田 芳，王 濤，石 琴

（1.安徽江淮汽車股份有限公司，合肥 230022；2.合肥工業(yè)大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院，合肥 230009）

1 車身結(jié)構(gòu)的有限元建模

1.1 模型簡(jiǎn)化

全承載式客車車身骨架主要是由大部分矩形梁、少部分異型梁、梁與變截面梁以及較少的鋼板構(gòu)成，各桿之間多采用焊接的方式連接。在不影響應(yīng)力和變形的情況下，在建模中采取了一些簡(jiǎn)化措施[1]：

1）略去非承載構(gòu)件，如風(fēng)窗玻璃的鼻梁、前保險(xiǎn)杠和裝飾件等。

2）對(duì)構(gòu)件的截面形狀作適當(dāng)簡(jiǎn)化，如乘客門的立柱要考慮乘客門的安裝等。

3）主從節(jié)點(diǎn)原則：對(duì)相鄰位置較近的構(gòu)件結(jié)合點(diǎn)采用適當(dāng)合并或主從節(jié)點(diǎn)的原則進(jìn)行處理，以避免實(shí)際計(jì)算中可能出現(xiàn)的病態(tài)方程。

4）將空間曲梁簡(jiǎn)化為直梁，如把前、后圍橫梁等曲梁劃分為若干個(gè)直梁，對(duì)整個(gè)結(jié)構(gòu)計(jì)算影響很小。

5）忽略車身蒙皮。車身蒙皮多數(shù)是焊接在車身骨架上，對(duì)車身骨架總體具有加強(qiáng)作用。這樣的計(jì)算結(jié)果更加安全[2]。

1.2 異型梁的應(yīng)用

為了滿足不同的受力需要，車身骨架梁結(jié)構(gòu)常設(shè)計(jì)成不同形狀。本文在建模中采用變截面梁，從而更真實(shí)地模擬車身結(jié)構(gòu)。對(duì)一些形狀不規(guī)則的截面，ANSYS通過(guò)建立相應(yīng)的截面幾何和有限元網(wǎng)格后，生成特殊的ASCII文件，在進(jìn)行網(wǎng)格劃分時(shí)，讀取相關(guān)信息，生成特定的截面。

1.3 車身有限元計(jì)算時(shí)載荷的處理

本文中，計(jì)算載荷可以分為骨架質(zhì)量、設(shè)備質(zhì)量、非結(jié)構(gòu)質(zhì)量及乘員質(zhì)量等[3]。

1）車身骨架的質(zhì)量在定義材料的密度后軟件自動(dòng)計(jì)算。

2）車身設(shè)備質(zhì)量，發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器、離合器總成、蓄電池、油箱等底盤總成及其附件質(zhì)量，用mass21單元建模，在相應(yīng)的節(jié)點(diǎn)上創(chuàng)建單元即可。

3）乘員、座椅、行李、空調(diào)機(jī)的質(zhì)量均布加載在相應(yīng)的梁?jiǎn)卧稀?/p>

1.4 整車骨架模型的建立

遵循以上建模思想，將客車車身劃分為前/后圍、左/右側(cè)圍、頂蓋和底架6大片，車身骨架采用空間梁?jiǎn)卧狟EAM188和板單元SHELL 63，從而形成板梁結(jié)合的模型。最終建立的有限元模型如圖1所示。節(jié)點(diǎn)17194個(gè)，單元12359個(gè)（其中Beam188單元11263個(gè)，shell63單元1090個(gè)）。模型車身骨架質(zhì)量為2226 kg。

2 車身結(jié)構(gòu)的靜態(tài)分析

2.1 水平彎曲工況

可以用水平彎曲工況來(lái)模擬客車在水平良好路面上勻速直線行駛時(shí)的客車車身骨架受力和變形的情況。由于本文所研究的都是在客車滿載時(shí)的情況，因此，水平彎曲工況下的載荷就是計(jì)算載荷。為消除車身骨架的剛體位移，需要對(duì)骨架與懸架裝配位置的節(jié)點(diǎn)進(jìn)行約束，其邊界條件是約束前、后輪裝配位置處節(jié)點(diǎn)共6個(gè)自由度。

在水平彎曲工況下，車身骨架的最大應(yīng)力為88.9 MPa，在車尾橫梁上；最大變形為6.8 mm，整車尾部下沉[4]。

2.2 扭轉(zhuǎn)工況

扭轉(zhuǎn)工況是客車最危險(xiǎn)的工況之一，主要模擬客車行駛時(shí)，任一車輪從平坦路面駛上突出物或進(jìn)入凹坑、而使左右車輪接地點(diǎn)出現(xiàn)高度差時(shí)，客車車身結(jié)構(gòu)承受的非對(duì)稱載荷。本文扭轉(zhuǎn)工況采用左前輪懸空進(jìn)行模擬。其邊界條件為約束右前輪裝配位置處節(jié)點(diǎn)的三個(gè)平動(dòng)自由度UX、UY、UZ，釋放三個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)自由度ROTX、ROTY、ROTZ；釋放左前輪裝配位置處節(jié)點(diǎn)的所有自由度；約束后輪裝配位置處節(jié)點(diǎn)的垂直方向自由度，釋放其它自由度。

扭轉(zhuǎn)工況的最大應(yīng)力為211MPa，在第六截面梁的立柱上；最大變形14.8 mm，整車扭曲較為嚴(yán)重。

2.3 扭轉(zhuǎn)+制動(dòng)組合工況

客車在緊急制動(dòng)過(guò)程中，車身骨架本身的質(zhì)量和發(fā)動(dòng)機(jī)等動(dòng)力總成的質(zhì)量會(huì)產(chǎn)生向前的慣性力，易造成客車骨架某處應(yīng)力較大，出現(xiàn)開裂現(xiàn)象[5]。本文考慮客車在崎嶇不平的路面上制動(dòng)時(shí)的這種極端惡劣情況，相對(duì)于單純的扭轉(zhuǎn)工況，多了由于制動(dòng)造成的縱向慣性力的影響。

在車身建模時(shí)已經(jīng)施加整車垂向加速度g，在后續(xù)工況分析中，車身自重的慣性力一直在作用，方向?yàn)榇怪毕蛳隆?/p>

載荷同扭轉(zhuǎn)組合工況相似，不同之處是在動(dòng)力總成的質(zhì)量單元處施加0.8 g車身縱向總體加速度，來(lái)模擬制動(dòng)慣性力對(duì)車身骨架的影響。邊界條件：約束右前輪裝配位置處節(jié)點(diǎn)的三個(gè)平動(dòng)自由度UX、UY、UZ，釋放三個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)自由度ROTX、ROTY、ROTZ；釋放左前輪裝配位置處節(jié)點(diǎn)的所有自由度；約束后輪裝配位置處節(jié)點(diǎn)的垂直方向自由度，釋放其它自由度。

扭轉(zhuǎn)+制動(dòng)工況的最大應(yīng)力為119.4 MPa；最大變形15.4 mm。

2.4 電測(cè)試驗(yàn)驗(yàn)證有限元模型

為了掌握客車車身應(yīng)力分布狀態(tài),并驗(yàn)證有限元模型的正確性,對(duì)車身骨架進(jìn)行靜態(tài)彎曲工況的電測(cè)試驗(yàn)，見(jiàn)圖2。表1是部分應(yīng)變片靜態(tài)彎曲工況試驗(yàn)和軟件中模擬彎曲工況的結(jié)果比較。考慮到模型簡(jiǎn)化和加載存在的差異,測(cè)試結(jié)果與有限元分析數(shù)據(jù)吻合情況已經(jīng)較好，從而說(shuō)明所建有限元模型是正確的,為后續(xù)的車身骨架結(jié)構(gòu)分析提供了可靠的保證[6]。

表1 部分模擬結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比分析（MPa）

3 車身結(jié)構(gòu)的模態(tài)分析

車身骨架是客車的關(guān)鍵總成，除了要有足夠的強(qiáng)度保證其壽命、足夠的剛度保證其裝配使用要求外，還應(yīng)有合理的模態(tài)特性，以達(dá)到控制振動(dòng)和噪聲的目的[7]。本文在ANSYS軟件中，采用Block-Lanczos方法計(jì)算了自由邊界條件下的車身骨架結(jié)構(gòu)主要低階模態(tài)和振型。提取了前10階模態(tài)的頻率值及振型描述見(jiàn)表2（前6階為剛體模態(tài)已被剔除）[8]。

表2 前10階模態(tài)固有頻率值及振型描述

模態(tài)分析評(píng)價(jià)原則有[9]：

1）車身骨架低階頻率（即一階扭轉(zhuǎn)和彎曲頻率的值）應(yīng)低于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速運(yùn)轉(zhuǎn)頻率，以避免發(fā)生整體共振。

2）車身骨架固有頻率應(yīng)盡可能避開發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)常工作頻率及人體對(duì)振動(dòng)的敏感頻率段。

3）車身骨架的振型應(yīng)盡量光滑，避免有突變。

4）避免固有頻率過(guò)低的局部振動(dòng)模態(tài)。

客車在行駛過(guò)程中，引起車身振動(dòng)的激振源主要是路面、車輪不平衡引起的振動(dòng)，發(fā)動(dòng)機(jī)在怠速和常用車速下的爆發(fā)振動(dòng)，以及由傳動(dòng)軸的不平衡造成的振動(dòng)等。在我國(guó)高速公路和一般城市較好路面上，最高車速限制為120 km/h，可得路面激勵(lì)頻率多在3 Hz以下。當(dāng)車速為85 km/h左右時(shí)，因車輪不平衡引起的激振頻率一般低于11 Hz。傳動(dòng)軸在車速為50～80 km/h時(shí)的不平衡振動(dòng)頻率約為33 Hz～68 Hz[10]。本文中所分析的客車采用是四沖程水冷發(fā)動(dòng)機(jī)，根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率計(jì)算公式：H=（n/60）×M，其中n為發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速，四缸發(fā)動(dòng)機(jī)通常750 r/min；M為氣缸數(shù)目的一半，這里M=2；所以計(jì)算該四缸發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率為25 Hz，激勵(lì)分量較大。

從車身的振動(dòng)和強(qiáng)度角度考慮，車身前幾階模態(tài)主要振型頻率應(yīng)控制在3 Hz～33 Hz之間。同時(shí)，為了防止一階彎曲模態(tài)和一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)的耦合效應(yīng)，一般希望這兩種模態(tài)頻率至少錯(cuò)開3 Hz以上[11]。該車車身一階扭轉(zhuǎn)頻率為5.24 Hz，一階彎曲頻率為9.49 Hz，滿足這一要求。由上述計(jì)算結(jié)果可見(jiàn)，該客車骨架的前幾階固有頻率在要求的頻率范圍內(nèi)，有利于避免發(fā)生整體共振現(xiàn)象。

4 結(jié)論

利用板梁混合單元結(jié)合變截面梁建立的有限元模型結(jié)合試驗(yàn)驗(yàn)證后，能足夠準(zhǔn)確地反映整車結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布的大致規(guī)律,找到了車身強(qiáng)度薄弱的環(huán)節(jié)及危險(xiǎn)部位,為后續(xù)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供了參考。實(shí)際上，在路面不平度的作用下，行駛中的客車承受著復(fù)雜的交變動(dòng)載荷，車身骨架結(jié)構(gòu)的破壞往往是由于動(dòng)載荷的作用引起的。因此，僅分析結(jié)構(gòu)的靜強(qiáng)度和初步模態(tài)是不夠的，還需要利用有限元法來(lái)研究車身的動(dòng)態(tài)特性。

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