　●，　‘’Ｊ　汽车科技第６期２００７年１１月　Ｊ　’ｆ．　ｔ　ｆ’　ｒ　。●　’　Ｈ　警｜　＝一莓　ｇ一　率　匍　静　鳓　雷　华从波，吕召全，杨敏，张（安徽江淮汽车股份有限公司技术研究院，合肥２３００２２）　摘要：在Ｕｎｉｇｒａｐｈｉｃｓ（ＵＧ）系统中建立车身骨架的模型后，利用特殊的网格单元处理方法，在ＡＮＳＹＳ中建立了车身骨　架板单元和梁单元相结合的混合有限元模型。用有限元方法分析了半承载式客车车身骨架的静态强度，探讨了半承　载式车身骨架在不同工况下的受力特性，针对中门变形过大的问题做相关分析，找到了车身薄弱环节，为产品改进　提供依据　关键词：半承载式车身；有限元模型；强度分析；客车　中图分类号：Ｕ４６３．８２＋２　文献标识码：Ａ　文章编号：１００５—２５５０（２００７）０６一Ｏ０１４－－０５　．　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［１Ｉ。　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　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　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　］。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　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　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　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　建立整车　骨架几何模型见图１　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　图１整车骨架几何模型　化ｆ３］：　（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　收稿日期：２００７—０７—２６　基金项目：安徽省“十一五”专项资助项目（０６０１２０８２Ｂ）　２有限元模型的建立　考虑到车身骨架的实际结构及受力情况．杆件　结构采用每个节点具有六个自由度的三维线性有限　应变梁单元ＢＥＡＭ１８８．冲压板件采用４节点的　・１４・　维普资讯 http://www.cqvip.com 半承载式大客车车身有限元建模及强度分析／华从波设谴一礤究　，吕召全，杨敏等　ＳＨＥＬＬ６３壳单元，模拟螺钉的短立柱采用ＳＯＬＩＤ４５　实际的情况基本吻合。加强板的有限元模拟见图２。　单元。　２．１　板梁组合结构的处理　按照相邻线共点。相邻面共线的要求．在板梁　舰　结合处，取梁中线和板中面的接触点强制生成一　个关键点。这样骨架有限元模型在受力的时候会　通过相关的点、线、面传递各种载荷。　２．２加强板处的处理　板单元的划分需要指定一定的厚度　在建立几何　图２加强板的有限元模拟　模型时在变厚度的地方做了割断画线处理．强制在变　２．３特殊形状的处理　厚度的地方生成单独的点和线，再生成线共点．面共　用短立柱来模拟螺钉，用变截面梁来模拟锲　线的面，最后用Ｓｈｅｌｌ６３单元对加强板处做变厚度处　型钢板结构。相关实物结构及建立的有限元模型　理以模拟该处的实际厚度。这样模拟的加强板厚度与　见图３。　模拟锲型钢板　客车　侧围　部分　客车　底架　部分　客　（ａ）实物　（ｂ）平面结构　（ｃ）有限元模型　图３局部连接方式　２．４网格的划分　件自质量；有限元模型见图４。　网格划分的质量和优劣将对计算成本和精度结　表１客车各零部件自质量　ｋｇ　果有相当大的影响。为了保证计算的准确性．在尽可　发动机　１　Ｏ７４．Ｏ　阀类　５０．Ｏ　能如实反映结构主要力学特性的前提下．将车身总　变速箱　２５９．０　备胎　１０５．０　离合器　４８．０　膨胀水箱　５０．Ｏ　成及悬挂系统离散化为２１　２４６个薄壳单元、８个弹　传动轴　４０．０　除霜器盒　１５．Ｏ　簧单元、７个质量单元、６２０个刚性梁单元。单元总数　方向机　４０．０　排气管及消声器　４０．０　为２１　８８１个，共划分节点数为２２　２８５个　蒸发器　１０ｏ．Ｏ　空调装置　２６３．７　加热器　３０．Ｏ　前挡风玻璃　１３Ｏ．Ｏ　压缩机　６３．５　后挡风玻璃　６０．Ｏ　３载荷工况及边界条件［７】　冷凝器　９０．Ｏ　左右侧围蒙皮　６５．Ｏ　缓速器　２４０．０　卫生间　１５０。０　散热器　４６．７　前围蒙皮　３０．Ｏ　汽车正常行驶时．车身所承受的载荷可分为以　座椅　６０．Ｏ　后围蒙皮　３６．Ｏ　下几种：　油箱　４０１．５　侧窗玻璃（每块）　８．Ｏ　（１）由车身自重、车载设备重量、乘客重量和行　电瓶＋水箱　２１６．０　李重量等引起的静态弯曲载荷：　．　（２）车轮不在同一平面时引起的静态扭转载荷：　（３）汽车正常行驶时，由于路面不平度及行驶速　度引起的动态载荷　本文将上述载荷同时施加在模型上．即构成了　车身的静态弯扭组合载荷．通过引入安全系数考虑　动态载荷的影响。静态弯曲载荷是由自重、车载附件　图４车身骨架有限元模型　重量、乘客及其行李重量组成的。表１为客车各零部　此模型整车装配质量为１２　６５０　ｋｇ；整车质量为　・Ｊ５・　维普资讯 http://www.cqvip.com

没　量・弼ｌ究　１６　８００　ｋｇ；前轴空载负荷为４　４１０　ｋｇ；前轴满载负　荷为５　６７０　ｋｇ；后轴空载负荷为８　２４０　ｋｇ；后轴满载　负荷为１　ｌ　ｌ３Ｏ　ｋｇ。　在满载弯曲工况下。模拟左后轮悬空．车身骨架　汽车科技第６期２００７年１１月　由图５（ａ）可以看出前围处有最小应力为０。主　要因为前段底架和前围没有连接．前地板和前围也　没有任何连接．只是和左右侧同连接　应力最大处在　中门后段底架上．最大应力为２７４．５　ＭＰａ　这里载荷比　在非对称的载荷作用下．承受静态弯扭组合载荷。边　界条件为约束前悬架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；约束右后悬架装配位置处节点的垂直　较集中（变速箱、离合器、发动机、电瓶、水箱、排气管　及消声器等载荷都集中在附近）．后段底架与后围连　接相对较弱。没有把外围后段的富裕部分利用上。　由图５（ｂ）可以看出较大的弯矩主要分布在车　方向自由度ＵＺ。释放其它自由度。计算公式如下：　Ｔ＝ＩｐＬ　（４）　身后部发动机悬置处．最大弯矩值产生在发动机支　架与后围底端的中间横梁交接处．尾部的变形也比　较明显，这是由于发动机后置．后桥的轴载质量较大　造成的。在后悬架的装配位置附近．由于后置发动机　式中，　为计算扭矩；Ｐ为前桥悬挂负荷：￡为前轮轮距。　４计算结果及分析　由于扭转工况下的动载．在时间上变化得很缓　的客车后悬较长．而且同时传递来自路面的激励和　发动机工作时的振动激励。工作条件恶劣．受力复　杂。虽然该部分被不断加强。并且采用了非常厚实的　梁。但是强度仍不理想．而多数部位杆件的材料没有　得到充分利用。而且应力值差别很大　由图５（Ｃ）可以看出最大位移出现在后端．最大　慢，此时惯性载荷也很小。所以车身的动态扭转特性可　以近似地看作和静态扭转特性基本一致．即静扭时骨　架上的大应力点，就可用来判定动载时的大应力点。静　态满载弯扭组合工况下，有限元理论分析结果见图５。　值为一５．８　ｍｍ，理由同上。这里载荷较集中且后段底　架与后围连接相对弱。由于尾部变形较大．引起中门　变形较大，中门处变形最大值为一３．９　ｍｍ　这与中门　变形较大的实际情况一致．从而中门的封闭性能下　降．噪音增强　由图５（ｄ）可以看出骨架扭矩主要分布在后悬　（ａ）骨架应力分布　纵梁部位。后悬纵梁部位的扭矩水平明显高于前悬　纵梁部位。在随机路面作用下．这种扭矩会对相应的　部位产生疲劳损坏，容易在后悬纵梁产生裂纹．因此　后部的设计与载荷布置方案应该改进　５静动态试验　（ｃ）骨架变形　（ｄ）骨架扭矩分布　为了检验理论分析结果的正确性．对该样车进　行了静动态试验测试，样车加载情况见图６。　图５弯扭工况下有限元理论结果　（ａ）静态试验加载情况　（ｂ）动态试验加载情况　图６样车加载情况　（ｃ）样车经过扭曲路段　５．１　测试系统及测点分布　的一定对称性，应力应变片的布置也尽量对称。　图７为主要试验设备和部分应变片测点的分布　位置。　试验所采用的主要仪器为静动态应变仪、逆　变器、电阻应变仪和数据采集系统，考虑到结构　・１６・　维普资讯 http://www.cqvip.com

半承载式大客车车身有限元建模及强度分析／华从波，吕召全，杨敏等　没讨＊　突　动态应变仪　静态　应变仪　应变片　数据采集系统　图７主要试验设备及部分应变片测点分布位置　５．２试验工况　提高结构的整体强度。基于此．该车身应在适当降低　为了比较理论与实际值的关系．为了判断模型　的精确程度并为下一步优化提供依据分别进行了静　动态试验．分为以下３种工况：　（１）静态弯曲：静态测试的样车是没有内饰的白　车身．按照表１给出的载荷．用沙袋将载荷加在相　应的位置处，记录测点应变值，图６（ａ）为样车静态　加载时的情况：　（２）静态扭转：在结束静态弯曲测试后，应变仪　调零。将左后轮向上顶起．使底架与左后悬架的后装　配点向上抬高１５　ｍｍ时，记录测点应变值；　（３）动态强化试验：完成静态试验后在定远试验　场的各种强化路面上行驶．进行动态测试　５．３部分静态应变试验与计算结果对比　数据初步处理中．通过广义胡克定律　Ｅｓ（Ｆ　为应力，Ｅ为材料弹性模量，ｓ为材料的应变），计算　出各点的应力　车身骨架的测点应力试验值与计算　值如图８所示。结果表明．试验和仿真的结果接近。　ｌ００　８０　’Ｉ＝　衰　６Ｏ　蠹　生笠　山　４０　１　２０　Ｉ　７　，　《　ｈ八『－ｆ　鬣　０　　ｆ，３　５　７　２　２　３９４］￣４３　５　８　怠　一　－２０　测点号　。　‘　—４０　图８部分静态应变试验与计算结果对比　５．４结果分析及修改建议　从以上分析和试验的结果来看．此客车车身骨　架在弯扭工况下车身各零部件能满足使用要求．总　的来说．应力的总体水平满足要求并有一定的富余。　实际上．由底架、前后围、顶盖和左右侧围等六　部分组成的半承载式的骨架结构是一个高次超静定　的结构，形成一个近似于空问六面体的刚架．结构局　部的过于加强其结果往往是造成载荷转移．并不能　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。　建议在前地板和前段底架部位加短立柱　前地　板、前段底架和前围连接：不改变原底架总成的纵梁　结构．只是去掉部分加强板：建议在后段底架与后围　处增加加强板．后段底架适当轻量化：根据走道和行　李舱架及第一至第九截面的工作特性适当调整其结　构和梁截面参数．这样前端的力可以合理分布．能适　当降低底架强度，提高侧围的刚度．使载荷向上转　移．达到改进设计的目的　６结论　半承载式的大客车车身骨架的受力情况复杂．　对其进行有限元模型建立时也比较复杂。在本文中．　针对中门变形过大的问题．为尽可能真实地反映其　力学特性．利用了不同的单元类型和特殊的单元处　理方法来解决不同变截面梁的搭接问题　试验和分　析结果说明．此种处理方法可以达到一定的效果。同　时．对于半承载式的大客车车身骨架局部强度不足　的情况．不能简单地采用局部补强的方法，必须将结　构作为一个整体进行分析和改进。　参考文献：　［１］李友财．大客车底盘车架结构及分析［Ｊ］．重型汽车，１９９９，　（６）：６－７．　［２］解跃青，雷雨成．商务用车车身有限元建模及分析［Ｊ］．机　械设计与制造，２００２，（２）：５２—５３．　［３］张莉．ＡＮＳＹＳ在拖车车架刚强度分析中的应用［Ｊ］．电子　机械工程，１９９９．（４）：３４—３５．　［４］杨宇光，胡锫．客车车架结构强度计算分析［Ｊ］．长春光学　精密机械学院学报，１９９８，２１（２）：５８—６２．　［５］冯国胜．客车车身结构的有限元分析［Ｊ］．机械工程学　报，１９９９，３５（１）：９１—９５．　［６］龚培康．汽车拖拉机有限元法基础［Ｍ］．北京：机械工业　出版社，１９９４：１２６—１３０．　・１７・　维普资讯 http://www.cqvip.com

浚汁・硝究　汽车科技第６期２００７年１１月　◇◇◇　◇　◇　贾海庆　．王成玲　（１．北京航空航天大学国家计算流体力学实验室，北京１０００８３；２．北京理工大学电动车辆工程技术中心，北京１０００８１）　摘要：对某项目轿车进行了数值模拟，介绍了汽车形体外流场的模拟原理和步骤，得到了整车的流场结构和尾流场　的涡系结构．成功地模拟了气流分离和拖拽涡现象。在数值模拟基础上，对流场气流的横纵向流动状况、尾部涡系结　构．气流分离机理以及拖拽涡的形成与发展机理作了详细分析与讨论。　关键词：数值模拟；尾流结构；拖拽涡；汽车　中图分类号：Ｕ４６１．１　文献标识码：Ａ　文章编号：１００５－２５５０（２００７）０６－００１８—０４　计算流体力学（ＣＦＤ）随着计算机以及计算机技　理定律质量守恒、动量守恒、能量守恒定律按一定的　术的发展而发展．并逐步形成一门独立学科。计算流　流体流动模型推导的。对于空气来说。当风速小于三　体力学的兴起促进了实验研究和理论分析方法的发　分之一声速时．也就是风速小于４０８　ｋｍ／ｈ时．可以认　展．为简化流动模型的建立提供了更多的依据，使很　为是不可压缩气体。而对汽车来说。最高速度一般都　多研究方法得到发展和完善。在汽车领域．ＣＦＤ正成　小于４００　ｋｍ／ｈ．因此汽车空气动力学研究可以把周　为预测整车外流场和热分布场的有力工具。它正在　围的气体考虑成不可压缩的。轿车绕流问题一般为　被大量应用于日常汽车零部件的设计开发中。由　定常、等温、不可压缩的三维流场，由于复杂外形会　于不受试验条件的限制．可以自由改变求解条件和　引起气流的分离，应按湍流处理…。要完全求解Ｎ—Ｓ　车身模型．以获取大量在传统实验中很难得到的信　方程，由于计算机技术的限制，目前还不能实现。现　息资料　ＣＦＤ已成为汽车空气动力学研究的重要手　在工程中应用最广泛的方程是雷诺时均Ｎ—Ｓ方程．　段。尤其在早期车型开发中，应用ＣＦＤ数值模拟可以　为使方程封闭这里采用可实行的ｋ—ｅ模型。　为车身气动外形的初选提供依据，方便、直观地了解　汽车外流场的控制方程如下：　汽车各部分的分离情况和尾部涡系结构及分布情　平均连续方程：　况．初步计算出整车的气动阻力系数．为进一步细化　Ｏ　ｕｉ．一：０　设计提供依据．显著地减少原型车风洞试验次数、设　ｏｘ；　计成本．缩短开发周期。根据模拟数据．可以全方位　平均动量方程：　地控制过程和优化设计。　ｐ　－＃　［－　＋ｐｕ　ｊ　Ｏｘ￣　一一一　＋　奇　＋　）　Ｊ】　Ｉ１流场控制方程　脉动运动方程：　ｔｔ／＝一ｔｔｉ＋Ｕｆ　流场运动中．流体运动基本方程是根据基本物　湍流动能方程（Ｊｉ｝方程）：　收稿日期：２００７—０５—１５　ｐ警　等＝砉［　）等］＋Ｇ　—　－—　－—　・—　－—　・—　－—　－＋－＋－＋・—　－—　－—　－—　－—　・—　－—　－—　・—　－—　－—　－—　－—　－—　・＋・＋・＋－＋－＋・＋－＋・＋－＋－＋・＋・＋－＋－＋－＋－＋－＋－＋－＋－＋－＋－＋・＋・＋－＋・＋・＋－＋・＋－＋－＋－＋－＋　［７］管延锦，黄晓慧，吴向红，等．ＬＣＫ６８９６Ｈ型大客车车身结　Ａｕｔｏｍｏｔｉｖｅ　Ｃｏ．，Ｌｔｄ．，Ｈｅｆｅｉ　２３００２２，Ｃｈｉｎａ）　构的有限元分析［Ｊ］．山东大学学报，２００２，３２（３）：２２３－２２６．　Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ａｆｔｅｒ　ｔｈｅ　ｈａｌｆ—ｓｋｅｌｅｔｏｎ—ｔｙｐｅ　ｂｏｄｙ　ｏｆ　ｂｕｓ　ｍｏｄｅｌ　ｉｓ　［８］王海霞，汤文成，钟秉林，等．ＣＪ６１２１ＧＣＨＫ型客车车身结　ｍａｄｅ　ｉｎ　ＵＧ　ｓｏｆｔｗａｒｅ，ｉｔｓ　ＦＥ　ｒｏｏｄｅｌ　ｉｎｃｌｕｄｅｄ　ｂｅａｍ　ｅｌｅｍｅｎｔ　ａｎｄ　构骨架有限元建模及结果分析方法研究［Ｊ］．汽车工程，　ｓｈｅｌｌ　ｅｌｅｍｅｎｔ　ｉｓ　ａｌｓｏ　ｍａｄｅ　ｉｎ　ＡＮＳＹＳ　ｓｏｆｔｗａｒｅ　ｂｙ　ｓｐｅｃｉｌａ　２ｏｏ１，（２）：３３－３６．　ｅｌｅｍｅｎｔ　ｍｅｓｈｉｎｇ　ｍｅｔｈｏｄ．Ｉｎ　ｔｈｉｓ　ｐａｐｅｒ　ｔｈｅ　ｓｔａｔｉｃ　ｓｔｒｅｎｇｔｈ　ａｎｄ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃ　ｏｆ　ｆｏｒｃｅ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｓｋｅｌｅｔｏｎ　ｗｅｒｅ　ｇｉｖｅｎ　ｉｎ　ｄｉｆｅｒｅｎｔ　ＦＥ　Ｍｏｄｅｌｉｎｇ　ａｎｄ　Ｓｔｒｅｎｇｔｈ　Ａｎａｌｙｓｉｓ　ｏｆ　ｒｏａｄ　ｃｏｎｄｉｉｔｏｎｓ　ｂｙ　ＦＥＭ，ａｎｄ　ｔｈｅ　ｔｈｉｎ　ｓｅｇｍｅｎｔ　ｏｆ　ｂｏｄｙ　ｉｓ　ｆｏｕｎｄｅｄ　ｔｈｒｏｕｇｈ　ａｎａｌｙｚｉｎｇ　ｔｈｅ　ｂｉｇ　ｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔ　ｏｆ　ｍｉｄ—ｄｏｏｒ．　Ｈａｌｆ－ｓｋｅｌｅｔｏｎ－ｔｙｐｅ　Ｂｏｄｙ　ｏｆ　Ｂｉｇ　Ｂｕｓ　ｗｈｉｃｈ　ｃａｎ　ｐｒｏｖｉｄｅ　ａ　ｐｒｏｏｆ　ｆｏｒ　ｐｒｏｖｉｎｇ　ｔｈｅ　ｂｏｄｙ．　ＨＵＡ　Ｃｏｎｇ－ｂｏ，ＬＶ　Ｚｈａｏ－ｑｕａｎ，ＹＡＮＧ　Ｍｉｎ，ＺＨＡＮＧ　Ｌｅｉ　Ｋｅｙ　ｗｏｒｄｓ：ｈａｌｆ－ｓｋｅｌｅｔｏｎ－ｔｙｐｅ　ｂｏｄｙ；ＦＥＭ；ｓｔｒｅｎｇｔｈ　ａｎａｌｙｓｉｓ；　（Ａｕｔｏｍｏｔｉｖｅ　Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ　Ａｃａｄｅｍｙ　ｏｆ　Ａｎｈｕｉ　Ｊｉａｎｇｈｕａｉ　ｂＵＳ　－ｌ８－