范文一：城市客车车身结构有限元分析

江苏大学

硕士学位论文

城市客车车身结构有限元分析 姓名:赵宏彦

申请学位级别:硕士 专业:车辆工程

指导教师:张敏中 20050611

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摘 要

本文对某型大客车进行有限元静态分析,探讨客车车身建模、强 度分析与结构优化。针对该型车在城市公交运行中出现底架支架开裂 脱焊的情况,进行有限元分析,并对局部加强方案进行计算验证,同 时在此基础上进行一定拓展。

本文首先利用有限元分析软件ANSYS,建立原型车车身的有限 元模型,进行静态计算检验车身强度。对比计算结果与实际情况,分 析车架裂纹及局部开裂的成因,验证模型的合理性。在此基础上提出 加强方案,建立加强车的有限元模型,进行静态计算分析加强车的强 度,同时考察加强方案的效果与不足。接着提出对有限元分析加载方 法的新思路,提出一种用质量单元代替均布载荷对车厢内乘客进行模 拟的新方法,建立r人体计算模型,通过强度计算与原计算结果加以 比较,验证有限元模型和加载方法的有效性。在有限元分析过程中, 针对制动和转弯工况车身出现的轴荷变化,建立了车身的数学模型并 给予详细分析,并将计算结果运用到有限元分析当中,得到J’关于上 述两种工况的比较精确的结果。

关键词:客车,有限元法,强度,乘客

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ABSTRACT

This paper made some research on the

modeling of some city bus body,FEM static intensity analysis and structure optimization.Also the paper applied FEM to analyze the frame fracture and verify intensify program.At the same time the paper still goes some further.

At first this paper utilized the FEM software ANSYS to build the

finite element model of the

prototype bus body and carry 0n static

calculation to examine the

intensity of the bus body.Compared with the

result of calculation and actual

conditions,the paper analyzed the original cause of formation of the frame fracture,SO as to verify the rationalitv of

the

model.Strengthening method was proposed on this basis.the finite

element model of

strengthened bus was built and static calculation was

caixied out to analyze the

intensity of strengthened bus.At the same time

the paper verified this

method.Secondly this paper proposed the Improvement ofthe FEM loads method,put forward a new method which USeS mass unit to simulate the passengers in the carriage and built the

model of passenger.The

paper compared the original intensity calculation

result with the later one and verified the FEM loads method.In the

course

of finite element

analysis,it built the mathematics model to analyze the change of the loads on the axis in detail and later applied the result to

FEM

analysis.Finally the paper has got more accurate results.

Keyword:Bus,Finite Element Method,Intensity,Passenger Il

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本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定, 同意学位保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子 版,允许论文被查阅和借阅。本人授权江苏大学可以将本学位论文 的全部内容或部分内容编入有关数据库进行检索,可以采用影印、 缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。

本学位论文属于

学位论文作者签名:撇6月}￥日

保密口,在 年解密后适用本授权书。 不保密囱。

妻、之磊 指导教师签名:歹铋支中 f 跏r年￡月,“日

本人郑重声明:所呈交的学位论文,是本人在导师的指导下,独立进 行研究工作所取得的成果。除文中已注明引用的内容以外,本论文不 包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研 究做出重要贡献的个人和集体,均已在文中以明确方式标明。本人完 全意识到本声明的法律结果由本人承担。

学位论文作者签名:叁谤荐 日期:枷r年6月f仁日

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第一章绪论

1.1课题的研究背景和意义

我国2000年公路客车的客运量、旅客周转量分别占全社会客运量和旅客周转 量的91.2%和54.8%;与此同时,全国城市客车客运量达341.1亿人次…,客车对 发展国民经济和促进人民生活水平提高发挥重要作用。世界各主要客车生产厂无 不应用最新科技成果潜心致力于客车新产品的研制和开发,不断地向市场提供有 竞争力的新型客车。客车不同于轿车,不是规模经济,不能进行大批量尘产,要 采用差异化策略;轿车零件互换性差,而客车因其特有的生产方式,可以利用因 内外的优良零部件总成组装,匹配出最好的产品。可以说,正是客车的这种生产 特性,使我国客车工业在汽车零部件基础还很薄弱的情况下,在车身设计、总成 配置上己基本与国际接轨。

从我国公路建设的具体情况看,2020年公路通车总罩程将要达N250力千米 以L高速公路将由现在的1.9万千米发展N5~6万千米,全国的公路网基本形成。 到本|_|!=纪中叶,我困高速公路早程预计达8~9万千米,接近美国水平,进而影响 运输业对客车的需求继续呈上升趋势。另一方面.我国现阶段农民家庭普遍不具 备9}i=J买轿车的能力,而城市的交通状况在一定程度上也制约了轿车的消费。因此, 从现实角度来考虑,在很长一段时间内,客车仍是我国城乡交通的主要工具,城 市主要以发展城市客车、旅游客车为主,城郊及农村主要是中短途客运。

本文研究的课题就是针对客车在实际运行过程中存在的车架产生裂纹以及 支架脱焊、丌裂等问题展开的。在构建了精确的有限元模型并给予精确的施加载 荷的基础上,经过初步的分析,认为该问题与车身的结构设计有关,并对厂家所 给出局部加强方案进行静态验证。本文就是针对这一实际问题进行研究的,所做 工作具有重要现实意义。

本文的研究能够为汽车行业内的相关研究积累经验,为同类或类似车型研制 积累技术资料,便于更深一步的研究或进行改型设计。

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1.2有限元分析在汽车行业的应用皿1

121有限元分析的发展与应用

对汽车的零部件和整体结构进行力学仿真和分析,是研究其可靠性、寻求晟 佳设计方案的主要手段。汽车是由发动机、车身、传动系、行驶系和制动系等组 成的复杂结构,实际使用中的载荷情况也很复杂,采用经典力学的计算方法往往 有很大的局限性。而有限元方法(Finite Element Method)的发展和应用,为其带来 了一种可靠的计算方法。有限元分析已成为计算机辅助设计中的不可缺少的重要 坷节,己融入到每一辆汽车的设计中。它包括从结构的物理模型抽象为有限元计 算的数学模型,计算程序的选择或修改,以及计算前后大量信息数据的处理等过 程。这个过程最后获得的主要数据是:结构的应力分布、变形分布、内力分布, 结构的固有特性和动响应。利用这些数据,就可进行相应的分析。

进行有限元分析的目的包括:

1计算结构的静动态特性,进行优化设计,预测其疲劳寿命和可靠性。

2.在汽车使用中发生故障时,分析其原因,提出合理的改进方案。

有限单元法是近三、四十年随计算机的发展而发展起来的用于各种结构分析 的数值计算方法。它运用离散概念,把弹性连续体划分为由若干个有限单元组成 的集合体,通过寻找与原连续体场问题等价的泛函变分形式,得到一组代数方程 缉,最后求解得数值解。。。有限单元法的基本思想——离散化概念早在20世纪 {f)年代就已经被提出来,但由于受当时计算条件的限制,没有引起重视。十年 之后,英【羽航空工程教授J.H.Argyris和他的同事运用网络思想成功地进行了结 构分析。与此同时,美国的R,W.Clough教授运用三角形单元对飞机结构进行了 汁算,并在1960年首次提出了“有限单元法”这个名称。在以后十年中有限元 法在国际上得到蓬勃发展…。。60年代中后期,国外数学家开始介入对有限元法的 研究.使有限元的发展有了坚实的数学基础。1965年,O.C.Zienkiewicz和 Y.K.Ceung宣布,有限元法适用于所有能按变分形式进行计算的场问题,有限元 法的应用被推广到了更广阔的范围。1969年B.A.Szabo和G.C.Lee指出可以用加 权余量法特别是Galerkin法,导出标准的有限元过程来求解非结构问题“’。有限 元法最早应用到航空领域,后来迅速推广到机械与汽车、造船、建筑等各种工程

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技术领域,并从固体力学领域拓展到流体、电磁场、振动等各学科。

从20世纪70年代开始,随着大容量计算机的出现和美国宇航局结构分析程 序NASTRAN的开发成功,美国几大汽车公司开始了一场汽车结构设计的革命, R J Melosh、K.Kirioka和T.Hirata等人在美国SAE杂志发表了一系列介绍汽车的 有限元模型的文章。1977年,Kamal和Wolf发表在“American Society of Mechanical Engineer”上的一篇文章全面评述有限元技术在整个小客车模型上应 用的情况。进入80年代以来,随着计算机软硬件技术的飞速发展及计算方法的 创新,有限元模型建立的技术和方法日趋丰富和完善,模型的规模也从最初的几 卜、几百个简单单元发展到如今的几万、几十万个混合单元,分析对象已由静态 应力发展到动态响应、噪声、碰撞和优化设计。有限元发展到今天,各种通用程 序、专用程序求解功能齐全,6i后处理方便,机械、汽车行业的绝大部分结构分 析及流体、热分析均可通过通用程序、专用程序去解决。各大汽车公司几乎均采 刷通用有限元程序进行设计计算,结合实际情况作一些二次开发。

一个完整的有限元分析软件包括三个组成部分和两个支撑环境,即前处理部 分(pre.processing)、有限元分析计算部分(FEA solving)、后处理部分 f口ost-processing),而两个支撑环境为数据库(database)及数据可视化图形系统 fvisLIalization of scientific data),如图l—l所示。数据可视化图形系统可以借鉴已 有的图形支撑环境.如AutoCAD、Pro/E、I-DEAS、SolidEdge等”1。

科学数据的可视化

(Graphics Displays)

前处理 (Pre Processor) ● 儿何造型

● j,点,单元,网格 ● 位移,力边界条件

有限元分析计算

(Solver)

● 分析类型

●求解器控制

? 输出控制

后处理 (Post Processor) ● 变形图 ● 应力图 ● 误差图

数据库

(Database)

图l一1有限元分析软件的纲成

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美国福特汽车公司在上世纪70年代即使用NASTRAN软件,用板梁单元进 行车身的静态分析,找出高应力区,并改进应力分布。日本五十菱汽车公司在 80年代未已将CAE应用到车身设计的各个阶段,从最初设计阶段的粗略模型到 设讣中、后期的细化模型,分析的范围包括强度、刚度、振动、疲劳、碰撞及形 状和再量的优化。进入90年代,有限元分析得到了更为广泛的应用。美国通用 汽乍公司在通用有限元程序的基础上自主开发了后处理程序,将发动机和道路激 励载衙集成到数据库中,进行汽车对发动机和道路激励的响应分析和改进,极大 的简化了分析过程。F]本尼桑汽车公司利用有限元分析仿真来驱动整个设计过 程,减少了设计时间,在分析中使用的模型已经包括悬架、发动机、轮胎和转向 机构,使花费、重量和NVH(Noise、Vibration、Harshness)性能得到优化。美国 碣特汽车公司也利用CAE在新车开发中提高其NVH性能,取得良好效果。 倒内用有限元法分析车身结构始于70年代‘”1,浙江省交通科学研究所应用 自限儿方法在西门子7739计算机上对大客车车身进行了强度计算。进入8()年代, 在汽车结构分析中,有限元分析方法逐步开始推广应用。随着计算机软、硬件技 术的发展,特别是微机的性能大幅提高及普及,在微机上进行有限元分析已不再 是难事,使得有限元分析的应用向广度和深度发展。

在汽车分析中,有限元法的应用概括起来可以分成以下七类:

1.结构的模态分析;

2.汽车操纵稳定性分析;

3.汽车整车分析;

4.传热分析;

5.汽车空气动力学分析:

6.汽车结构噪声分析:

7.汽车被动安全分析。

1.22有限元分析软件ANSYS

ANSYS软件是融结构、热、流体、电磁、声学于一体的大型通用有限元分 析软件,该软件可浮动运行于从PC机、NT工作站、Unix工作站直至巨型机的 各粪计算机及操作系统中,数据文件在其所有的产品系列和工作平台上兼容。

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ANSYS软件能与多数CAD软件接口,实现数据的共享和交换,如Pro/Engineer、 NASTRAN、I-DEAS、AutoCAD等,是现代产品设计中的高级CAE工具之一。 ANSYS的有限元分析是对物理现象的模拟、对真实情况的数值近似。通过对分 析对象划分网格并求解有限个数值来近似模拟真实环境的无限个未知量。软件主 要包括三个部分:前处理模块、分析计算模块和后处理模块。前处理模块提供了 个强大的实体建模及网格划分工具,用户可以方便地构造有限元模型:分析计 算模块包括结构分析、流体动力学分析、电磁场分析、声场分析、压电分析以及 多物理场的耦合分析,可模于!:l多种物理介质的相互作用,具有灵敏度分析及优化 分析能力;后处理模块可将计算结果以彩色等值线显示、梯度显示、矢量显示、 粒子流迹显示、立体切片显示、透明及半透明显示(可看到结构内部)等图形方 式显示出来,也可将计算结果以图表、曲线形式显示或输出。软件提供了100科r 以上的单元类型,用来模拟工程中的各种结构和材料”1。

ANSYS的典型分析过程如下“1:

j.建立有限元模型:创建或读入几何模型;定义材料属性等;划分网格与 网格控制。

2.施加载荷并求解:殴定载荷及载荷选项,设定约束条件;选择求解方法; 设定计算参数:求解。

3.后处理:查看分析结果,包括位移、应力、应变、温度等:检验结果(分 析结果)。

1.3本文主要研究内容

根掘文献阅读得到的结论,同时结合课题的研究需要,确定本文的研究内容 如下:

1.利用有限元分析软件ANSYS,采用壳单元和梁单元建立原型车车身有限 元模型,进行静态计算检验车身强度。对比计算结果与实际情况,分析车架裂纹 及局部丌裂的成因,验证模型的合理性。

2.提出局部加强方案,建立加强型车的有限元模型,进行静态计算分析加 强车的强度,验证加强方案的有效性,同时分析加强方案的不足。

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ANSYS软件能与多数CAD软件接口,实现数据的共享和交换,如Pro/Engineer、 NASTRAN、1-DEAS.AutoCAD等,是现代产品设计中的高级CAE工具之。。 ANSYs的宵限元分析是对物理现象的模拟、对真实情况的数值近似。通过对分 析列象划分网格井求解有限个数值来近似模拟真实环境的无限个未知量。软件主 要包括三个部分:前处埋模块、分析计算模块和后处理模块。前处理模块提供了 个强人的实体建模及网格划分工具,用户可以方便地构造有限元模型:分析计 算模块包括结构分析、流体动力学分析、电磁场分析、声场分析、压电分析以及 多物理场的耦台分析,可模拟多种物理介质的相互作用,具有灵敏度分析及优化 分析能力;后处理模块可将计算结祟以彩色等值线显示、梯度显示、矢量显示、 粒了流遮显示、立体切片显示、透明及半透明显示(可看到结构内部)等剧形方 式显示出柬,也可将计算结果以图表、曲线形式显示或输m。软件提供了100种 以上的单元类型,用来模拟工程中的各种结构和材料”3。

ANSYS的典犁分析过程如F“:

1.建立有限元模型:创建或读入几何模型;定义材料属性等:划分网格1, 网格控制。

2施加载荷并求解:设定载荷及载荷选项,设定约柬条件:选择求解力法:设定计算参数:求解。

3后处理:查看分折结果,包括位移、应力、应变、温度等:检验结果(分 析结累)。

13本文主要研究内容

根掘文献阅读得-fJ的结论,同时结台课题的研究需要,确定本文的研究内容 如下:

l,利用有限元分析软件ANSYS,采用壳单元和梁单元建立原型车车身有限 危模型,进行静态计算检验车身堪度。对比计算结果与实际情况,分析午架裂纹 硬局部丌裂的成因,验证模型的合理性。

2.提出局部加强方案,建立加强型车的有限元模型,进行静态计算分析加 强车的强度,验证加强方案的有效陛.同时分析加强方案的不足。

强车的强度,验让加强方案的有效陛.同开、j分析加强方案的不足。

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3.提出对有限元分析加载方案的改进,主要是提出用质量单元对车厢内乘 客等进行模拟,在此过程中建立了人体的计算模型:通过对车身强度计算与原计 尊结果加咀比较,验证有限元模型和加载方法的有效性。

4.在有限元分析过程中,针对制动和转弯工况车身出现的轴荷变化,建立 了数学模型给予详细分析,并将计算结果运用到有限元分析当中,得到了关于}:述两种工况的比较精确的结果。

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第二章有限元理论在结构分析中的应用 2.1有限元分析的基本方法。

有限单元法的基本思想是“一分一合”.分是为了进行单元分析,合则是为 了对整体结构进行综合分析。具体方法如下:

1.物体离散化

将某个工程结构离散为由各种单元组成的计算模型,离散后单元与单元之间 利用单元的节点相互连接起来。所以有限元分析中的结构已不是原有的物体或结 构物,而是由众多单元以一定方式连接而成的离散物体。这样,用有限元分析汁 算所获得的结果只是近似的。如果划分单元数目非常多而又台理,则获得的结果 就与实际情况更加符合。

2.单元特性分析

a)选择位移模式

在有限元法中,选择节点位移作为基本未知量的位移法应用范围最广。当采 用位移法时,物体或结构物离散化之后,就可把单元总的一些物理量如位移、应 变和应力等由节点位移来表示。这时可以对单元中位移的分布采用一。些能逼近原 函数的近似函数予以描述。通常,在有限元法中将位移表示为坐标变量的简单函 数。这种函数称为位移模式或位移函数,如Y=a,其中a是待定系数,Y是与 牮标有关的某种函数。

h)分析单元的力学性质

根据单元的材料性质、形状、尺寸、节点数目、位置及其含义等,找出单元 节点力和节点位移的关系式。这是单元分析中的关键一步。此时需要应用弹性力 学中的几何方程和物理方程来建立力和位移的方程式,从而导出单元刚度矩阵, 这是有限元法的基本步骤之一。

c)计算等效节点力

物体离散化后,假定力是通过节点从一个单元传递到另~个单元。但是,对 亍二实际的连续体,力是从单元的公共边传递到另一个单元中去的。因而,这种作 用在单元边界上的表面力、体积力和集中力都需要等效地移到节点上去,也就是

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用等效的节点力来代替所有作用在单元上的力。

3.瞥元组集

利用结构力的平衡条件和边界条件把各个单元按原来的结构重新连接起来, 形成整体的有限元方程。

4.求解未知节点位移

求解有限元方程得出位移,可以根据方程组的具体特点来选择合适的计算方 法。

2.2有限元法单元特性呻1

有限元分析中将研究对象的实体结构离散化的结果是将不同的单元以一定 方式连接成计算模型,在建立有限元模型之前必须清楚建模所需单元的特性,以 _F确地选择单元建立计算模型。本文用壳单元建立车架底架模型,用梁单元建立 了车身骨架模型,并且还用到了耔单元、质量单元,本节对上述各种单元的特性 做出说明。

1.杆单元简介

X Z

Y

削2?I LINK8单7c

杆单元(bar element)于有两个端节点(Node 1和Node2),因此基本变量为 节点位移(向量)列阵孽。

q。=1.U2r

将每一个描述位置状态的独立变量叫做一个自由度,显然,以上的节点位移 为两个自由度。节点力(向量)列阵尸。为

P。=暖P2r

若该单元承受有沿轴向的分布外载,可以将其等效到节点上,即表示为 尸l=陴置],所示的节点力。利用函数插值、几何方程、物理方程以及势能计算 公式,可以将单元的所有力学参量(即场参量:甜Gl占0l盯(z御兀。)用节点位 上

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移列阵q。及相关的插值函数来表示。

单元的位移模式为线性函数,所得到的单元刚度矩阵为

卜咒:_1]

,l—l 1

其中,E、爿、f为打单元的弹性模量、横截面积、长度。所建立的单元刚度方 程为

K。?g 8=P。

LINK8是有多种工程用途的桁架杆单元,每个节点上具有3个自由度:X、 Y、z方向上的平移自由度。作为铰接结构,包含塑性、蠕变、膨胀、应力集中 和大变形能力,不需要考虑单元的挠度。

2.梁单元简介

梁单元(beam element)--般设其长度为f,弹性模量为E,横截面的惯性矩为 ,.。设有两个端节点(Node 1和Node 2),节点位移列阵q。为

g。Iv。q v。Br

这表明该单元的节点位移有四个自由度,节点力列阵P。为

尸。=k.M,只,M:】7

其中v,,01,v:,02分别为各节点的挠度和转角。若该单元承受有分布外载,可以将 其等效到节点上,利用函数插值、几何方程、物理方程以及势能计算公式,可以 将单元的所有力学参量用节点位移列阵q。及相关的插值函数来表示。

杆系结构中的所有构件均可采用粱单元,一些细长箱型结构件、细长组合结 构件等在简化计算或动态计算时也可采用梁单元模拟,甚至一些细氏的桁架结 构,其整体也可用梁单元模拟。

BEAM4是具有张力、压缩、扭转和弯曲能力的单轴单元。该单元在每个节 点上具有6个自由度:x、Y、z方向的平移自由度和绕X、Y、Z轴的转动自由度, 包含应力集中和大变形能力。

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●K《口时l椰a”

豳2-2BEAM4单元

BEAMl88是2节点的线性单元或3一D的二次梁单元,适合于短粗或厚梁单 元的分析。该单元在每个节点上具有6或7个自由度,十分便于线性、大转动和 (或)大应变的非线性应用。

图2-3BEAMl88单兀

3.基于薄板理论的弯曲板单元描述

在工程实际中,存在着大量的板壳构件(plate and shell),几何特点是其厚度 远小于其他两个方向的尺寸。因此可引入一定的假设来对厚度方向的受力特点进 行简化,以充分显现薄板的力学特征,并且还可以减少力学变量的使用。类似于 细长梁的简化情形,小挠度薄板理论中的简化假设叫做Kirchhoff假定。由于薄 扳中要保持转角的连续,可以承受弯曲。

10

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ANSYS中的壳单元根据所要求解的问题类型采用不同的公式,三个基本的 壳公式包括:“薄膜理论”、“薄壳理论”和“厚壳理论”。

●zo

‘

▲ kY

xf

幽2-4SHELLl81单元

SHELLI 81适用于分析薄的或适度厚的壳结构。它是一个四节点单元,每个 节点棚有六个自由度:x、Y、Z方向的平移自由度以及在这三个方向的转动。(如 果使用了膜选项,则单元只有三个平移自由度。)退化的三角形选项就只能在刚 格生成时作为填充单元。

SHELLl81非常适合于线性、大转动和大应变的非线性应用。壳厚度的改变 适用r非线性分析。SHELLt81可以用来对薄板复合壳或夹层结构建模提供分层 分析。复合壳建模的精确性受第一剪切变形理论控制。(通常叫Mindlin.Reissner 壳理论)。

本章小结

本章主要介绍了有限元理论的分析方法与步骤和有限元法中单元的特性,详 细说明r本文所用的单元及其特性。

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第三章有限元分析模型的建立

有限元模型的作用是凭借与分析对象实体严格的相似关系,对实体的特征和 变化规律做定量模拟,以更深刻更集中地描述对象的主要特征。也正因如此,有 限元模型不可能表达实体的一切特征,只能是尽可能最大限度地反映整个结构的 实际情况。有限元分析的第一步是对研究对象进行合理的简化、建立几何模型, 之后将其离散为有限元模型,结构上的受力点和部位用相应的单元代表。

31车身结构几何模型的简化

为丁保证计算的准确性及缩小解题规模,在尽可能如实地反映汽车车身结构 主要力学特性的前提下,力求简化车身结构的几何模型,以便有限元模型采用较 少的单元和较简单的单元形态。模型简化的正确与否、合理与否直接关系到有限 元计算结果的正确度及精确度。

建立的模型应满足下列要求:

1.计算模型必须具有足够的准确性,所形成的计算模型要能反映车身结构 的实际状况。在此既要考虑形状与构成的一致性,又要考虑支承情况和边界约束 条件的1致性,还要考虑载荷和实际情况的一致性。

2.计算模型要具有良好的经济性.复杂的计算模型一般具有较高的准确性, 但计算模型并不总是越精确,越复杂.复杂的计算模型的建立相应地会花费更多 的时扫J,人力,物力去进行前处理,数据准备工作,数据计算和后处理,从而使计算 费明大大增加。

根据模型简化的思想,对该客车车身结构的简化具体做法如下。””“。““:: 1.该大客车车身是骨架式结构,蒙皮对骨架刚度加强作用很小,因此分析 时r叮以不考虑蒙皮的影响,车身因此简化为空间框架结构“…。

2.对于顶盖的横梁、前围的横梁等弯曲杆件,简化为若干直梁来考虑。曲 线连接简化为圆弧连接,将连接部位的很小的圆弧过渡简化为直角过渡“…。 3,省略功能件和非承载构件。有些构件仅为满足结构或使用上的要求而设 置,并非根据强度的要求而设置,如前后保险杠、脚踏板支架、顶棚天窗的短横

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梁、风窗玻璃上的鼻梁、减震器的支架等。这些构件对车身结构的内力分布和变 形影响都较小,因此在建模时可以忽略。

4.对于距离较近而作用基本相同的构件合成为一个构件,且对截面的形状 作适当的简化。出于客车上一些构件的设计不仅仅是考虑简单的受力,而且还要 顾及其他部件的安装与使用要求形状不规则,所以对于这种截面形状不规则的构 件,需要作适当的简化。对于一些结构上的孔、台肩、凹槽、翻边在截面形状特 性等效的基础上尽量简化,对截面特性影响不大的特征予以忽略。

3.2车身结构有限元模型的建立。1

3.2.1单元的选择

图3-1客车实物图

本课题所研究的大客车的车身为半承载式、骨架式结构车身,半承载式车身 以其下部的车架和车身骨架共同承担载荷。骨架在其立柱下端与底架纵梁两侧悬 伸的横梁刚性相连,即车身骨架下部与车架组合为一整体,车架承担大部分载荷, 并通过骨架传递到车身的各个部分,使车身也分担部分弯曲和扭转载荷。车身部 僻问的连接大都采用焊接的方式,在模型处理过程中采用福合点来模拟部件涮的 焊接。

考虑到整个模型计算准确性和计算效率,对于不同部件采用不同单元类型来

模拟。钢板弹簧悬架系统采用柔性梁和刚性梁模拟。车架部分主要由纵梁、横梁

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,N,0n强板构成,由很多厚度不同的槽钢、角钢、平板组焊而成,左右纵梁为主要 承载构件,其所受载荷大,应力状况复杂,受到拉、压、弯、扭等几种独立的及 其组合工况的作用,是实际使用中应力状况最恶劣的零件,也是有限元分析计算 考虑的重点。因此以面来建立底架部分的几何模型,在有限元模型中以板壳单元 SHELLl81来模拟底架结构。使用壳单元对车架进行离散化具有较商的精度,由 丁薄壳理论考虑到了曲面在弯曲变形外的平面内力,因此更加接近结构的真实情 况。

幽3-2某客车车架有限元模型

车身骨架包括左右侧围、前后围和顶盖,主要由细长杆件如钢管、角钢、槽 钢等型钢组成,窗立柱较细,车窗开口大,顶盖横梁分布均匀,数目稍多于侧剐 立柱数目,很好的保证了骨架的结构剐度。整个骨架部分为杆系结构,由于其所 受载荷相对较小,应力状态电比较简单,主要受拉、压应力。骨架可用实体单元 或空阀粱单元处理,利用实体单元可以更详细地反映出结构局部地应力分布状 况,但是考虑到计算的经济性以及骨架上应力状况并不复杂,故用直线和曲线建 立其几何模型,在有限元模型中以梁单元BEAMl88来模拟骨架结构。事实证明,

这样处理是可行的。外蒙皮为只起装饰作用的薄钢板,在有限元分析中省去。

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322网格的划分

图3-3某客车车身骨架有限元模型

划分网格时应该考虑网格的大小,网格过大会使模型粗糙而不能精确地表现 局部的应力水平;网格过小会使计算时间增多。而且计算精度并不会随单元的增 加而线性提高“…。网格的控制应该在建模过程中不断调整,获得最佳单元尺寸。 此骨架模型经过多次网格划分和计算,最终确定的单元大小为边长40mm,在有 些局部地方还有调整或进行线段设置,以消除警告单元“。1。

三角形单元相对比较稳定,但如果三角形单元较多,就相当于人为地增大了 实体的刚度,不能很真实地反应整车模型的应力,而且三角形单元的使用会给整 车模型带来更多的单元,影响计算时间。本模型主要使用四边形单元划分车架E 的壳单元。

最终计算模型包含35552个节点,32881个单元,模型中使用了三种类型的 单元,其中,底架使用壳单元SHELLl81,车身骨架采用梁单元BEAMl88模拟,

板簧则使用梁单元BEAM4。

4苏大学硕士孕位论天

323载荷处理”“

作用十客车车身上的载荷主要是底盘和车身骨架、车窗玻璃等的自重,乘客、 座椅和地板的重量,底盘上的发动机、变速箱、方向机、水箱、油箱、蓄电池等 总成。

1.对于车架和车身骨架的自重,只需在ANSYS软件的前处理程序中输入 桐应的材料密度,程序便根据所输入的单元厚度、实常数等自动将单元载荷囡了 的信息计入总载荷,进行计算。

2,对于车密玻璃重量的处理,将玻璃重量以均靠载荷的形式施加到车身骨 架腰粱的相应单元上。

3.将满载的乘客和座椅质量作为均布载荷施加到车身地板或车架的相应节 点h取乘客质量为65kg,座椅质量为15kg。

4.对于底盘各总成的重量如发动机总成、油箱、蓄电池、方向机等,以静 力等效的原则按其在底盘上的实际位置以集中力的形式施加于相应的车架单兀 节一i上。若有限元模型上无相应节点的,采用载荷偏置法将载荷偏置到附近节点, 并施加相应力矩““。

满载后,整车厂定总质量为11700kg,其中前轴载荷3750kg,后轴载荷 7950kg。

毒章小结

本章主要介绍了建立客车车身模型过程中对结构简化的原则与方法,建:蓖了 车身有限元模型。介绍了本文的有限元分折中对单元的选择、网格的划分和载荷 的处理。

16

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第四章车身结构强度计算与加强方案验证

j女’牟’:在实际使用过程中出现了车架丌裂及车身骨架丌裂、脱焊情况,车架 裂1_葡1征^一、牛i后悬架钢板自n吊耳支撑架附近。如图4-1、4-2所示。

幽4.1底架开裂剀 到4-2支架开裂幽

奉章列眩客车车身进行有限元分析计算以找出车身开裂的原因。客车的行驶 -况比较复杂.过去的理论分析、室内实验和实际使用都表明,亩接关系到客车 ●”销{-{'】证嫂的行驶I.况主要是弯曲和弯扭组合工况。对客车结构强度进行分析 ¨,其¨的是计算在最大载荷作用下车身上的应力分布情况。

4.1弯盐工况计算

暾种。}:洲.用于模拟汽车在平坦路面上IT.常行驶情况下的应力分卸情况,客车 0￡H简裁水平状念,施加沿垂直方向上的载荷,车身产生静弯曲。

421约束处理

约柬的原则是将有限元模型完全约束而又不过约束,这对于客车行驶的四个 ;驯.11}i;足适_}}j的。因此对1二弯曲工况,四个车轮的z向平移自由度u.均被约束, ㈦)U轮的Y向平移自山度U.、被约束,左后轮x向平移自由度U,办被约束,同时

f,“车仑的x、Y向平移自由度u。、u。也被约束。

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4.22弯曲工况计算结果分析

图4-3原型车弯曲r况下架应力图

图4-4原型卞弯曲工况骨架虑力图

在弯曲工况下,车身骨架的应力水平较小,最大应力为46.5MPa,位于后悬 架附近。车架上最大应力为50MPa左右,考虑到客车在正常行驶中的动载荷,

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整车的应力水平也不高。

42弯扭组合工况计算

客车在运行过程中不可能仅仅承受弯曲或扭转作用,这两种工况总是同时作 用,取客车满载、一轮悬空的状态为弯扭组合工况,用于模拟汽车在崎岖不平的 路面上行驶的弯扭工况。由于该车发动机后置,因此后轮悬空比前轮悬空的工况 要恶劣得多;而且,由于右侧围骨架上开有车门,满载时车身质心会右偏,相对 而言,右侧车身承受更大的载荷。因此,取左后轮悬空二[:况为本文分析的弯扭组 合工况。

431约束处理

由于左后轮悬空,因此左后轮自由度被释放,右后轮的y、Z向平移自由度 ∥、u二被约束,右前轮x、y、z向平移自山度u,、u,、u:被约束:左莳轮的 z同平移自由度u,被约束。

432弯扭组合工况计算结果分析

图4.5原型车弯扭组合1j况车架应力图

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图4—6原型车弯扭组合工况骨架应力图

弯扭组合工况为最恶劣工况。从该工况下车身各部位应力图可以看出,应力 水平高的区域集中在车架和底架上,最大应力为232MPa,位于左侧车架纵梁后 端。该处由于施加的载荷比较多,相对较大。实际运行中该车在此处出现了车身 开裂,证明了计算结果与实际情况是相符的。

左侧围上的最高应力为123MPa,右侧围上的最高应力为93.9MPa,左侧围 的应力水平值略比右侧围的高。两侧围上的高应力区都主要集中在后悬架附近。 前后围和顶盖上的应力水平大大低于上述各部件的应力水平。

4.3加强方案与计算验证

由以上汁算结果和应力云图可以看到,原型车车架上前后悬架连接处应力值 较天,并且在油箱处发现存在明显的应力集中。根据原型车的薄弱之处,对车身 骨絮结构进行加强,主要加强措施有:

1.加强了后钢板弹簧支架处,后桥上方纵粱与前纵梁交接开裂处。

2.加强了前悬架后端处横梁,后悬架前支架前横梁,后悬架后指甲后横梁, 后悬架前支架上方辅助横梁,并将前悬架后端到后悬架前端之间的所有横梁的下

梁在底盘纵梁方向连成一体,以提高该区域纵梁的有效高度。

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3.加强了油箱托架。

加强后的车架如图4.7所示

图4.7加强后的车架模型

由于弯扭组合工况比弯曲工况恶劣的多,因此以弯扭工况为例进行加强后的 计算。改进的模型计算结果如下:

图4-8加强后弯扭T况车架应力图

江苏大学硕士学位论文 图4-9加强币弯扭l:况骨架应力图

图4.10加强后弯扭I况左侧嗣赢力图

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剀4.I l 加强厉弯拟I?况也侧用应力幽

扶加强后的弯扭组合工况下各区域应力图中可以看出,应力水平高的区域已 ,j从1架和l底架转移到后悬架附近的侧围骨架上,最大应力为l 32MPa,位于右 驯m盼架后怂架附近。

从车架应力图可以看出,最大应力区域仍然集中在后钢板弹簧6U后吊耳附 j.最大应力值降至866MPa。整体的应力水平约为30—40MPa。

从丘右侧围的成力图可以看出,两侧围上的高应力区都主要集中在后悬架m +h蛾人心力扦|jf每,‘车架底絮上的最大应力,且右侧困的应力水平值略比左侧圈 帆确。fli聒l¨及顶盖上的应力水平则大大低于上述部件的应力水平。

对于浚客车车身骨架材料Q235A钢而言,屈服应力os=235MPa。对车架而 :‘。,其所剧材料为B.6.0/16Mn,其G—l=245.18MPa,弹性极限应力as=343.25MPa, 断裂极限应力6h=50996MPa。由于客车在行驶中总是受到动载荷作用,另外材 利的【‘岂I划索引起应力集中,因此选取安全系数为1.5,则骨架材料Q235A钢 ∞汁川应力i口]二157Mpa,车架材料/3.6.0/16Mn的许用应力[O]=229Mpa。加 强fill弯扭组合工况F为最恶劣工况,车身各部位最大应力为位于左侧车架纵粱后 埔的232MPa.已经超出了车架材料的许用应力值。实际运行中该车在此处出现 J

7/l:臼

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索对整年应力的影响,对比上述材料的许用应力值,可以看}【:其各处应力水平值 均低F许用值。因此加强方案是能够达到。定效果的。同时应当注意的是,车身 骨檠是一整体结构,对问题区域的局部加强不一一定时是最优方法,从整体结构优 化的角度考虑加强方案应是以后工作的着服点。

本章小结

建讧了原型车车身的有限元模型,在弯曲和弯扭组合工况下进行静态计算检 验车身强度。对比计算结果与实际情况,分析车架裂纹及局部开裂的成因,验证 了模型的合理性。在此基础上根据加强方案建立了加强车的有限元模型,进行静 态汁算分析加强车的强度,验证了加强方案的有效性,同时也分析了方案的不足,

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第五章加载方法的改进和在有限元计算中的应用

根据《汽车产品定型可靠性行驶试验规程》规定:样车必须以一定车速、在 各种道路上行驶一定里程,主要是在高速道路、一般道路、弯道上行驶时,在弯 构、扭转、紧急制动和急转弯等四种典型工况下,进行计算分析,最后确定车架 结构强度是否满足要求,以进一步进行优化设计。

上一章已经对客车的弯曲和弯扭工况进行了分析计算,并根据计算结果对车 身进行了结构优化。加载的不够细致,有可能造成有限元计算结果的不正确,因 此,本章提出对加载方法的改进,并对改进后的模型进行计算,将其计算结果与 原结果对照,验证新的加载方法的可行性。

51载荷的处理

5,1.1乘客的模拟

对于车厢内乘客质量的加载,一般的做法是将满载的乘客质量作为均布载荷 施加到车身地板或车架的相应节点上,在第四章中所述计算方法即采用此法。这 种处理方法对于弯曲和弯扭工况下的计算是可行的,然而,在制动和转弯工况中, 瞳j于惯性力的存在会引起乘客质心位置的变化,并且乘客对车内扶手杆会施加不 可忽视的力,传统做法在这两种工况下会造成一定的计算误差。因此本文考虑对 于乘客进行立姿和坐姿的区分,建立计算模型,力求贴近实际情况对其质量给予 加载。

建立乘客计算模型的思路是首先计算出立姿和坐姿乘客的质心位置,然后在 质心处用质量单元模拟乘客的质量,在制动和转弯工况下还要将一定质量施加在 车厢内的扶手杆上。根据中华人民共和国国家标准GBl0000.88《中国成年人人 体尺寸》”“,结合人机工程知识,计算人体各环节质量及其质心相对位置,进而 可确定乘客质量的加载位置。此结果也可作为后人在相关方面研究的参考,应用 领域涵盖安全防护设备(如工业栏杆、民用阳台护栏、安全带等)的设计、形体 假人设计、伤残人假肢的研制、汽车安全保护、检测及飞机紧急弹射救生、人体 动作分析、运动仿真及人机关系等方面。2¨”1。

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~、汁算人体环节质量、质心的数学模型的建立。“

建立数学模型的目的,是利用中国成年人人体尺寸国家标准中的数据,分别 汁算成年人各环节及整体质量和质心的数据,进而统计出成年人人体质心参数。 本文根据国家标准中关于人体环节质量和质心与人体尺寸的回归方程,将相关人 体尺寸转换为其对应的人体环节质量和质心相对位置。

数学模型的回归方程自变量的选择有以下几个原则。“:

1.选择国际通用项目作为自变量以便分析对比,因此身高体重为首选项目:

2.通过逐步回归选择复相关系数最大的几个项目作为自变量:

3,选择中国成年人人体尺寸标准中包含的人体测量项目;

4.选定项目必须是人们熟悉并便于测量的项目。

基本数学模型是:

Y=Bq七B~Xt+BlXl+B3x 3十B~X 4+BsX 5+B6X 6七B1x1

式中日.为系数,查阅GB/T 17245.1998《成年人人体质心》:X.为人体各环节的 尺寸数据,查阅GBl0000,88《中国成年人人体尺寸》,本文选取人体95百分位 数据;结果中的质量(卅)的单位是千克(kg),质心(m.c)的单位是毫米(mm)。 二二、人体环节质量与质心相对位置的计算

潮

上竹

孵背

干

九捷

七硅

最

圈5.1人体环节划分及人体环节分界点图

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将GBl0000_88《中国成年人人体尺寸》中人体95百分位各环节数据和GB/T 17245—1998《成年人人体质心》中回归方程各项系数代入到回归方程中,通过计 算可得到人体环节质量和质心位置,质心位置数据为质心点到人体环节划分的分 界点的距离,分界点如图5-1所示”’。计算结果如表5-1所列:

表5,1人体备环节质量及质心相对位置(由18~60岁成年男子95百分位数据计算得出) 环H 质量(kg) 质心相对位置(mm) 质心测量起占

头颈 6132130.725头顶点

上躯干 12199123.375颈椎点

r躯干 19844185.795胸下点

上臂 2.105169.150桡骨点

前臂 1.101142540桡骨茎突点

手 l 359120.195中指指尖点

人腿 10.597271.355胫骨点

小腿 3.386229.595内踝点

足 2.40838.955足底

整体 728861176.560足底

注:左☆对称部分,如上臂、前臂、手、人腿、小腿、足各部分,其环节分界点的名称相同。 对于立姿和坐姿乘客的质心位置计算,有:

1.由回归方程可直接得出人体标准姿势即直立状态下的质心位置,为从足 底向上1176.56mm处。

2.对于坐姿乘客的质心位置,应根据客车上的乘客座椅的几何参数及乘坐 姿势来确定。乘客座椅以乘坐休息为主,应保持舒适的乘坐姿势,取靠背角为 100。,并保持上躯干和下躯干的轴线重合,座鼙角为5。,则上体与大腿夹角 为95。:小腿向前伸,大腿和小腿之问的角度为85。:坐着的乘客一般将脚平 放在地板上,并取小腿与足的夹角为90。;上臂与躯干平行,前臂水平放于扶 手上,乘客头颈保持直立。”6”。由于人体可视为左右对称,且对称面与座椅对称 面重合,因此三维人体模型可简化为二维人体模板,如图5.2所示,其中各环节 数据取自GB/T15759.1995《人体模板设计和使用要求》。

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X

圈5-2坐姿二维人体模板示意图

如图,以R点(95百分位人体样板确定的H点)为坐标原点建立坐姿人体 坐标系,根据式5-t可确定坐姿人体的质心位胃。

ym,X

以c 2《

‘.二. “叫'2一+9) 巧J’ 乙f 2蕾

式中,m,为表5-1中所列的人体各环节质量,Ⅳ.、Z,分别为各环节质心到R点 的水平和垂直距离。戈。,。、z…分别为坐姿人体质心到R点的水平和垂直距离, 可用作图法或计算法求得坐姿人体的质心位置。

经计算得:X。=-55.45ram,Z。=53.42ram。

由此可见,若汁及座椅重量,则可认为坐姿人体和座椅的质心大致与R点 重合。故在粗略的计算中,不妨以R点作为加载的位置。

:二、乘客有限元计算模型的建立

在确定了人体质心的位置之后,可在车厢内建立乘客的有限元模型。建立乘 客有限元模型进行加载的思路是:根据车厢内乘客地分布情况,在乘客质心处施 加质量单元MASS21模拟乘客,用无质量、不产生扭矩的铰接单元LINK8将质 量单元连接在车架和车身上,模拟乘客在客车行驶中,尤其是制动、转弯过程中

。 力t 弋乍。曩 卞午 :{譬卫

颠簸和榴瓦推挤的状态,“J以减小因施加均靠载描。”,77。,1i起的;I算摸鼻, 刈ji乘客分坐姿年“立姿两种情况考虑。

1.刈j:坐在廖椅上的乘客,在乘客承I座椅这系统的质心处施加质基单几, 实常数的大小为乘客承j庵椅的总质量。矧时,用3根铰接单元将该质美单死连接 到年架纵梁的相应部位上,使乘客能够稳定,另外再心1根铰接单元通过质心处 平行连接到相应的车身侧围部位..1:,模拟座椅连接在侧围上。 ^』㈣1……?

一———●一一●■—一… MASS 1}。蛆SS 2

/斟5—3牮馨桑客有限,L模刑/J、赢吲 幽514立套乘客有限几顿JWHi丽削

图5.3中,MASS为乘客与座椅系统的质心:A、B、C点为3个铰接单几 ‘j车榘的连接点:D点为铰接单元与车身侧围的连接点。

2.对丁:站立的乘客,首先在车身内用粱单元BEAM4建立扶手丰『,扶于打 分为车窗边的扶手杆和带有拉环的立杆两类。扶手杆在建立的过程中傲了‘定的 简化,具体体现在将车身顶盖和侧围的响应节点作为扶手杆和车身骨架的耦合联 接点,以此保证两节点坐标完全相同,消除可能导致的计算结果的误差。站立的 乘客会对扶手杆施加力,尤其是在制动和转弯的过程中,人体受到地面的摩擦力、 质心处的惯性力,并将相当于‘定比例的自身质量分配到扶手孝f上。对人体与地 扳接触点取矩,可得出分配到扶手lct:j:-的质量约为30%的人体体重。因此将站 如唾客的30%质量平均问隔地施加到两类扶手杼上,以模拟乘客施加在扶手轩上 的力。在乘客的质心处旖加大小为70%的乘客质量的质量单元,用3根铰接单元 将该其连接到车架纵粱的相应部位上,另外再使铰接单元平行连接到邻近的站立 的乘客的质心单元上,以模拟乘客在制动、转弯工况卜^互相推挤的状态。

罔5_4中,MASSl、MASS2分别为邻近两乘客的质心,两质心之问用铰接 t穆儿连接:MASSl’、MASS2’分别为质量单元,模拟乘客施加在扶手丰『‘上的力,

_小 ~Ⅲ\11I 。 “ 一 , 、 |, 一 ,

, 幺 ∞ 广八㈠ 擎

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_——————————————————————————————————————————————————————————————————————一

)镕线代表扶手杆:A;、爿:、马、B:、CI、C2分别为连接两个质心的铰接单元 tl 11架的连接点。

512车窗的模拟

!小j:浚客车车窗丌1:3较大,且车窗玻璃和边框的总质量较大.为了更为准确 地模拟j:窗载荷的实际状况及其对车身骨架的影响,本文对于骨架所承受的车窗 t耩弧本着将车窗质量平均分如的原则,用质量单元将车窗质量加载在各窗角点 Ⅻ器边一}r点1.。典型加载模型如图5.5所示:

【划5-5午窗玻璃加载模’¨

㈨1.:两车窗的质量分别为,72l、

I)m捋,:薹:『角点及各边中点处,相当于将车窗重量平均分配在八个点上,限 处{7一质髓rp,酗戋荷艾常数:;m。,;%;

!)列r两相邻车窗的公共边上的角点和中点处,如图5-5中K、M、E点. 。敦处僻受十H邻两块玻璃的重量.因此其质量单元载荷实常数:;(m.+m。); 3)时j‘4二窗或车门质量并非平均分成八处加载的情况,同样按照质量对称 均扎的原则,选择车窗或车门上两边对称节点处加载质量单元。

经改进后,浚客车车身有限元模型所含单元类型和数量如下:

nI:AMl 882970

S¨FLl,l 8l 33986

I{l:AM4464

MASS21226

I iNK83l 3

5.2工况的选择与计算

城市客车在运营中频繁处于制动与转弯工况当中,相对于弯曲和弯扭组合工 况而占,制动和转弯工况对于客车同样是十分危险的情形。因此,在计算弯曲和 弯扭组合工况的同时,对客车紧急制动和急转弯工况进行详细的分析计算。 5.21弯曲工况计算

弯曲工况的约束条件与第四章中的相同,计算结果如下:

图5-6弯曲T:况车架应力图

图5.7弯曲工况骨架应力图

从弯曲工况的车身应力图可以看出,无论是原型车模型还是加强后的模型, 车架上的应力水平都不高,最大应力都为50MPa左右。值得注意的是,在本小 节的计算中,车身顶盖上的应力水平比原型车高出不少,这是由于在车内建立了 扶手车T的模型,扶手孝T上有一部分乘客施加的质量载荷,并且扶手杆与顶盖耦合 连接,使整个顶盖的应力水平增大。

522弯扭工况计算

弯扭工况的约束条件与第四章中的相同,计算结果如下:

图5-8弯扭工况车架厦力图

图5-9弯=f}i

I况骨架廊力图

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图5.10弯扭I.况左侧周应力图

例5-11弯押上况右侧围应力图

与第四章中4.3节加强后模型的弯扭工况计算结果相比较,可以看出,车架 上的最大应力及其位置相同,应力分布情况也相同,均为前后悬架附近车架纵梁 处应力较大:左右侧围上的应力分布情况及最大应力的大小及位置也基本一致。

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这证明了对于乘客和车窗等的模拟和加载的方法是可行的,上述加载均没有采用 传统的均布载荷加载的方法,但得到了与之相同的结果。

523加强前、加强后强度计算结果与新方法计算结果的比较

第四章中是对原型车和加强车进行弯曲工况和弯扭工况下的强度计算,本章 已经用新方法对加强车在弯曲和弯扭工况进行了重新计算。这里比较三种计算在 车身和车架上的结果,一方面用以验证加强方案的有效性,另一方面用以证明新 的计算方法的可行性。

车身骨架上应力值高的部位一般为车窗、车门立柱与侧围腰梁的交汇处,车 架底架上应力值高的部位通常为车架纵梁与横梁的连接处。在这些部位当中选取 些点,对其在不同方案和计算方法中得到的应力值进行比较分析。鉴于有限元 计算的结果与实际情况是一致的,因此以下比较认为是合理的。

1.选取车架上的点比较对弯曲工况的计算结果,如下表所列。

表5-2弯曲IT况下不同计算方法的结果在车架上的比较

序号 坐标 加强前应力(MPa) 加强后应力(MPa) 新方法计算结果(MPa) l (?0.99478,0.34,0) 1671208513.45

(一O,688,0.34431,0) 2524.226.7

3(O.94491,0.41815,O) 8.3358.075.44 4(2775,0.413,0) 27.820.251875 5(40276,045191,0) 33324.226.7 6(5.6505,0425,0128) 30.5524.22】.4

7(6445,一0.43,-0.378) 22.224229.35 8(7.79,0.45936,?0.055) 27.828.521.4

分析加强前后所选节点上的应力值,加强方案对车架上的应力水平降低的幅 度不大,这是因为原车架在弯曲工况下的应力值本身并不大。加强后模型的计算 结果与采用新方法的计算结果是基本一致的,由于二者所用的车架模型是相同 的,因此可验证新方法是可行的。

2.选取车架上的点比较对弯扭工况的计算结果,如下表所列。

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表5.3弯拍『:况F不同计算方法的结果在车架上的比较

序号 坐标 加强前应力(MPa) 加强后应力(MPa) 新方法计算结果(MPa) 】 (-099478,034,O) 25816.617.9

2(一0688,0.34431,0) 25.816.622.35

3(O 94491,041815,0) 38719.413.43

4(2,775,0413,0) 51.6386358

5(4.0276,0.45191,O) 77.448.2447

6(5.6505,0.425,0.128) 25.829.O 26.8

7f6445.-0.43,-0.378) 51.6】9,4】7.9

8(779,0.45936,-0.055) 77429.O 268

从弯曲工况的比较可以看出,后两类计算得到的应力值比加强前的应力值明 显降低,证明加强方案很好地降低了车架上的应力水平;同时,新方法计算得到 的应力值比加强后得到的应力值近似并且略低,证明新方法是可行的。

3.选取侧围上的点比较对弯曲工况的计算结果,如下表所列。

表5-4弯曲:[.况F不同计算方法的结果在侧同上的比较

序丐 坐标 加强前应力(MPa) 加强后廊力(MPa) 新方法计算结果(MPa) 1(7135,1,075,?0.0827) 12.518,8854

2(674,0I 9542,0.203) 12528.2171 3(597.12,0.145) 2l 518.825,6 4(5.3523,039,-0I 15) 29.514.112.82 5(4.7,I.2,0.8) 21.518.8171 6(4.055,1.0745,0) 46.537.634,2 7(278,1.0583,O) 29528.229,9

8(?0.97,1.0175,O) 3828.229.9

加强方案降低了原型车侧围上的一些点的应力值,由于原型车在弯曲工况下 侧酮E的应力值本身并不高,因J-tL;gn强方案在此工况下的作用并不大。相应的, 本章的新方法所得到的结果和加强方案近似。

4.选取侧围上的点比较对弯扭工况的计算结果,如下表所列。

3(5.97,l 2,0.145) 27.727.127.6

}4【53523,039,?0115) 33.1294345 ;5(4.7,1.2,08) 53.458.851.4

『6(4055,l,0745,O) 53.466.1568.9

【278,10583,o) 53458.8552

8(-o 97,1.0175,0) 73.473.5827

加强方案并没有能够明显地降低弯扭工况下侧围上的应力水平,并且在不少 节点上应力值明显增大,可见加强方案改善了车架的应力状况的同时,使高应力 区域向车身侧围骨架上转移,使之应力水平升高。新方法得到的应力值与加强后 计算得到的应力值基本在同一水平,这是由于两者采用的车身结构相同的原因, 而仅仅由于加载方法的不同是不可能改善应力状况的。

52.4紧急制动工况计算

5.2.4.1制动工况下各轴栽荷分配

山于在制动过程中有轴荷转移,所以简单的在各个轮上施加约束来模拟是不 够精确的,必须先对制动中的各个车轮上的地面支承力和制动力进行计算。 本文是把制动工况作为加载的条件来考虑,前后轴同时抱死可获得最大的制 动力,这作为一种最严重的情况是可以假设的。车辆在干燥沥青、混凝土路面上 的峰值附着系数约为O.8,当全部车轮同时抱死时,汽车的减速率达到最大值 0.8譬,各车轴上载荷也达到最大值。因此即选取客车最大制动减速度为0.89, 可检验车身结构强度在此制动极限工况下是否满足要求。制动工况下车身受力分 析如图5.12所示:/￡ \蛙叠 {Fzl L Fz2

36

兰茎查堂翌主堂堡垒圣

一 。

图中参数如F:

删——车厢满载时的黄载质量;

d——制动减速度;

C,,t:——前、后轴受到的地面支反力:

,。,C。——前、后轴受到的地面制动力;

Ⅳ。——车厢质心离地高度;

￡——轴距:

厶——车厢质心到前轴水平距离a

不考虑车辆行驶时空气阻力及车轮与路面之间的滚动阻力、旋转质量、减速 时产生的惯性力偶矩,并且近似认为左、右车轮制动器制动力相同,可根据受力 图建立平衡方程:

一I+巳2=m口 (5-2) Cl+c2=mg (5-3) mgLl=mall。+C2￡ (5—4) 在汽车理论中,汽车制动时全部车轮同时抱死,对汽车制动效能的发挥、制 动时汽车的稳定性和转向能力均有利。在附着系数为庐的路面上,各车轮同时抱 死的条件是:

(1)各轴制动力只。只。:之和等于各轴附着力蜒.,姬:之和:

(2)各轴制动器制动力分别等于各自的附着力。则:

,j。.+f。:=妒(f。+Fu!) (5—5) 厶.=妲. (5—6) 凡2=妃:(5?7) 联立方程(5.2)、(5—3)、(5.4)、(5.5)、(5—6)、(5—7)得到各轴载荷:易I=mg一(mgL,一mgH。)/上 (5-8) 易,=●蝉.一mgH。)/￡(5-9) ‘。.=≯bg—bg￡.一mgH。)/￡J (5—10) R:=妒(聊“,一mgH。)/L (5—11) 37

江苏大学硕士学位论文

5.2.4.2约束处理

为了使模型完全约束而又不过约束,在已求出各轮受到的地面支反力和地面 制动力的基础上,用施加地面支反力和制动力来代替一部分位移约束。具体处理 如下:左前轮施加地面制动力和支反力;右前轮施加地面制动力、支反力和平移 自由度L『”;左后轮施加平移自由度u,、(,,;右后轮施加地面制动力和支反力。 5.2.4.3制动工况计算结果分析

幽5-13制动I况车架廊力图

图5-14制动』:况顶兼应力图

江苏大学硕士学位论文 目5-15制动1况左侧嗣赢力幽

图5.16制动工况右侧围应力图

江苏大学硕士学位论文

图5-17制动工况前围应力图

图5-18制动工况后围厦力图

从计算结果可以看出,制动工况比弯扭工况的应力状况要好。车架上的最大 应力为62.8MPa,位于车架右纵梁中部开乘客门的位置,前后悬架处车架上应力 弓弯曲和弯扭工况的计算结果一致,均较大;左侧围最大应力为65.8MPa,右侧 围最大应力为67.6MPa,二者都位于后悬架附近。前围上应力状况良好,最大应 力约18MPa,而后围的下部中间出现约65MPa的最大应力,其位置与弯扭工况 F后围最大应力位罨相同,但计算值偏大,是由于车架后端安装有发动机总成,

江苏大学硕士学位论文

在制动工况下该部位质量较大造成惯性力较大,导致后围相应部位应力较大。 5.2.5急转弯工况计算

客车在转弯时,不仅受到前几种工况中的垂直载荷作用,还要受到横向惯性 力的作用,这会对车身骨架和底架产生较大的弯矩,在急速转弯时影响更大,因 此必须分析急转弯工况。取右转弯离心加速度为O.4耳。

s.2.5.1急转弯工况的轴荷分析

1.车身悬挂质量离心力向前、后车桥的分配

图5一19卞身愚挂质餐离心力向前、Ifi彳桥上分配示意图

图中参数如下:

4,丑点——前、后桥侧倾中心;

a、b——前、后桥侧倾中心与簧载质量中心投影距离;

0点——车身悬挂质量中心投影点;

只、.——车身悬挂质量离心力:

f。C。——车身悬挂质量离心力分配到前、后桥侧倾中心上的离心力。 经受力分析可得如下方程:

F。=F、n+F、v2

I.5-12’ F¨Ⅱ=f。2b (5-13) 车身悬挂质量离心力为:

F,=Ⅲ。日。 (5-14) 式中:埘——悬挂质量;

日——车身质心处的侧向加速度。

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1

厂_萋‘z h萎 }

Hp2

一 ; 。. k。 割5-20I衙侨母商载荷分配示意剀 剀5-2l 厉桥乖直载荷分配示意幽 图。}4参数如F:

口..口、~…曲、后桥轮距:

,。.,。一一dn、后桥匕非悬挂质量的离一山力:

,,i..,,j.16“、后桥上等效悬挂质量的离心力:

,,。.,,。~前、后桥上非悬挂质量中心的离地高度:

足。.足、-一前、后桥的悬架线刚度;

,,,.,,、 ii、后桥上悬挂质量中心的离地高度;

7。f.■,一 i口、后桥上恢复力矩;

、,一,.^,’。一一左右车轮支反力的变化量,扛1,2分别表示iU、后桥。 经受力分析可得如下方程:

A,‘-占.=F.1,,{+0l+f,fH川 (5-15) ,、,+,/口,=F.11、,,,十瓦!+FJ,!Hm (5-16) 7。f K。I≯,=2Kl≠, (5—17) 气,=天,。,痧=2K二痧, (5-18) ∑凡r。,=KI+K! (5—19) 观 侧觚一=长一,目fj蜊锄矩¨n悬架总的删度∑K决 逆:

2.j!}=L个车轮的受力分析

々w彻w倾后,胁桥载荷分伽模型如图5.22所示。

江苏大学硕士学位论文

√,,

幽5.22转弯状况下前桥垂直载荷重新分配时的简化模型

对于前桥有:厶疋Ll×B.=瓦,I+矗l×h。+最Ⅲ×r,且峨Rl=一A疋LI 对于后桥有:峨￡2×B:=瓦,2+‘2xh2+巧M×,,且△吒R 2=一△吃2根据以上的分析,可以得到车辆在转向时作用在前后轴左、右车轮上的垂直 反力,是静止状态下的垂直反力与由侧倾引起的垂直反力变动量之和,这个变动 量在外侧车轮是增加垂直反力的,在内侧车轮是减少垂直反力的。

S.2.5.2约束处理

转弯工况的约束处理类似于制动工况,施加转弯加速度O.49。

5.2.5.3转弯工况计算结果分析

图5.23转弯工况车架应力图

江苏大学硕士学位论文 剧5—24转弯l况左侧甩南力煳

圈5—25转弯r况右侧嗣奇力围

范文二：客车车身结构有限元分析

客车车身结构有限元分析

车身骨架是一个复杂的结构,用经典力学方法极难求解。利用有限元法建立客 车车身有限元模型,可以较为精确的计算出客车车身骨架在不同载荷状态下的受力 分布。作为设计客车车身的依据。

建立车身骨架的有限元模型时,既要如实的反映客车车身实际结构的主要力学 特性,又要尽量采用较少的单元和简单的单元形态,以求得到满足工程要求的计算 精度前提下,尽量缩小解题规模。有限元计算结果的可信度高低也是直接受分析模 型、载荷处理、约束条件等模型参数与实际过程结构力学特性符合程度的影响。 在客车车身有限元分析建模时,用壳实体单元建立车身骨架有限元模型,可能 较梁单元建模有较高的精度,但建模及计算的工作量大大增加,而用梁单元建立的 车骨架有限元模型,具有简单、计算量小且精度基本满足要求的优点。但是,用梁 单元对于复杂的部位以及对于危险部位的表现力度不足,不能较准确地捕捉到危险 的部位,也不太容易为设计师提供较好的细部设计改进依据,在改进后的分析时又 要重新建模分析,其中重复工作太多。依据这样的实际情况,在客车车身结构的整 体分析阶段, 使用梁单元建立有限元分析的力学模型 ; 在针对感兴趣的部位利用由梁 到壳 /体的子模型法精细分析, 然后针对分析的结果提出改进的意见, 利用结构重分 析方法对改进的车身结构进行重分析。可保证细部分析精度,又能方便地、简单地 计算出局部改进后的车身的受力分布。

建立车身骨架整体分析的有限元模型时,采取工程上常用的简化处理措施 : 1) 略去蒙皮和某些非承载构件,比如面板、窗玻璃、前后保险杠、脚踏板的支 架等的承载作用 ;

2) 将车身中的各种微曲梁直化处理, 对侧围和顶盖中一些曲率较小的构件近视 地看作由直梁单元分段组成 ;

3) 合并相靠很近的节点,比如水箱支撑与横梁 :

4) 对于间叠交的两根焊接梁, 若其中心线之间的距离较大, 合成等效梁将引起 较大的误差,则可以直接使用双梁单元 ;

5) 对于同向驳接对焊梁段, 因其焊接处强度近似于材料内部强度, 故可将其视 为一个等效梁来简化,

6) 取约束、载荷作用点处为梁单元节点。模型载荷、约束模拟真实的精确程度 对整体结构的位移、力影响很大。因而载荷的类型、作用点、大小、约束类型 、作 用点等效尽量逼近实际情况。

计算工况

在对客车车身有限元分析过程中, 主要考虑的工况有:匀速工况、 扭转工况和制动 工况三种。

1) 匀速工况

在匀速工况下,主要考虑客车在匀速行驶时,车身受到垂直载荷作用相对于车身在 静力作用下的弯曲状态,此时车速高,受冲击影响大。处理载荷时把满载负荷均布 于车厢地板上,再等效到相应的节点上。

2) 扭转工况

对于大客 车在满载下有两种极限情况 :左扭和右扭。到一个前轮遇障抬高 (或下陷 ) , 使另一轮处于完全卸载悬空 (或完全承载 ) 时,前轴受到最大扭矩作用。模拟实际应 用中车身遭受最剧烈的扭转工况,这种工况一般在汽车以低速通过崎岖不平路面时 发生的。

3) 制动工况

由于 制 动 时客车的前、 后轴荷发生急剧变化, 由于制动减速度的存在, 使客车的 前轴载荷增加较大,应对制动工况下的客车车身受力进行分析,制动工况下一般取 制动附着系数 ,p=0.70

边界条件

客车钢板弹簧处的结构如图 2-4所示,钢板弹簧处的力学特性,用两个线弹簧 单元和两个梁单元进行模拟,根据行使工况进行合理约束。车身结构主要外力是惯 性力、重力和悬架机构传递的纵向 (制动 ) 和垂向力。在不同的工况下,设定两个梁 单元相连的节点 3(模拟轮心 ) 处的约束, 不同的约束反映不同的行驶工况, 下面对于 几种工况及各种工况下的约束情况进行了分析。

分析客车车身受力时, 对整体坐标系作如下的规定 :过纵向析架中心沿杆中心的 水平面为 OXY 平面,过车身纵向对称面为 OXZ 面,过前轴中心的侧垂面为

OYZ 面。 OX 向后为正, OY 向右为正,按右手定则确定 OZ 方向。

1) 匀速工况

在匀速工况下,分别约束每个车轮轮心的 X,Y 和 Z 轴的移动 (等效于轮心距地坐标 不变 ) ,以及绕 X 和 Z 轴的转动,对绕 Y 轴的转动不约束。此时等效车身只受垂向 作用力。

2) 扭转工况

扭转工况时模拟客车缓慢通过崎岖不平路面的情况,三轮越障,一轮悬空的情况, 此时约束条件为升高车轮或下陷车轮,轮心在垂向 (Z向 ) 设定初始位移值,产生约 束,其它的三个轮的约束同匀速工况。左扭工况时在左前轮或右后轮着地点 Z 轴正 向加以相应的位移 ; 右扭工况同左扭工况。

3) 制动工况

制动工况时各车轮轮心的位移约束同匀速工况。约束各轮轮心沿 X,Y 和 Z 轴 方向的移动,以及绕 X 和 Z 轴的转动,释放绕 Y 轴的转动自由度。

在对客车车身结构分析中, 使用刚性梁和线性弹簧单元来模拟钢板弹簧的作用, 而制动时线弹簧单元不能模拟地面制动力对车身的影响,要通过等效计算,用等效 载荷的形式把相应的地面制动力作用在车身上,在制动过程中地面制动力对车身作

用力矩 M 和前后吊耳销作用力的等效,按文献 [22]中对制动时力边界条件的计算公 式进行了详细的介绍的方法。

紧急制动时车轮最大制动力为该车轮的附着力 F ,前后车轴车轮的附着质量可 根据簧载质量、非簧载质量在制动时质量转移系数求出。车轮附着质量 m ,其中簧 载附着质量 m ,非簧载附着质量 mu ,对应惯性力为 Fs 和 Fu 。

图 2- 4 地面制动力对车身作用力矩 M 由前后吊耳销作用力的附加垂向力 OF 构成的力偶矩平衡。

式中,

地面制动力经铰接的吊耳销传到车身上,其值为地面制动力凡与相应非簧载质量惯 性力 Fb-Fu) 在车架前吊耳销处加垂直向载荷△ F ,在后吊耳销处加向上力△ F ,在铰 接吊耳销处加纵向向后作用力 (Fr,一 F.) , 这样就将地面制动力对车身的影响用附加 载荷的方法等效了。

单元等效节点载荷

有限元法把结构离散成许多单元的集合,作用在结构上的载荷也被分成作用 在不同的单元上。作用在每个单元非节点上载荷必须向节点移置,形成等效节点 载荷。移置的方法按照虚功原理使载荷对单元的虚功与等效节点载荷在节点上所 作的虚功相等。由此可以推导出作用在单元内的集中载荷、体积分布力和面分布 力的等效载荷计算公式。

对于作用在单元上的集中载荷,则

对于作用在单元上的体积分布力,则

对于作用在单元边界上的分布面力,则

客车车身结构有限元分析 ----汽车车身结构与设计论文

姓名:刘金波

学号:0402020111

范文三：大型客车车身结构正面碰撞有限元分析

分娄号U27;U46

壤步太淳 硕士学位论文 大型客车车身结构正面碰撞有限元分析

导师姓名职称 申请学位级别 论文提交日期 学位授予单位

邓景涛

中福林 教授

答辩委员会主席

学位论文评阅人

余强 教授

袁月会 高级工程师 刘晶郁 教授

摘要

在当今汽车技术发展的三大主题中安全位居首位。随着生活水平的提高,人们对乘 坐客车出行的安全性要求也越来越高,因此客车车身结构强度及碰撞安全性越来越受到 人们的关注。为保证乘车安全,特别是减少发生碰撞和翻车事故后的乘员伤亡,国际上 先后颁布了多项有关客车结构安全性的法规,我国也参照ECE R52、ECE R66、ECE R107和2001/85/EC指令等制定了与国际接轨的客车车身结构强度标准。但值得注意的是, 目前国内外关于客车安全性的法规仅限于对车身结构的一般性要求、客车车载装置和附 件的安全性要求,以及在碰撞安全性方面对侧翻碰撞的要求,而对客车正面碰撞的安全 性,则至今尚未制定相关法规等规范性标准,缺乏客车正面碰撞安全性的评价指标。为 全面了解大客车车身结构强度和碰撞安全性,开展对大型客车正面碰撞的模拟分析,探 讨提高客车正面碰撞安全性的措施和途径,已成为车身结构安全性研究的方向之一,具 有重要的实际意义和前瞻性。

本文采用显式有限元分析程序ANSYS/LS.DYNA,参照国内外有关标准(如计算参 数设置参考了CMVDR 294《关于正面碰撞乘员保护的设计规则》和GBll551.2003《乘 用车正面碰撞的成员保护》的要求等),对某6120型客车的车身结构进行了正面碰撞的 有限元模拟仿真分析。主要分析了该型车身结构正面碰撞中的变形特点,初步探讨了客 车在正面碰撞中驾驶员生存空间的变化;针对变形特点,对前部骨架吸能结构进行改进; 通过对比分析两种不同型式吸能结构的缓冲吸能特性,提出了提高客车正面碰撞安全性 的建议。研究结果表明,目前客车正面碰撞的安全性不容乐观,碰撞时车身前部结构变 形较大,驾驶员生存空间较小,对驾驶员的生命安全构成威胁。

本论文的研究,对初步了解客车在正面碰撞中的变形特点进行了有益的探讨,所采 用的计算机碰撞模拟仿真分析方法,为进一步深入研究分析大型客车车身结构强度及碰 撞安全性提供了一定的参考。

关键词:大型客车,车身,结构强度,正面碰撞,生存空间,安全性,有限元

Abstract

Safety occupies the first place in the three major subjects in today’S automobile technological development.Along with Survival standard rising,people are in highly demand the vehicle safety when traveling by bus,therefore the bus body structure strength and the crashworthiness get people’S more and more attention.To protect the passengers’lives. specially reduce death and injuries in collision or side.rolling accident.1aws and regulations for the safety of bus body structure have been promulgated internationally.To catch the steps of intemational,our country has also carried out regulations about the safety of bus body structure referred to ECE R52,ECE R66,ECE R107and 2001/85/EC instruction.However,it iS noteworthy that those laws and regulations domestic and foreign presently are only restricted in the general requirement of body structure.the safety requirement of on.board devices and accessories,as well勰the side?rolling collision crashworthiness.1ack of the requirement and evaluating indicators about bus frontal impact and crashworthiness.For the thorough understanding of

bus body structure strength and the crashworthiness of frontal impact,carry out the large-scale bus frontal impact’S simulation analysis.discuss about the ways to improve bus frontal crashworthiness have become one of the directions of bus body structure safety research,get vital practical significance and foresightedness.

T:IliS article uses explicit FEA procedure ANSYS/LS.DYNA.referred to the domestic and foreign related regulations(some sets of the calculate parameters are according to the request of CMVDR 294and GB 11551-2003).has carried on frontal impact finite element simulation analysis to a 6120coach body structure.Mainly has analyzed in this coach body structure frontal impact deformation characteristics,discussed the change of the driver survival space in frontal impact;In view of the deformation characteristics.make the front skeleton some improvements;Attracts through the contrastive analysis two different structure paUerns’crashworthiness,and proposed suggestions to enhances the coach frontal impact crashworthiness.The research findings indicate that present coach ffontal impact safety iS unoptimistic,the front structure deforms in a big way when collision.the driver survival space is too small,poses the threat to driver’S life safety.

In this research,preliminary carry on the beneficial discussion in bus body structure frontal impact deformation characteristics,the method of collision simulation analysis by computer provides references for further deep research about large-scale bus body structure strength and the crashworthiness.

Keywords:Coach;Body;Structural Strength;Frontal Impact;Survival Space;Safety; Finite Element

1l

论文独创性声明

本人声明:本人所呈交的学位论文是在导师的指导下,独立进行研究工 作所取得的成果。除论文中已经注明引用的内容外,对论文的研究做出重 要贡献的个人和集体,均已在文中以明确方式标明。本论文中不包含任何 未加明确注明的其他个人或集体已经公开发表的成果。

本声明的法律责任由本人承担。

敝储虢磁锄刁年/月乡日

论文知识产权权属声明

本人在导师指导下所完成的论文及相关的职务作品,知识产权归属学 校。学校享有以任何方式发表、复制、公开阅览、借阅以及申请专利等权 利。本人离校后发表或使用学位论文或与该论文直接相关的学术论文或成 果时,署名单位仍然为长安大学。

(保密的论文在解密后应遵守此规定)

论文作者繇彬扮 导师签名:呷涵群/ 吖年;f月多日 印夕年多月岁日

K安人学碰{.学位论文

第一章绪论

1.1课题研究的背景

当lji『.安全、节能和环保已成为汽车行业的三太热点,是各汽车制造企业产品设计 所追求的目标。其中.汽车的安全性与人的生命和财产安全关系最为直接,不仅得到了 有关政府部门的高度重视,而且也是广大群众关注的焦点之一。随着汽车安全技术的不 断发展以及道路交通设施的改善,我国汽车交通事故的数量驶伤亡人数逐年下降,但相 比发达国家仍然很高。据资料统计,2004~2007年我国每年交通事故总数均超过30万 起,因交通事故死亡人数超过8万人,居世界第一Ⅲ。由于公路运输具有快速、方便、 灵活机动、效益高等特点,因此公路客运成为旅客运输的主要形式,其客运量和旅客周 转量占全国总客运量和客运周转量的800,4以上。客车作为公路客运的主要交通工具,载 客量大,若发生交通事故,极易造成群死群伤,带来严重的社会影响。据公安部交通管 理局统计,仅在08年11月份,我国就发生一次死亡10人以上特大道路交通事故2起, 造成29人死亡川。虽然交通事故的发生有多方面原因,但客车产品本身的安全性对发生 事故后乘员的生命安全有着很大影响。

近五年来我国营运车辆事故死亡人数变化趋势如图11所示。

图l 1近五年来我国营运车辆事故死亡人数变化趋势…

第章绪论

1.2汽车安全性

汽车安伞性可分为主动安全性和被动安全性两大类。主动安全性指的是对汽车结构 进行合理设计或安装车载设备,主动防止和避免事故发尘的能力;被动安全性则指汽车 发生意外事故时对乘员进行有效保护的能力。通俗地讲,主动安全性保证汽车行驶时“有 惊无险”;而被动安全性则是使汽车发生事故时做到“车毁人不亡”。由于被动安全性常 与广义的汽车碰撞事故联系在一起,故又称为“汽乍的碰撞安伞性”[21。汽车的被动安 全性与车身结构设计息息相关。为使汽车具有良好的碰撞安全性,对车身结构进行优化, 使其具有良好的刚性和缓冲吸能特性,是汽车车身结构设计的最终日标。

客车属于汽车的一种类型,汽车碰撞安仝性的研究内容及方法同样适用于客车,fH 客车卫有自身的特点。碰撞足交通事故的主要形式之一,发生碰撞时,驾驶员和乘客与 车身结构发生接触,造成一定的人身伤害。客车的碰撞丰要有If-面碰撞、斜侧面碰撞、 ,F侧面碰撞、追尾碰撞及侧翻碰撞等多种形式。有资料介绍,客车的】下面碰撞和侧面碰 撞占客车事故总数的40%~60纠”。所以,研究客车J下面碰撞的结构安全性报有必耍。 由于发生正面碰撞时客车的前部受力变形最大,所以其前部结构的设计尤其重要. 合理的前部结构能使客车具有良好的刚性和缓冲吸能特性.发生正面碰撞时可以把对驾 驶员生命的威胁减少到最低程度。此外,由于客车车身庞大.一般情况下若与小型汽车 发生碰撞,客车毁坏较不严重,这也是造成我们忽视客午碰撞安争性的原因之一。据有 关资料统汁,在我幽高速公路行驶的车辆中,大、巾型客车占11%,卡车占36%,轿车 占53%【4l。山于保有量大,使用牢高,客牟与卡牛或客车与客车之『日J发生正面或追尾碰 撞事故时有发生,而大、中型客车与卡车的体积大小和质量相当,若发生碰掩,后果将 非常严重。由图12?4以看到,如果客车发生正面碰撞,其后果触目惊心、损失惨重。

圈1.2客车正面碰撞交通事故

长安大学硕上学位论文

1.3国内外汽车碰撞仿真研究的发展及现状

1.3.1国外汽车碰撞仿真研究的发展及现状

欧美地区对汽车碰撞安全性的研究开展较早,并已经制定了较完善的汽车碰撞安全 性法规体系,如美国的FMVSS体系和欧洲的ECE体系等。实车碰撞试验是评价汽车碰撞 安全性能最基本和最有效的方法,早在20世纪30年代,通用汽车就开始通过翻车试验和 固定壁碰撞试验研究汽车的被动安全性问题。而到了上世纪50年代中期,各大型汽车企 业则普遍开展了碰撞试验。目前,欧美各国在新车上市前都实施了强制性碰撞试验要求 (如欧洲的NCAP等)。由于实车试验是汽车开发中一种昂贵的“试错

有限元技术与计算机技术的发展息息相关。20世纪60年代,人们开始进行计算机模 拟碰撞技术研究,70年代美国开始使用计算机辅助交通事故分析,而近20年来计算机技 术的飞速发展,以及大量用于碰撞模拟的成熟商业软件的开发和普及应用,如 LS.DYNA3D、PAM.CRASH等,使得汽车碰撞的计算机模拟技术得到迅速发展并趋于 成熟。国外开展的汽车碰撞计算机模拟研究主要包括事故再现、碰撞受害者模拟和汽车 结构抗撞性模拟三个方向f5j。以下仅就汽车结构抗撞性模拟的发展概况作简单介绍。 1985年以前,汽车碰撞模拟的常用方法是多刚体系统动力学和机械振动学方法,但 由于汽车碰撞是一个瞬间的、复杂的非线性动态响应过程,因此这些方法都难以很好地 模拟汽车的碰撞过程。随着计算机技术的发展,1985年以后,基于显式积分的有限元方 法逐渐成熟,标志着汽车碰撞仿真研究新时期的开始,人们可以对大型结构进行动态有 限元分析,尽管仍有计算时间过长等缺点,但显式有限元法仍然被认为是求解汽车碰撞 问题的最有效方法【6】。1998年,福特汽车公司采用计算机模拟的方法,对其生产的某型 轿车建立整车有限元计算模型时,所有主要部件均建立了精确的几何模型,不做任何简 化,如图1.3所示。由于模型中各部件几何参数和物理参数均与真实情况一致,从而保证 了计算结果与试验结果的一致性【71。

3

第一章绪论

婚≯一

瞬lj福特某型轿车的碰撞有限元模型|7J

随着计算机技术和分析软件水平的不断提高,汽车的有限元分析模型也越来越复 杂,为得到更为精确的计算结果。仅对模型作少量简化.就叮以真实地模拟出汽车碰撞 时的变形特点。利用计算机模拟仿真在节约成本、数掘可重复性、模型易于修改和缩短 开发周期等方面的优越性足宴车碰撞试验无法比拟的,通过计算机模拟分析的方法.再 与实车试验十一结合,小断改进以提高汽车结构的安全性。所以,汽牛1;{I撞的有限元分析 已经成为世界上备大汽车公司生产某种车型时必进行的项目,是当今汽车企业与研发机 构水平的重要标志之一。

13.2国内汽车碰撞仿真研究的发展及现状

近年来,随着中国汽车工业的发展和交通安全问题的R益突出,汽车碰撞安全性问 题的研究得到了,-泛重视,我国也加快制定了相芙法规,如CMVDR 294《关rJ下面碰 撞乘员保护的设计规则》和GBll551—2003《乘用车正面碰撞的乘员保护》等,进一步 规范和促进了我国汽车碰撞安全性的研究。

在碰撞试验研究方面,清华大学、天津汽车技术中心和国家汽车质榆中心等国内汽 车试验检测机构进行了大量研究,建立了技术、设各比较先进和先善试椅设施,并于2004年丌展了C—NCAP评价。山于实车碰撞试验的高成本大多数企业难以接受,因此使得碰 撞试验在国产汽车设计中的应用受到了限制,也导致了部分国产汽车结构安全性不足。 而采用计算机仿真试验的方法成本低、周期短.符合I=I前国内汽车制造企业的实际条件。 汽车碰撞计算机仿真研究存国内虽然起步较晚,但已逐步得到了部分汽车制造企 业、高等院校和科研院所的重视,并进行了大量的研究,取得了一定的成果。1994年, 湖南大学的钟志华教授对采用有限元进行汽车碰撞安全性问题分析的具体方法进行了 早期研究.论述了汽车碰撞分析的基本方程、有限元法与有限差分的应用、材料本构关 系及接触问题的处理等181;1998年,吉林工业大学贾宏波、黄金陵、郭孔辉等建立了幽 内第一个用于碰掩分析的箍车车身结构有限元模型【9l:200<)年江苏理工大学汽车学院龚 友、葛如海和刘星荣等采用ansys几s—dyna有限元软件对某微型客车的正面碰捕进="">

鲢业^学确f:学位论文

行了研究,模型单元划分采用前壳后粱的方法.较好地解决了计算精度和计算规模的问 题【lol,如图1.4所示。2005年,清华大学姜志海、范予杰、杜良进、陈宗渝等建立了全 板壳单元的微型客车车身结构有限元模型,利用PAM-CRASH对某款微型客牟带乘员约

束系统的碰撞吸能特性及乘员安全性进行了计算机仿真计算㈣l,如图15所示。 ,7篾固

削1.4甜壳后粱的微埘客午有限兀横型… 图1.5全板壳单元的微型客牟有限元模型¨” 随着国家标准GB/T17578—1998《客车上部结构强度规定》的制定和实施,我国对 大中型客车结构安全性的要求越来越高,客车碰撞安全性的研究才真正开展起来。文献 『121根据ECE R66号法规,以某客车车型为例,采用LS.DYNA对其侧翻安全性和车辆 上部结构强度进行了分析,如图1.6所示;文献[13】采用ANSYSFLS.DYNA,分别对一 辆8m公交车和一辆12m长途客车的整体骨架作了正而碰撞的初步分析,计算结果表明, 政型客车正面碰撞时其车身结构变形严重,但并没有对结构改进后的结果进行对比分 析,以及对驾驶员生存空『自J进行讨论.如图”所示。

图1.6辑牟车身结构的侧翻模拟分析1”I

第一章绪论

图1.7大客车车身结构的正面碰撞模拟分析lIⅢ

2009年5月国内某客车企业依照UN—ECEll29《关丁商用车驾驶室乘员保护批准车 辆的统一规定》的规定,率先对其生产的某型客车进行了驾驶室摆锤撞击计算机模拟和 实车试验.初步研究了在摆锤正面撞击客车前部情况下驾驶员生存空『nJ的人小。该试验 是提高客车正面碰撞安全性的有益探索和前瞻性研究。摆锤正面撞击客车驾驶室计算机 模拟和实车试验如图18所示。

图1.8摆锤正面撞击客乍驾驶室计算机模拟和实17试验

由上述介绍可知,我国关于客车碰撞安全性的研究基本上是微型客车的J下面碰撞安 全性分析,大、中型客车的碰撞安全性局限于侧翻碰撞的研究及个别的正面碰撞研究, 鲜有对大、中型客车正面碰撞安全性问题的全面分析和深入探讨。同时,山于缺乏国家 相关法规的约束,以及实车碰撞试验的成本等问题,至今还没有进行客车正面碰撞的试 验研究。

综上所述,就本课题而言目前存在的问题主要有以F几个方面:

1、汽车lF面碰撞仿真研究主要集中在轿车和微型客车(MI类汽车),对大客车丁F 面碰撞的研究较少。

2、政府部门对客车正面碰撞安全性重视不足,缺乏客车正面碰撞的标准法规依据、 6

长安人学硕上学位论文

评价方法和评价指标,因此限制了客车正面碰撞安全性研究的开展。

3、在如何保证单元规模、计算精度和计算时间有效协调的前提下完成大客车正面 碰撞仿真计算方面,还没有建立起大中型客车正面碰撞仿真分析的一般方法,需要进行 大量的实际探索。

4、如何利用现有M1类汽车正面碰撞安全性的研究成果,评价客车的正面碰撞安 全性问题有待深入研究。

1.4课题主要研究内容

本文综合分析了目前国内外汽车特别是客车碰撞研究的现状和发展概况。资料表 明,汽车碰撞安全性在很大程度上与车身结构的设计有关,具有良好碰撞性能的车身结 构能够起到很好的缓冲吸能和保护车内乘员安全的作用。就客车而言,其车身结构多采 用截面各异的异型钢管焊接而成,其刚度和强度明显大于其它如地板、内饰塑料件以及 内外蒙皮等的刚度和强度。因此,发生正面碰撞时,客车前部骨架结构起主要抵抗变形 和缓冲吸能的作用,同时车身结构作为一个整体,其中部及后部对碰撞能量的吸收和分 散作用也不可忽视,所以应将客车的车身结构作为一个整体来研究。由以上分析可知, 客车前部骨架的碰撞性能好坏直接影响到整体结构的碰撞安全性,因此开展客车车身结 构碰撞性能的研究对车身结构的碰撞安全性设计与改进具有重要的指导意义。本课题的 主要研究内容为:

1、查阅有关汽车碰撞安全法规和汽车正面碰撞有限元分析等方面的研究文献,全 面了解国内外汽车碰撞安全性研究的发展及现状。

2、以某6120型客车为例,根据AutoCAD图纸,采用UG NX5.0建立三维实体模 型,利用显式有限元分析软件ANSYS/LS.DYNA,对其车身结构进行适当简化并建立全 板壳单元的有限元模型。

3、根据建立的车身结构有限元模型,进行与刚性壁正面碰撞的计算机模拟分析。

4、根据仿真结果,分析发生正面碰撞时该型客车前部的变形特征,以及驾驶员生 存空间的变化,并对仿真结果进行评价,在此基础上对前部的主要吸能结构进行改进设 计。

5、对改进后的模型再次进行正面碰撞的仿真模拟,对比分析改进后与改进前的结 果,提出结构改进的合理建议。

第一章绪论

1.5课题研究的目的和意义

1.5.1课题研究的目的

本课题采用有限元分析的方法,研究某6120型客车在正面碰撞时车身的变形特征, 特别是前部驾驶区的变形,分析驾驶员生存空间的变化以及驾驶员处碰撞加速度的大 小,提出相应的改进建议,为该型客车车身结构特别是前部结构的合理设计提供依据。 同时,通过分析寻求大型客车正面碰撞有限元分析的一般方法,为后续客车碰撞的相关 研究工作提供参考。

1.5.2课题研究的意义

1、在国家还没有制定客车正面碰撞的相关法规和不具备实车碰撞试验条件的前提 下,通过利用计算机仿真的方法,检验客车的正面碰撞安全性能,对未来客车产品的研 发具有一定的参考价值。

2、根据分析计算结果,针对车身结构的不足,可以有效地指导车身结构的改进和 优化工作,提高客车车身结构的碰撞安全性。

3、为国家相关标准的制定和后续研究提供参考。

4、本课题的研究成果,对如何减少交通事故中碰撞冲击对客车驾驶员的伤害,以 及其它与安全性相关问题的研究也具有一定的参考价值。

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第二章显式有限元法的理论基础与方法

汽车碰撞是在短时间内承受剧烈碰撞冲击的复杂非线性动态响应过程。在这个过程 中,涉及到多种非线性问题,如大位移、大转动所引起的几何非线性,各种材料大变形 所表现出来的材料非线性以及复杂的碰撞接触非线性等。在处理这类复杂问题时,汽车 碰撞有限元技术体现了两个基本特点:一是采用动态大变形非线性有限元法代替常规的 线性有限元法进行求解:另一个是采用动态显式求解技术。目前,以显式算法为计算核 心的有限元程序是处理非线性问题的最好工具,与隐式求解技术相比,显式求解技术在 处理大变形、复杂接触和强冲击问题时显示出独到的优越性。显式解法不需要进行矩阵 分解或求逆,无须求解联立方程组,也不存在收敛的问题,因而计算速度较快,其稳定 性准则能自动控制计算时间步长的大小,确保计算结果的精度。目前,可以进行汽车碰 撞仿真分析的软件主要有:PAM.CRASH、LS.DYNA3D、ANSYS/LS.DYNA、RADIOSS 和MADYMO等,除了强大的计算功能外,这些软件还包含了丰富的材料库、各种分位 的假人模型以及各类移动壁障等。

本课题选择ANSYS/LS.DYNA作为分析工具,对分析算法的一些基本理论与方法 进行初步学习,有利于总体计算方案的确定、模型建立和计算参数的设置等。 2.1ANSYS/LS.DYNA简介‘15-1s]

2.1.1ANSYS/LS.D1ⅢA的发展历史

LS.DYNA程序最初称为DYNA程序,由J.O.Hallquist博士于1976年在美国 Lawrence Livermore National Laboratory(美国三大国防实验室之一)主持开发完成。20世纪80年代,DYNA软件首先被法国ESI公司商业化,命名为PAM.CRASH。1989年, J.0.Hallquist创立LSTC公司,推出LS.DYNA程序系列。之后,LS.DYNA陆续推出了 930版(1993年)、936版(1994年)、940版(1997年)、950版(1999年)、960版(2001年)和970版(2003年)。之后MSC公司与ANSYS公司先后购买了LS.DYNA软件的 使用权,形成了MSC/DYT凡ⅢH以及ANSYS/LS.DYNA软件。

ANSYS/LS.DYNA大大加强了LS.DYNA的分析能力,用户可以充分利用ANSYS 的前后处理器和统一数据的优点,结合LS.DYNA强大的非线性分析功能,用于求解三 维非弹性结构在高速碰撞、爆炸冲击下的大变形动力响应。软件推出后深受广大用户青 睐,被广泛应用于汽车碰撞分析等领域。‘

第-二章显式有限元法的理论基础与方法

2.1.2ANSYS/LS.DYNA软件的功能

(1)材料模型功能

LS.DYNA程序有140多种金属和非金属材料模型可供选用,如弹性、弹塑性、超 弹性、泡沫、玻璃、地质、混凝土、土壤、复合材料、炸药及引爆燃烧、刚性以及用户 自定义材料等,并可考虑材料失效、损伤、各向异性、蠕变、与温度相关、与应变率相 关等性质。

(2)接触分析功能

LS.DYNA程序的全自动接触分析功能易于使用,功能强大。现有40多种接触类型 可求解以下接触问题:变形体对变形体的接触、变形体对刚体的接触、刚体对刚体的接 触、板壳结构的单面接触(屈曲分析)、与刚性墙接触、表面与表面的固连、节点与表 面的固连、壳边与壳面的固连、流体与固体的界面处理等问题,此外还可用于考虑接触 表面的静动力摩擦(库仑摩擦、粘性摩擦和用户自定义摩擦模型)和固连失效等,是功能 齐全的几何非线性、材料非线性和接触非线性显式有限元分析程序。

(3)强大的分析功能

LS—DYNA以Lagrange算法为主,兼有ALE和Euler算法;以显式求解为主,兼有 隐式求解功能;以结构分析为主,兼有热分析、流固耦合功能;以非线性动力分析为主, 兼有静力分析功能(如动力分析前的预应力和冲压回弹计算),是多领域通用的结构分 析非线性有限元程序。

2.1.3ANSYS/LS.DYNA的应用

目前,ANSYS/LS—DYNA在全球有众多用户,遍布各国的科研机构、大学和工业部 门,在航天航空、汽车、国防、石油、核工业、电子、船舶、建筑、体育器材等行业领 域获得了广泛的应用。

以汽车工业领域为例,其应用主要有:

(1)碰撞分析;

(2)气囊设计;

(3)乘员被动安全性分析;

(4)零、部件加工等。

长安大学硕士学位论文

2.2显式有限元算法及理论基础陋18】

2.2.1物质描述与运动方程

图2.1所示为物体的空间运动。取物体初始时刻t=O时的空间坐标为X,(扛1,2,3), 任意‰时刻物体的空间坐标为x∥=1,2,3)。则物体中的质点矢量路径在初始构形中可 以表示为:

X=X,eI,i=1,2,3

式中:岛一直角坐标系的基本矢量。

Ⅺ∞)

(2.1)

ⅪQCl)

图2.1物质的空间运动

取物质坐标置和时间t作为独立的坐标,借助于运动的质点来考察物体的运动和变 形,即为物质描述或Lagrange描述,得运动方程为:

2.2.2守衡方程

x,=t(一,f),j,,=1,2,3

(1)质量守衡方程

Lagrange描述下的单位体积质量守衡方程为:

p(X,t)d(X,f)=Po(X)

(2)动量守衡方程

动量定理表明,物体动量的物质倒数等于作用于系统上的外力之和,即 面D ipv,(蹦)d矿=P矧)dy+弘力姒 (2.2) (2.3) (2.4)

第二章显式有限元法的理论雉础与方法

式中:b。一作用于物体单位质量上的力;

‘一面力。

(3)能量守衡方程

不考虑热交换和热源,系统总能量的变化率等于外力的功率,即

D。。矿i(pwint-I-圭∥,2)d矿2,矽tdy+少^dA c2-5, 式中:Wim一单位质量的内能。

2.2.3非线性有限元的基本控制方程

(1)运动方程

仃口,』+p?,=P?U (2.6) (2)几何方程

毛:要(%/+%』) (2.7) (3)物理方程

仃{,=五占从+2甜s{,

(2.8) or胜=(3旯+2u)e船=3尺台披 (2.9) (4)边界条件

Ui(x,,)=Uj(x,f)(x在S。上,,>to) (2.10) P,(x,r)=P,(x,f)(x在S仃上,r>to) (2.11) 这里S。+S仃=S,Ru,(x,f)和P。(x,r)都是预先知道的函数a

2.2.4显式有限元时间积分算法

(1)中心差分法

对于非线性问题,假设弹性系统系数k为位移u的函数。以简单的单自由度线性弹 簧阻尼系统为例,如图2.2所示。

长安大学硕上学位论文

卜u《I)

图2.2简单的单自由度线性弹簧阻尼系统‘171

根据达朗贝尔动力学原理,可得其运动方程:

mu+CU+k(u)u=p(f) (2.12) 上述公式具有普遍意义。对于有限元法而言,上述运动方程的矩阵形式为:

膨U+CU+KU=尸(,) (2.13) 式中:U一节点加速度列阵;

D一节点速度列阵;

U—位移列阵;

P(f)一外力方向列阵;

M一质量矩阵;

C一阻尼矩阵;

K一刚度矩阵。

LS-DYNA采用显式中心差分法来进行时间积分,在已知0,……,tlI时间步解的情 况下,求解t叶l时间步的解,运动方程为:

MU(t.)=P(t。)一F谢O。)+H(t。)一CU(乙) (2.14) 式中:P(t。)一外力向量列阵;

F缸(乙)一内力矢量,即单元内力和接触力之和;

日(乙)一沙漏阻力。

显式中心差分法是有条件稳定的,可以通过一个简单的线性自由弹簧系统进行说 明,此时运动方程为:

第一二章显式有限元法的理论皋础与方法

设≯为特征向量矩阵,则:

M U+KU=0(2.15)

矽7’MCU+≯rKeY=0(2.16) 由于矽7’Me=,,≯7’re=国2,缈为圆频率,于是tn时刻运动方程为:

U(t。)+彩2u(t。)=0(2.17) 如果时间积分采用中心差分法,那么:

㈨=盥等型 (2.18) ㈨=盟拦掣 (2.19) 其中,At为时间步长。把U(乙)代入运动方程,可得:

u(t州)-(2--C02At2)U(,。)+U(,川)=0(2.20) 设U(t。)=∥,代入方程就可以把差分方程变为多项式方程:

名一(2一国2At2)允+1=0(2.21) 当挖_oo时,若u(乙)是有界的,则该方程可以得到稳定解,这要求H≤1,亦即满 足稳定条件的临界时间步长址值为:

At≤At。rff=二二 (2.22) cc,m“

(2)时间步长控制

时间步长出的选择涉及两个方面的约束:

①址取值不能过大。在直接积分法中,实质是用差分代替微分,而且对位移和加速 度的变化采用引申的线性关系,这就限制了At的取值不能过大,否则结果可能失真过大, 不能正确表现冲击震动的真实响应以及数值稳定性问题。在每一步数值计算中,不可避 免地存在舍入误差,这些误差又不可避免代入下一个时间步算式中,如果算法不具备数 值稳定性,则可能导致结果发散,不能正确表现真实响应,甚至无法求解。计算误差控 制要求址的取值不能过大,这取决于算法本身构造对误差的容限。

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②At必须小于某临界值。显式差分算法是有条件稳定的,即时I司步长必须小于由该 问题求解方程性质所决定的一个时步临界值:

At。=瓦/万 (2.23) 其中,瓦是有限元系统的最小固有振动周期,一般只需要求解系统中最小尺寸单元的最 小固有振动周期min(T.)即可。

在ANSYS/LS.DYNA中,考虑上面时间步长的两种约束及中心差分法的稳定条件, 采用“变时间步长法”,即每一时刻的时步At由当前结构的稳定性条件控制。具体算法 为:计算每一单元的极限时步长址们i=1,2,..…, 取At=min(At引)为下一步时刻的时间 步长。其中,壳和体单元的At。的计算方法如下。

a)壳元

At。=￡z(Lm/c) (2.24) 式中:三岫一壳元最小单元边长长度;

c一材料声速,c=√石二每丽。

b)三维体元 出。=万赫 Q25, 式中:C。,C。一体积粘性系数,是无量纲常数,默认值为1.5和0.06;

Q一体积粘性系数G,c。的函数,Q:』,ctc+c。tI;船l,c耋胜<。, 【0,=""><>

t一单元特征饿厶={叫乞噶善震;

c一材料声速,c=、/百‰;

口一时步因子,由用户自行设置。

由公式(2.24)和公式(2.25)可知,显式时间积分的最小时间步长是由最小单元

第一二章显式自.限冗法的理论基础与方法

长度￡曲和材料的声速c所决定的。对于整个有限元模型来说,当模型的网络质量不是 很好时,如果存在很多的小单元,就会导致计算时间成倍增加,为减小计算量,需要人 为地控制计算时间步长,称之为质量缩放。

质量缩放技术是指在不改变有限元模型的Ij{『提下,加大实际计算时间步长,人为地 控制计算的最小时间步长。以壳单元为例,壳单元的质量缩放示意图如图2.3所示。

单元l 23

,I ,2如

—一 一 一 一

图2,3壳单元质量缩放示意图0171

采用质量缩放后,壳单元的最小时间步长可按式(2.26)确定:

出曲:鳖:生 (2.26) 式中:乙广最小壳单元的最小边长;

卜采用质量所放后壳单元的边长;

r—声音在所用材料的传播速度,州s。c=I E丽

采用质量缩放时,可以指定一个时步数值出渺删,通过调整址<>

实现最小计算步长的调整。

(竿)2-半j力=裔 泣27,

在LS.DYNA中,有两种质量缩放方案:

*DT2TMS为正时间步,通过调整单元密度,使得所有单元具有相同的时间步长; 宰DT2TMS为负时间步,质量缩放只用于小于指定时间步长出删的单元。

使用质量缩放可以显著地降低求解时间,但是某些单元密度的增大会导致模型总质 量增加。因此应根据实际情况,对增加的质量占总质量的比例进行控制,一般认为将质 量增加百分比控制在5%之内是合理的。

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(3)沙漏控制

使用单点高斯积分单元进行大变形非线性动力分析可以极大地节省计算时间,但采 用单点积分容易带来沙漏模态或称为零能模态。沙漏能在数学上存在而在物理上是不存 在的,它的典型特征是没有硬度和产生锯齿状的网格,如图2.4所示。

。IE

体单元

图2.4壳单元和体单元的沙漏模态I”】

在汽车碰撞仿真分析中,如果沙漏模态在单元网格中不受任何控制的话,沙漏模态 将会使得结构的整体刚度变小,严重破坏仿真结果,所以必须对沙漏模态进行有效地控 制。目前常用的沙漏控制算法分为两类,即粘性阻尼控制和弹性刚度控制,这两种方法 分别通过引入沙蒲线性方向上的阻尼约束力和刚度约束力来抑制沙漏变形。粘性阻尼控 制法通常适用高速冲击问题,而刚度控制方法适用于低速碰撞问题。但是无论采取哪种 方法,当沙漏控制系数大于O.15时,都可能导致单元的过度僵硬,使得计算结果发散。 在汽车碰撞分析中,大多采用刚度沙漏控制方法,沙漏控制系数~般取0.05~0.1之间。 沙漏能/内能之比小于10%时,沙漏对计算结果影响不显著,一般可以接受,但通常将沙 漏能/rq能之比控制在5%之内为好。

2.2.5接触界面的处理

(I)接触算法

接触一碰撞问题是最困难的非线性问题之一。在LS-DYNA中有三种不同的算法处 理碰撞、滑动接触界面,即动态约束法(kinematic constraint method)、分布参数法 (distributed imroxneter method)和罚函数法(penUry method)。罚函数法于1981年由 Huag等人提出,1982年8月开始用于DYNA2D中。现在,罚函数法已发展为一种非常 有用的接触界面算法,在数值计算中被广泛应用。

罚函数法的基本原理是:在每一个时间步首先检查各从节点是否穿透主面,如没有 穿透不作任何处理。如果穿透,则在该从节点与被穿透主面刚引入一个较大的界面接触 17

第_二章 显式有限冗法的理论基础与方法

力,其大小与穿透深度、主面的刚度成正比。这在物理上相当于在两者之间放置一法向 弹簧,以限制从节点对主面的穿透,而接触力则称为罚函数值。

对称罚函数法则是同时对每个主节点也作类似的上述处理。对称罚函数法由于具有 对称性、动量守恒准确,不需要碰撞和释放条件,因此很少引起Hourglass效应,噪声 小。

(2)接触搜寻方法

目前,用于接触搜索的算法主要有主从面法、单面算法和级域算法。本次分析中采 用的是单面接触算法。

单面接触用在一个物体表面的自身接触或它与另一物体表面接触的情况。在单面接 触中,程序将自动判定模型中哪处表面发生接触。因此,单面接触的定义是最简单的, 无需定义接触面与目标面,当定义好单面接触时,它允许一个模型的所有外表面都可能 发生接触,这对于预先不知道接触表面的自身接触或大变形问题很有用处。与隐式模型 过多定义接触面将大大增加CPU的计算时间不同,在显式模型中定义单面接触只会较 少地增加CPU时间,故碰撞等结构动力问题都是定义单面接触进行模拟计算的。

2.3本章小结

客车车身结构的碰撞模拟仿真需要功能强大的仿真软件来进行模拟计算分析, ANSYS/LS.DYNA作为大型商用软件,其在非线性分析领域成熟、完善和强大的功能完 全可以胜任为本文的分析工具软件。本章简述了论文中所使用的模拟软件 ANSYS/LS.DYNA的发展及应用状况,对显式有限元算法及其基础理论做了较为详尽的 介绍,并对论文中涉及到ANSYS/LS.DYNA的一些基本概念和基本设置作了初步介绍, 以为后面章节的分析打下基础。

18

长安大学硕十学位论文

第三章客车正面碰撞的研究内容

3.1正面碰撞中乘员损伤机理

研究汽车正面碰撞的安全性,就是为了研究发生碰撞时汽车结构对乘员的伤害特 点,寻找降低乘员伤害的措施和途径。为讨论方便,人们常将汽车的碰撞称为“一次碰 撞”,而将人体与车内部件的碰撞称为“二次碰撞’’。显然“二次碰撞”是由于“一次碰 撞

1、“一次碰撞

2、碰撞过程中乘坐室外刚硬物体(仪表台或转向机构的转向盘等)侵入乘坐室内 部,直接将乘员挤伤。

3、乘员在车内遭受单次或多次“二次碰撞”而受伤。

4、在碰撞过程中,乘坐室变形太大,以致乘员缺乏生存空间而死亡。

根据车辆碰撞过程中乘员的损伤机理,车辆碰撞性能的基本要求及评价指标主要有 以下几个方面【13】:

l、在车辆的碰撞动能转化为结构变形能的过程中,碰撞加速度和碰撞力的总体水 平应限制在一定的范围内。

2、作用于乘员的碰撞力及传递到乘员身上的加速度值应限制在合理的数值内。

3、为乘员提供足够的生存空间。

4、应具备乘员约束系统,避免乘员在碰撞发生时与车内部件发生相对运动。

5、减少乘员受“二次碰撞’’的威胁。

对于车身结构来说,评价和改进其碰撞性能应着重于第l和3点。国内外的有关研 究、试验及模拟结果都表明:碰撞过程中车身合理的压塌顺序是决定车身前部缓冲吸能 能力和控制总体加速度水平的关键,对于保证乘员有足够的生存空间也有一定意义。所 谓合理的压塌顺序,是指车辆在碰撞过程中,保险杠总成应首先产生塑性变形以吸收部 分动能,随着碰撞过程的继续,前纵梁及其总成结构相继屈曲,分散吸收碰撞力和能量, 而车身中后部结构不应产生大的塑性变形。

19

第三章客车正面碰撞的研究内容

3.2乘员伤害评价指标

汽车碰撞后乘员的许多伤害都是由于“一次碰撞”中的碰撞加速度过大和“二次碰 撞

(1)头部性能指标(HPC)

头部重心处的加速度由加速度的三维分量计算得出,加速度采用分量测量时,CFC (测量通道的频率等级)为1000,如果发生头部与车辆部件接触,应根据测得的加速度 按式(3.1)计算,要求HPCSl000。

胱却z一?)[击I:2adt-J @。 式中,O:一t1)是头部接触起点与记录结束两个时刻之间的某一段时间间隔,在该时间 间隔内HPC值应为最大,(f:-t。)<36ms;口为假人头部重心处的合成加速度,单位为g。>

以胸部变形的绝对值作为胸部性能指标,要求111PCS75mm,或者胸部合成加速度 在3ms内不大于60G。

(3)大腿性能指标(FPC)

测量轴向传递至假人每条大腿的压力,以此表示大腿性能指标,单位为kN,要求 FPCSIOkN。

以上是国标GBll551—2003《乘用车正面碰撞的乘员保护》中对前排乘员主要伤害部 位评价指标做出的规定,虽然该标准只限于M1类汽车,但对大型客车正面碰撞的乘员 保护也具有一定的参考价值。

3.3正面碰撞中客车的变形特点

3.3.1客车车身结构的特点

骨架是客车车身结构的主要组成部分,在结构上骨架起主要承载作用,车上的其它 各种部件如发动机、离合器、变速箱以及其它内外饰件等,都是通过螺栓连接、铆接等 方式安装固定在骨架(底架)上。碰撞事故发生时,骨架结构在抵抗碰撞变形和吸收碰 撞能量方面起主要作用,为使客车具有良好的碰撞性能,车身骨架应具有良好的缓冲吸

长安丈学碰i学t正论文

能能力和抗变形能力。

客车车身骨架一般是由薄壁的矩形或方形构件、杆和粱通过焊接、铆接或其它方式 连接而形成的一个整体框架结构,从结构型式上般可分为非承载式、承载式和半承载 式的车身结构。其特点为【M07I:

(1)非承载式结构其车架和车身骨架是完全独立的两部分,客车所有载荷大部分 由车架承载。目前在中、高档大中型客车上这种结构型式已很少采用;

(2)承载式结构取消了车架,整车载荷全部由骨架结构承载。这种结构承力均匀, 整体刚度、强度较好,容易进行结构的优化设计;

(3)半承载式是一种过渡型的结构,车身下部仍保留有承载主要质量的“车架”, 不过它的刚度和强度稍低于非承载式的车架。

从上述三种客车承载结构型式上看,承载式车身由于结构承力均匀,整体抗变形能 力较好,在正面碰撞中的碰撞吸能性应该是较好的;非承载式结构由于车架大梁的刚度 和强度较另两种结构形式柬说偏大.因此在纵向的碰撞压溃变形中,其整体结构显得偏 “硬”,故其缓冲吸能效果较差:半承载式结构的碰撞缓冲性能则屠前两者之间。

典型的客车承载式车身结构如图31所示。

图3.1全承载式客车车身结构

3.32客车前部车厢内布置

在币面碰撞中,碰撞力及碰撞加速度由前保险杠传至后部,因此驾驶员和前排乘员 所处的位置首当其冲,较差的前部缓冲吸能结构会对驾驶员造成严重伤害甚至失去生 命。客车前部车厢内的布置与乘用车的布置有很大区别,现代大、中型客车为了有效利 用车厢内空间和造型美观的需要,其前部都设计成了平头式结构。导致驾驶员离汽车晟

鼹疆

一连钆黯 薹■~酶黜 誊t◇冁 雾菇 俘麴矮

第三章客车J下面碰撞的研究内容

前端的距离很短,且大、中型客车总质量都在10吨以上,若发生正面碰撞,巨大的惯 性将使客车前部产生较大的压缩变形,严重压缩驾驶员的生存空间,同时较大的碰撞加 速度有可能对驾驶员和前排乘客造成伤害。

轿车与大、中型客车前部车厢内的布置对比(俯视)如图3.2所示。

图3.2客车与轿车前部车厢内的布置对比(俯视)

由图3.2中的对比可以看出,大、中型客车驾驶员离汽车最前端的距离比乘用车短 了很多。GB/T13053.2008《客车车内尺寸》规定,客车驾驶员座椅R点至风窗下缘的距 离应≥1000mm,但与乘用车驾驶员至保险杠的距离相比还是相差不少,这意味着若发 生正面碰撞,客车前部没有足够的长度缓冲吸能。为了能在正面碰撞中较好地保护驾驶 员的生命安全,对客车前部结构的设计要求就非常高,以保证在正面碰撞中具有良好的 缓冲吸能效果。

3.3.3正面碰撞中理想的车体结构

理想的客车车身结构必须具有良好的缓冲吸能能力,在通过车身结构变形吸收碰撞 能量,降低汽车碰撞加速度,减少乘员“一次伤害’’的同时,又必须控制乘员区车身结 构的变形,降低乘员的“二次伤害

B区

图3.3客车乘员安全区和缓冲吸能区示意图‘13I

22

长安大学硕十学位论文

显然,从要求碰撞过程中减少乘员被挤压机率的角度出发,A区的变形应越小越好。 另一方面,要使A区变形小就要求B区有较大的刚度,这又与B区应具备良好的缓冲 吸能性能的要求相互矛盾。为解决上述矛盾,车体应该是“外柔内刚

(1)要保证乘员具有足够的生存空间,即乘坐室不应发生过大的碰撞变形(包括 车轮、发动机、转向机构等刚性部件不侵入车室);

(2)除乘坐室以外的车体前部结构则应尽可能多地变形,以合理地吸收撞击能量, 使得作用于乘员身体上的力和加速度值不超过人体的耐受极限。

根据客车前部车厢内的布置以及客车正面碰撞中的前部变形特点,正面碰撞中理想 的客车变形特征应如图3.4和图3.5所示。

图3.4客车正面碰撞理想变形区域(侧视)

图3.5客车正面碰撞理想变形区域(俯视)

23

第四章皋奉均件的吸能特性对比升折

第四章基本构件的吸能特性对比分析

4.1车身结构的基本构件

由客车车身结构的特点及其碰撞变形规律可知,发生诈面碰撞时客车前部是主要的 吸能部位,变形最大。众所周知,轿车车身是由钢板冲压件焊接而成的薄壳结构,而客 车车身骨架则主要是由各种截面的型材(异型钢管等)通过焊接组成的一个整体。考察 客车正面碰撞性能时,其前部结构形式,各种型材的截面形状、材料、壁厚等对整车的 吸能效果有很大影响。由于构件的抗弯折能力和缓冲吸能能力是两个相互矛盾的性能. 下面以两种常用的客车骨架异型钢管构件,采用有限元法分析其正面撞击固定刚性壁时 的碰撞吸能特性,考察构件的截面形状、材料和壁厚三种因素对其抗弯折能力和缓冲吸 能能力的影响。两种基本构件的截面形状如图4l所示。

1四工叼

分,在构件后增加500kg质量块。

构什有限元模型采用壳单元

SHELLl63划分网格,以30km/h

的速度正面撞击剐性壁,计算模

拟撞击30ms时构件的变形情况,

分析内容包括构件的抵抗变形能

力和碰撞加速度的变化。基本构

件撞击刚性壁的有限元模型如图

4.2所示。 圈4.2基本构件撞击刚性壁有限元模型

长业凡学硕±学位论文

4.2碰撞对比分析

4.2.1不同截面形状的对比分析

在材料和壁厚相同的情况下,分析采用不同截面形状的两种基本构件的碰撞吸能特 性。其中,方形构件的截面尺寸为40×40×2mm,矩形构件的截面尺寸为60x40×2mm, 长度均为500mm。

(1)碰撞变形对比分析

构件抵抗变形的能力可以通过构件碰撞后的压溃变形来评价。构件撞击刚性壁的变 形结果如图43和图4.4所示。

图4,3方形构件碰撞变形 图4.4矩形构件碰撞变形

从图4.3和图44中可以看出:

①方形和矩形截面构件中部均出现了较大的弯折,且自F端(靠近刚性墙端)都有压 溃现象;其中方形构件的弯折部位较靠前端,而矩形构件则靠近中部,且方形构件的弯 折程度较矩形构件大;

②方形截面构件碰撞后长度变为474mm,绝对变形量为26mm:而矩形截面构件撞 后长度变为482mm,绝对变形量为18mm。

(2)碰撞加速度对比分析

碰撞加速度也是评价构件吸能特性的指标之一,加速度极值越小,波动持续时间越 长,结构的缓冲吸能能力就越好。由于主要质量集中在后部的质量块,故以质量块的加 速度来考察。构件的碰撞加速度曲线如图4.5和图4.6所示。

第口章幕奉构件的嗷能特件N№n析

圈4.5方形构件碰撞加醒

从图4.5和图4.6中可以看出:=∞

M~i/m 图4.6矩形构件碰撞加速度

①方形和矩形构件的极值碰撞加速度分别为:10474m,f和1078.9m/￥2,相差不大; ②方形构件的加速度波动持续时间大约为gms,碰撞结束后趋于零,而矩形构件碰 撞结束后加速度曲线并没有完全趋于零,还有一段时问的波动,说明矩形截面构件在被 压缩后}}I现回弹现象。

综合以上分析,可以得出:矩形截面构件抗变形能力较方形截面构件好,但与之相 矛盾的是其缓冲吸能特性不如方形截面构件.即矩形截面构件较“硬”。

422不同壁厚的对比分析

在构件截面形状和材料不变的情况下,采用增加构件壁厚的方法,考察构件在不同 壁厚下的抗变形能力和缓冲吸能能力。即将方形和矩形构件的壁厚均由原来的2mm增 加为3mm。

(1)碰撞变形对比分析

两种构件撞击刚性壁的变形结果对比如图4.7~图410所示。 露_一●

\|。!● 一 一 ~,=:=

E!=二!=————————————————————————J 田4.7方形构件碰撞变形(壁厚2mm) 圈4.8方形构件磋撞变形(壁厚3mm) 隰 。 龟 , 盍 ■

长安人学碗{.学位论文

图4.9矩形构件碰撞变形(壁厚2ram) 图4.10矩形构件碰撞变搿(壁厚3ram) 由图4.7~图410中可以看出,壁厚对构件的抗变形能力影响很大,壁厚为2mm时 两种构件均出现了较大的弯折,但壁厚增加到3ram时构件中部则没有出现弯曲变形, 仅在dU端出现薄壁外翻或内翻现象,且方形构件的外翻比矩形构件严重,进一步表明了 矩形截面构件偏“硬”。

(2)碰撞加速度对比分析

两种构件的碰撞加速度对比曲线如图4ll~图414所示。

■ 《 目

::=紫 *mh

图4.11方形构件磋撞加速度(壁厚2ram) 图4.12方形构件碰撞加速度(壁厚3ram) . 目

图4.13矩形构件碰撞加速度(壁厚2ram) 图4.14矩形构件碰撞加速度C壁厚3ram) 从图411~图414中可以看出,方形和矩形构件在壁厚为2mm时的极值碰撞加速

第叫章基奉构件的暧能特性对比分析

度分别为1047.4trds2和1078.9ram:而壁厚增加为3mm后极值加速度增加到2279rids2和1876m/s2。可见不仅构件的极值加速度变化大,壁厚因素对构件的缓冲吸能影响也很 大,而且矩形构件加速度变化量较方形构件的大。

通过分析构件的变形和加速度变化,可I三c初步得出:改变构件的壁厚虽然提高了构 件的抗变形能力,但是碰撞加速度增加太大,构件变“硬”,降低了其缓冲吸能的能力, 即不能单纯地靠增加构件的壁厚来提高其抗变形能力和缓冲吸能特性的结论。

423不同材料的对比分析

客车骨架材料大多为Q235钢和Q345钢,这两种材料的最大区别在于屈服极限不 同,分别为235MPa和345MPa。由于碰撞过程中车身结构的变形是因为碰撞力超过了 材料的屈服极限,所以使构件产生了塑性变形,表现为弯折、压溃等。以下在构件截面 和壁厚(均为2mm)不变的情况下,将材料由原来的Q235钢改为Q345钢,考察构件 使用不同材料时的抗变形能力和缓冲吸能特性。

(1)碰撞变骺对比分析

两种构件撞击刚性壁的变形结果如图4.15~图418所示。

由图415~图4.18中可以看出:

①两种构件的变形部位及变形规律基本不变,前端出现压溃变形,中部及后端部出 现弯折变形,但变形程度有所减小;

②方形截面构件的绝对变形量由原来的26mm减d,N lgmm,矩形截面构件的绝对 变形量由原来的18mm减小为14mm。

图4.15方形构件碰撞变形(Q235钢) 图4.16方形构件碰撞变形(Q345钢)

长安大学顼i学位沦文

囝4,17矩形构件碰撞变形(蚴5翎) 图4.18矩形构件碰撞变形(Q345钢1 (2)碰撞加速度对比分析

两种构件的碰撞加速度对比曲线如图419~图422所示。

图4.19方形构件碰撞加速度(Q235钢) 图4.20方形构件碰撞加速度(0345钢) ,厂■■—_:

。f /,}; 4

士≠jl+j

}卜。!蛀—一,眷。J

4——j=^一1r——{r——{i—j。a

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圈4.21矩形构件碰撞加速度(Q235钢) 圈4.22矩形构件碰撞加速度(Q345钢) 从图419~图422中可以看出,方形和矩形构件在材料为Q235钢时极值碰撞加速 度分别为10474m/s2和10789m/s2;采用Q345钢后极值加速度变为1063m/s2和 10916m/s2,且波动时间变短。可见构件的极限加速度基本没有变化,材料因素对构件 的缓冲吸能性能影响较小。

≯ ■

第四章基本构件的吸能特性对比分析

通过对基本构件在不同截面形状、壁厚和材料情况下进行的冲击碰撞分析表明,壁 厚因素对构件碰撞吸能特性的影响较大,构件的抗弯折性和碰撞加速度存在相互矛盾。 所以,如果只提高构件某一方面的性能,并不能从根本上提高其抗变形能力和缓冲吸能 特性,而是应该综合考虑各方面因素的相互影响,如构件在整车结构中的位置、所起的 承载作用,甚至材料的成本等,都要与实际要求相结合。同时也要求设计人员选择合适 的构件,优化结构设计,尽可能使结构能较好地吸收、分散碰撞能量。

4.3提高构件吸能特性的措施‘2,28】

影响结构吸能特性的因素很多,除了与组成构件本身的材料、壁厚和横截面型式有 关外,还与结构的空间承载型式甚至焊接方式等都有很大关系,这些影响因素已经在乘 用车车身结构的设计中得到了大量的研究。提高构件吸能特性的常用措施有:

(1)结构预变形

分析研究表明,构件在压溃变形中都是褶皱变形,说明构件是通过褶皱变形来吸收 碰撞能量。因此,要想提高薄壁构件的缓冲吸能能力,应使构件在碰撞中自动产生褶皱 变形。经验表明,当构件在某些部位相对其他地方的刚度或强度较弱时,结构就会在较 弱的部位产生褶皱屈曲,从而导致整体发生褶皱变形。根据这一原理,开发出一种称为 “预变形

波纹管构件及其在车架上的应用见图4.23和图4.24。

图4.23波纹管构件示意图。勰I 图4.24波纹管结构在车架中的应用I”I

长安人学硕七学位论文

(2)局部强化或弱化

改变局部结构和对结构局部进行强化或弱化也可以提高缓冲吸能的效果。图4.25中的槽型梁和图4.26中的S形梁,通过对局部结构的强化和弱化,碰撞吸能能力可大 大提高。

彩彩彩

a)原始粱 b)腹板弱化 c)边缘弱化

图4.25槽形梁的弱化021图4.26S形梁02I

需要说明的是,预变形既有可能提高部件的吸能水平,也有可能起到相反的作用。 因此,设计时需要对结构进行认真、细致地观察和分析,任何改进都不能影响构件发挥 正常的作用或功能,在可行的基础上应同时采用其他相应措施。

第五章客车车身结构正面碰撞分析

第五章 客车车身结构正面碰撞分析

5.1汽车碰撞有限元分析流程

汽车碰撞有限元分析是20世纪80年代才逐步发展和完善的先进技术。有限元分析 过程可分为三个阶段,即前处理、计算和后处理。汽车碰撞是一个十分复杂的过程,汽 车正面碰撞的有限元分析方法在乘用车领域已经得到广泛应用,并形成了一般的常用分 析方法:

1、确定研究目的,研究所要分析汽车的特点,包括汽车结构、载荷等特点及其如 何简化。

2、汽车结构较为复杂,直接在有限元软件中建立实体模型难度较大,可利用UG 等三维软件建立实体模型,并对结构进行初步简化,为有限元分析作前期准备。

3、将建立好的三维实体模型导入有限元分析软件,检查模型导入是否完好,进行 必要的修改完善工作。

4、建立有限元计算模型。根据结构特点,确定单元类型、划分网格、选定材料模 型、确定支承及边界条件和约束等。

5、分析计算结果,检验及对计算结果做出评价,必要时对结构做出改进。

汽车碰撞有限元分析的一般流程如图5.1所示。

图5.1汽车碰撞有限元分析的~般流程12l

长安大学硕上学位论文

根据汽车碰撞有限元分析的一般方法,以及乘用车正面碰撞有限元分析的成果与经 验,结合现有资料和个人水平,提出本课题对某6120型客车车身结构进行正面碰撞模 拟分析的具体工作流程如图5.2所示。

1分析该型客车 l

I 车身结构的特点 I

l

臣圃

图5.2某6120型客车正面碰撞有限元分析流程

第五章客车车身结构正面碰掩分析

5.2车身结构三维实体模型的建立

5.2.1整车参数

某6120型客车为一辆总长12m的旅游大客车,其整车结构和材料的主要特点是: (1)全承载式车身结构,三段式车架,前段车架为半大梁式,中段为桁架式,后 段为焊接大梁式;

(2)发动机后置,顶置空调;

(3)车身骨架主要材料为Q235A钢,局部矩形构件材料为Q345钢,底盘材料主 要为B480高强度耐候钢。

整车主要参数如表5.1所示。

表5.1某6120型客车整车主要参数

总长/mm 12000发动机位置 后置

总宽/mm 2550额定乘员数/座 45+l+l

总高/mm 3770整车整备质量/l(g 13400

5.2.2建立三维实体模型

根据现有6120型客车的AutoCAD图纸,利用三维软件UG NX5.0建立整车车身结 构的实体模型(也称为物理模型)。同时,为了方便下一步有限元模型的建立,对实体 模型做了初步简化,简化原则如下【12,131:

(1)忽略所有矩形、方形构件和槽型梁等构件的倒角,截面形状及尺寸均不作简 化,按照实际截面形状建立,不进行壁厚的抽壳处理;

(2)发动机及变速箱简化为一个与实际体积差不多的实体;

(3)忽略悬架结构的影响;

(4)忽略所有蒙皮、内外饰、玻璃、封板及加强板等结构;

(5)一些较短弯曲的结构简化为直梁结构;

(6)忽略所有的工艺孔和安装孔等;

(7)忽略车身上的相关附件。

利用UG NX5.0建立的某6120型客车车身结构三维实体模型如图5.3~图5.6所示。

长尘^学硬i学位沧文

图5.3某6120型客车车身结构兰维宴体模型 图5.4某6120型客车车身结构三维实体模型(前部) 图￡5某6120型客车牟身结构三维实体模型(中部)

第i《客车乍身结构m血碰掩分析

圈5.6某6120型客车车身结构三维实体模型(后部)

5.3车身结构有限元模型的建立

建立有限元模型是一个要求非常细致的一l。作,很小的错误都可能导致模型无法计算 或得出错误的计算结果,其中模型前处理工作量占总工作量的80%以上。前处理的主要 工作内容如图57所示。

图5.7有限元模型前处理工作内容

5.3l有限元模型的简化

有限元方法是近似的数值解法,若完全按照实际结构和尺寸来建立模型从理论上讲 可以得到较为精确的计算结果。但是,根据客车车身结构基本都是由卒问的薄壁梁结构 连接而成,以及客车在碰撞过程中的变形特点,如果在分析时完全如实考虑车身结构, 则在数据准备、前处弼!、模型计算及后处理过程叶1将要耗费更多的精力。因此,需要综 合考虑分析H的、数据完整程度、计算机性能和任务时间等凼索,适当地对车身结构进

妊鸯丈学顾十学位论文

行简化。

将建立好的三维实体模型导入ANSYS/LS-DYNA,由于软件间相互导入模型会产生 一定的误差,加上在建立实体模型时已经对结构进行了部分简化,因此,在此基础上进 行有限元模型的简化就是对导入的三维实体模型进行必要的清理、修改和完善。如面、 体的重新生成,管材接头处面的拆分等,如图58所示。

k L

a)拆分前 b)拆分后

图5.8管材接头处的拆分

532材料模型的选择

结构的塑性变形是汽车碰撞时吸能缓冲的主要形式,因此选择恰当的弹塑性力学材 料模型,使之能较好地反映真实材料的应力应变关系,对保证分析结果的正确性十分重 要。在ANSYS/LS.DYNA的材料模型定义中,一般情况下要求输入真实的应力应变曲 线,或有效的应力应变曲线,所以必须明白这些曲线的基本概念,才能输入正确的材料 参数。

常用金属材料在单向拉伸试验中的应力应变关系如图5.9所示。

图5.9常用金属材料单向拉伸试验的应力应变曲线图

第五章客车车身结构正面碰掩分析

当材料所受应力低于屈服极限盯。时,可以认为材料的变形是弹性的;当材料所受应 力超过屈服极限盯。时,材料将产生塑性永久变形。图5.9的曲线真实反映了金属材料的 非线性特性,但在仿真计算中为了方便计算,通常采用相对简单的数学模型近似描述真 实的应力应变关系。

弹塑性材料的几种常用本构模型(各向同性)如下【17】:

(1)理想弹塑性力学模型

理想弹塑性力学模型是最简单的力学模型,其应力应变关系如图5.10所示。

O

O

图5.10理想弹塑性材料的应力应变曲线图

图5.10中,线段OA表示材料处于弹性阶段,线段AB表示材料处于塑性阶段。在 弹性变形阶段时,其应力与应变关系是线性的,当应力值达到材料的屈服极限后,材料 开始进入塑性变形状态,其应力可由式(5.1)表示。

仃:』Es (s≤占e) (5.?1) 仃=≮ k)., 【Ese=o-e p>6e)

这种力学模型的计算参数只包括材料常数E和屈服极限盯。,故模型参数十分简单。 但这种模型没有考虑材料的强化性质,对材料在塑性阶段的变形描述过于简化,适用于 韧性材料的计算。

(2)线性强化弹塑性力学模型

若要考虑材料的强化性质,则可采用线性强化弹塑性力学模型,又称双线性强化模 型,其应力应变关系如图5.11所示。

长安大学硕士学位论文

图5.11线性强化弹塑性材料的应力应变曲线图

双线性强化模型与理想弹塑性力学模型的不同之处在于,表示塑性变形阶段应力应 变关系的线段AB与应变占轴存在一定夹角,可近似地表示塑性阶段应力随应变的变化, 因此较理想弹塑性力学模型更真实,其解析表达式为:

仃:』如(6<6e) (5.2)="" 弘1巨(s一乞)+吒="" (占="">巳) b2’

式中,E和E1分别为材料的弹性模量和切向模量。

这种力学模型既考虑了弹性阶段应力随应变的变化关系,也考虑了塑性阶段应力随 应变的变化关系,因此对一般材料计算的计算精度是足够的。计算时,材料参数需要定 义密度、弹性模量、泊松比、切线模量和屈服应力。

(3)指数硬化弹塑性力学模型

指数硬化弹塑性材料在材料到达屈服极限后按指数塑性硬化,其材料参数设置需要 定义密度、弹性模量、泊松比、强化系数K和硬化指数n。指数硬化弹塑性材料的应力 应变关系如图5.12所示。

O ￡-￡

图5.12指数硬化弹塑性材料的应力应变曲线图

39

第五章客车车身结构正面碰撞分析

(4)多线性弹塑性材料模型

多线性弹塑性材料在材料到达屈服极限后硬化曲线由多线段组成,其材料参数设置 需要定义密度、弹性模量、泊松比、屈服应力和有效应力应变曲线。该类材料的应力应 变关系如图5.13所示。

U ￡.

￡

图5.13多线性弹塑性材料的应力应变曲线图

上述四种计算模型是弹塑性力学计算最常用的力学模型,具体计算时应根据实际需 要选择合理的计算力学模型。由于某6120型客车车身结构的骨架材料主要是Q235A和 Q345等,为简化分析计算,以及观察碰撞过程中车身结构中、后部的变形情况,骨架 全部采用双线性强化弹塑性力学模型的塑性材料(Bilinear Kinematic)较为适合;发动机 和变速箱在碰撞过程基本上不发生变形,可以认为是刚性的,采用刚性材料Rigid模型; 轮胎及悬架等在碰撞过程中不会与刚性墙接触,采用刚性材料Rigid模型。各主要材料 的力学性能参数如表5.2所示。

表5.2某6120型大客车车身结构主要材料的力学性能参数

密度 弹性模量 切线模量 屈服极限 名称 波松比

(kg/m3) (MPa) (GPa) (MPa) Q235A 78502060.38235

Q34578502100.38345

5.3.3网格划分

(1)单元类型

由于客车骨架是由矩形、方形钢管和槽型断面的型材等焊接而成,其构件的长度远 远比壁厚大,因此可以认为是薄壁梁结构,在有限元分析中常用壳单元和梁单元对客车 骨架进行简化和划分网格。根据第四章对基本构件的分析可知,在碰撞过程中,薄壁梁 结构的变形表现为轴向的屈曲和端面的压溃,故薄壁梁结构采用壳单元划分网格较采用 40

第五章客车车身结构正面碰掩分析

梁构件的研究表明,沿轴向的直梁结构在局部失稳后将产生压塌效应过程,直梁的边会 沿着半径为r的圆弧形成逐渐折叠【291。其平均折叠半径r可近似表示为:

,.=0.72C173f273(5.3) 式中:C一截面的宽度:

卜壁厚。

为了能充分描述结构在碰撞过程中的折叠变形,单元的尺寸应该小于折叠圆弧长的 一半,即单元边长:

,<>

例如:某6120型客车的Ij{『部骨架构件中一根截面宽度为50mm,壁厚为3mm的矩 形构件,按照式(5.3)和式(5.4)计算,单元边长应小于8.7mm,构件在碰撞过程才 能较好地反映其折叠变形。而车身结构中后部以及发动机和车轮等其它部件在碰撞过程 中的变形不大,不会出现折叠弯曲变形,可以采用较大的单元尺寸划分网格,以减小整 个模型的单元规模。划分过程中还应考虑单元的质量,不要出现长宽比过大,或单元内 夹角过大或过小的病态单元;三角形单元在计算精度和计算时间上均不如四边形单元 好,在计算模型中要尽量控制三角形单元的数量;为了防止客车撞击刚性墙壁以及轮胎 与地面接触时出现穿透现象,刚性墙与客车前围骨架,以及轮胎与地面的单元尺寸不能 相差太大。

至此,单元类型、单元尺寸以及材料模型都已经选好,综合考虑模型的单元规模、 计算精度和计算时间等因素,对主要部位单元尺寸的选择如表5.3所示。

表5.3某6120型客车车身结构各部分单元划分及材料类型

模型部件名称 单元类型 单元尺寸(mm) 材料类型

车身前部 SHELLl638~20Bilinear——Kinematic 车身中部 SHELLl6330~40Bilinear——Kinematic

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表5.3某6120型客车车身结构各部分单元划分及材料类型(续)

车身后部 Bilin叫_Kinematic 底架人染,前后桥 前30/后50Bilinem

轮胎 Rigid

刚性墙地面 Rigid

对某6120型客车车身结构正面碰撞有限元模型划分网格后,共有175822个单元, 173210个节点。其中壳单元(不包括刚性墙和地面)139542个,体单元5000个,前轴 之前的壳单元数(不包括刚性墙和地面)占整车车身结构单元总数的30%。

某6120型客车车身结构正面碰撞的有限元模型如图515~图518所示。

图5.15某6120型客车车身结构正面碰撞有限元模型

第i帝客乍乍身结均^m碓掩分析

田5.16某6120型客车车身结构正面碰檀有限元模型(前部) 图517某6120型客车车身结构正面碰撞有限元模型(中部)

长安大学碰±学位论文

图5.18某6120型客车车身结构正面碰撞有限元模型(后部)

5.34载荷处理

质量对碰撞变形的影响很大,在碰撞初始速度相同的情况下,物体的质量越大,变 形就越大。因此在本次分析中,为得到更加真实的效果。有限元分析模型的质量以及载 荷应尽可能地与宴车一致。出于投有具体的法规规定进行客车正而碰撞分析时客车应具 有的质量.而CMVDR 294规定试验车辆(MI类)应是整备质量。所以本次对某6120型客车进行正面碰撞模拟分析时,碰撞质量参照CMVDR 294的规定,按客车的整车整 各质量来计算,共计13400kE。

发动机、变速器、油箱等简化成实体,可通过设定合理的密度值来使其与实际质量 保持一致;座椅、顶置空调、换气扇等通过力的形式分散均匀地加载到实际安装部位的 骨架节点上:由于蒙皮、玻璃、地板及各种内饰件封板等在简化时都已经忽略掉,但是 它们还有一定的质量,不能忽略其在质量上的贡献。另一方面,蒙皮、玻璃、地板及各 种内饰件封板等可以认为是均匀地覆盖到车身骨架上的。对此,有两种方法将这些质量 加载到车身上:一种作为集中质量以力的形式加载到车身对应骨架的节点处。另一种是 将这些质量附加到附近骨架上,即将附近骨架的材料密度设定一个合适的值,使得改变

第五帝客车车身结构f面碓掩分析

密度后的骨架质量等于实际崭度情况下骨架和蒙皮、玻璃、地板及各种封板等质量之和。 通过对比分析,采用第二种方法不仅可以减少集中载荷的定义,』:作量大大减少,而且 还可以解决第。种方法可能引起的某个节点载荷集过于集中导致计算无法进行等问题。 535零部件间的连接

实际中,客车骨架各构件是以焊接、螺栓和铆接等方式连接起来的,若完全真实地 按照实际的连接方式分析,将会使分析工作量大大增加。一个车身上有几千个焊点,焊 点的密度和分布直接影响压塌方式。通常在汽车碰撞中,只有少数焊点会丌裂,这时焊 点的开裂可以不予考虑。所以,通常采用以下两种连接方法模拟‘30】:

(1)刚性连接。将焊接处两个节点的六个自由度耦合,如刚性连接、菇节点等:

(2)将焊接点处两个节点的平动自由度耦合,释放其转动自由度。

由于模型建立较精确,且认为在碰撞过程中这些连接的地方不会开裂或脱落,故本 次分析中零部件间的连接采用共节点和焊接的方法模拟。ANSYSfLS-DYNA对连接方式 的模拟有多种形式,可以采用节点耦台(CoupleNodes)、共节点、无质量焊接(Massless Spotweld)和一般焊接(General Spotweld)等方式模拟。共节点方法处理简单,工作量 小,故优先采用共用节点的方式简化,在无法采用共节点的部位采用失效应力较大的 MasslessSpotweld模拟焊接。这样,客车骨架的各个部件就连接成为一个整体。骨架构 件的共节点如图519所示,无质量焊接模拟如图5.20所示。

图5.19构件接头处的共节点模拟 圈520构件接头处的无质量群接模拟 536计算参数的设定

计算参数主要包括碰撞初始速度、重力加速度、接触与摩擦以及计算时间等。由于 大型客车J下面碰撞试验目前尚不属于我国汽车安全强制检验项目,且国内也没有大客车 『F面碰撞试验的相关法规可作参考,因而本论文部分计算参数的设定根据客车自身的特 46

范文四：全承载式客车车身结构有限元分析

第 1期 BUS &COACH TECHNOLOGY AND RESEARCH

客

车 技 术 与 研 究

第 1期

No.12012

1

车身结构的有限元建模

1.1

模型简化

全承载式客车车身骨架主要是由大部分矩形梁 、 少

部分异型梁 、

梁与变截面梁以及较少的钢板构成, 各杆 之间多采用焊接的方式连接 。 在不影响应力和变形的情 况下, 在建模中采取了一些简化措施 [1]:

1)略去非承载构件, 如风窗玻璃的鼻梁 、 前保险杠 和装饰件等 。

2)对构件的截面形状作适当简化,如乘客门的立 柱要考虑乘客门的安装等 。

3)主从节点原则:对相邻位置较近的构件结合点 采用适当合并或主从节点的原则进行处理, 以避免实际 计算中可能出现的病态方程 。

4)将空间曲梁简化为直梁, 如把前 、 后围横梁等曲 梁划分为若干个直梁, 对整个结构计算影响很小 。

5)忽略车身蒙皮 。 车身蒙皮多数是焊接在车身骨 架上, 对车身骨架总体具有加强作用 。 这样的计算结果 更加安全 [2]。 1.2

异型梁的应用

为了满足不同的受力需要, 车身骨架梁结构常设计

成不同形状 。 本文在建模中采用变截面梁, 从而更真实

地模拟车身结构 。 对一些形状不规则的截面, ANSYS 通 过建立相应的截面几何和有限元网格后,生成特殊的 ASCII 文件, 在进行网格划分时, 读取相关信息, 生成特 定的截面 。 1.3

车身有限元计算时载荷的处理

本文中, 计算载荷可以分为骨架质量 、 设备质量 、 非 结构质量及乘员质量等 [3]。

1)车身骨架的质量在定义材料的密度后软件自动 计算 。

2)车身设备质量, 发动机 、 变速器 、 离合器总成 、 蓄 电池 、 油箱等底盘总成及其附件质量, 用 mass21单元建 模, 在相应的节点上创建单元即可 。

3)乘员 、 座椅 、 行李 、 空调机的质量均布加载在相 应的梁单元上 。 1.4

整车骨架模型的建立

遵循以上建模思想, 将客车车身划分为前 /后围 、 左 /右侧围 、 顶盖和底架 6大片, 车身骨架采用空间梁单元 BEAM 188和板单元 SHELL 63,从而形成板梁结合的模 型 。 最终建立的有限元模型如图 1所示 。 节点 17194个, 单元 12359个

(其中 Beam188单元 11263个, shell 63单 作者简介 :田

芳 (1979-) , 女, 工程师 。

摘 要 :以板梁单元为基础 , 在 ANSYS 中建立全承载式客车骨架的有限元模型 , 并通过客车骨架的电测试

验验证 。 对车身结构进行弯曲 、 扭转 、 扭转加制动等典型工况下的强度和变形计算 。 对客车骨架进行模态分 析 , 为后续的瞬态响应分析奠定基础 。

关键词 :客车 ; 全承载式车身结构 ; 有限元分析 ; 模态分析

中图分类号:U463.32文献标志码:A 文章编号:1006-3331(2012) 01-0017-03

Finite Element Analysis for Monocoque Bus /Coach Body Structure

TIAN Fang 1, WANG Tao 2, SHI Qin 2

(1.JAC, Hefei 230022,China; 2. School of M achinery and Automobile Eng., Hefei Univ. of Technol., Hefei 230009, China)

Abstract :The finite element model for the monocoque bus /coach body frame is built in ANSYS software with shell and beam elements, and the finite element model is validated by stress test. The stiffness and strength analysis are carried out in typical working conditions of bend, torsion and torsion with brake. M odal analysis is performed, which lays the foundation for subsequent transient response analysis.

Key words:bus /coach ; monocoque body structure; finite element analysis ; modal analysis

全承载式客车车身结构有限元分析

田

芳 1,王

涛 2,石 琴 2

(1. 安徽江淮汽车股份有限公司,合肥 230022; 2. 合肥工业大学 机械与汽车工程学院,合肥 230009)

17

2012年 2月

客 车 技 术 与 研 究 元 1090个 ) 。 模型车身骨架质量为 2226kg 。 2

车身结构的静态分析

2.1

水平弯曲工况

可以用水平弯曲工况来模拟客车在水平良好路面

上匀速直线行驶时的客车车身骨架受力和变形的情况 。 由于本文所研究的都是在客车满载时的情况,因此, 水 平弯曲工况下的载荷就是计算载荷 。 为消除车身骨架的 刚体位移,需要对骨架与悬架装配位置的节点进行约 束, 其边界条件是约束前 、 后轮装配位置处节点共 6个 自由度 。

在水平弯曲工况下,车身骨架的最大应力为 88.9M Pa , 在车尾横梁上; 最大变形为 6.8mm , 整车尾部下沉 [4]。 2.2

扭转工况

扭转工况是客车最危险的工况之一, 主要模拟客车 行驶时,任一车轮从平坦路面驶上突出物或进入凹坑 、 而使左右车轮接地点出现高度差时, 客车车身结构承受 的非对称载荷 。 本文扭转工况采用左前轮悬空进行模 拟 。 其边界条件为约束右前轮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 ;释放左前轮装配位置处节点的所有自由 度; 约束后轮装配位置处节点的垂直方向自由度, 释放 其它自由度 。

扭转工况的最大应力为 211M Pa ,在第六截面梁的 立柱上; 最大变形 14.8mm , 整车扭曲较为严重 。 2.3

扭转 +制动组合工况

客车在紧急制动过程中,车身骨架本身的质量和发 动机等动力总成的质量会产生向前的惯性力, 易造成客车 骨架某处应力较大, 出现开裂现象 [5]。 本文考虑客车在崎岖 不平的路面上制动时的这种极端恶劣情况, 相对于单纯的 扭转工况, 多了由于制动造成的纵向惯性力的影响 。

在车身建模时已经施加整车垂向加速度 g ,在后续 工况分析中, 车身自重的惯性力一直在作用, 方向为垂 直向下 。

载荷同扭转组合工况相似, 不同之处是在动力总成 的质量单元处施加 0.8g 车身纵向总体加速度,来模拟 制动惯性力对车身骨架的影响 。 边界条件:约束右前轮 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 ; 释放左前轮装配位置 处节点的所有自由度; 约束后轮装配位置处节点的垂直 方向自由度, 释放其它自由度 。

扭转 +制动工况的最大应力为 119.4M Pa ;最大变 形 15.4mm 。 2.4

电测试验验证有限元模型

为了掌握客车车身应力分布状态 , 并验证有限元模 型的正确性 , 对车身骨架进行静态弯曲工况的电测试 验, 见图 2。 表 1是部分应变片静态弯曲工况试验和软 件中模拟弯曲工况的结果比较 。

考虑到模型简化和加载 存在的差异 , 测试结果与有限元分析数据吻合情况已经 较好,从而说明所建有限元模型是正确的 , 为后续的车 身骨架结构分析提供了可靠的保证 [6]。

3车身结构的模态分析

车身骨架是客车的关键总成, 除了要有足够的强度

图 1客车车身骨架有限元模型

511.669.87470.440.22片 号 模拟值 47.05试验值 片 号 7.5645模拟值 试验值 37.0445.99856.3544.525713.2917.011229.2832.55681.243.033111.238.88712.852.623320.5320.8729.448.193614.4719.1174

1.32

1.89

42

14.69

14.49

表 1

部分模拟结果和试验结果的对比分析 (MPa )

图 2

电测试验照片

18

第 1期 保证其寿命 、 足够的刚度保证其装配使用要求外, 还应 有合理的模态特性, 以达到控制振动和噪声的目的 [7]。 本 文在 ANSYS 软件中, 采用 Block-Lanczos 方法计算了自 由边界条件下的车身骨架结构主要低阶模态和振型 。 提 取了前 10阶模态的频率值及振型描述见表 2

(前 6阶为 刚体模态已被剔除 ) [8]。

模态分析评价原则有 [9]:

1)车身骨架低阶频率 (即一阶扭转和弯曲频率的 值 ) 应低于发动机怠速运转频率, 以避免发生整体共振 。

2)车身骨架固有频率应尽可能避开发动机经常工 作频率及人体对振动的敏感频率段 。

3)车身骨架的振型应尽量光滑, 避免有突变 。 4)避免固有频率过低的局部振动模态 。

客车在行驶过程中, 引起车身振动的激振源主要是 路面 、

车轮不平衡引起的振动, 发动机在怠速和常用车 速下的爆发振动,以及由传动轴的不平衡造成的振动 等 。 在我国高速公路和一般城市较好路面上, 最高车速 限制为 120km/h, 可得路面激励频率多在 3Hz 以下 。 当 车速为 85km/h左右时, 因车轮不平衡引起的激振频率 一般低于 11Hz 。 传动轴在车速为 50~80km/h时的不 平衡振动频率约为 33Hz ~68Hz [10]。 本文中所分析的客 车采用是四冲程水冷发动机,根据发动机怠速频率计 算公式:H=(n /60) ×M , 其中 n 为发动机怠速转速, 四缸 发动机 通 常 750r/min;

M 为 气 缸 数 目 的 一 半 ,这 里 M =2; 所以计算该四缸发动机怠速激励频率为 25Hz , 激 励分量较大 。

从车身的振动和强度角度考虑, 车身前几阶模态主 要振型频率应控制在 3Hz ~33Hz 之间 。 同时, 为了防止 一阶弯曲模态和一阶扭转模态的耦合效应, 一般希望这 两种模态频率至少错开 3Hz 以上 [11]。 该车车身一阶扭转

频率为 5.24Hz , 一阶弯曲频率为 9.49Hz , 满足这一要求 。 由上述计算结果可见, 该客车骨架的前几阶固有频率在 要求的频率范围内, 有利于避免发生整体共振现象 。

4结 论

利用板梁混合单元结合变截面梁建立的有限元模

型结合试验验证后, 能足够准确地反映整车结构应力分 布的大致规律 , 找到了车身强度薄弱的环节及危险部 位 , 为后续的结构优化提供了参考 。

实际上, 在路面不平 度的作用下, 行驶中的客车承受着复杂的交变动载荷, 车 身骨架结构的破坏往往是由于动载荷的作用引起的 。 因 此, 仅分析结构的静强度和初步模态是不够的, 还需要 利用有限元法来研究车身的动态特性 。

参考文献 :

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[2]王涛, 王海朔, 朱清君 . 客车车身静态与模态分析研究 [J].安 徽化工, 2010, 36(2) :19-22.

[3]王海霞,

汤文成, 钟秉林, 等 . CJ6121GCHK 型客车车身骨架 有限元建模及结果分析方法研究 [J].汽车工程 ,2001,21(1) :33-36.

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[6]高玉华, 李华香, 张代胜 . 半承载式车身骨架有限元建模和 分析 [J].合肥工业大学学报, 2007, 30(4)

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[8]周长路, 范子杰, 陈宗渝, 等 . 微型客车白车身模态分析 [J].汽 车工程,

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析 [J].机械科学与技术, 2002, 21(1) :86-88.

修改稿日期:2011-12-05

表 2

前 10阶模态固有频率值及振型描述

田 芳,王 涛,石 琴:全承载式客车车身结构有限元分析 29.05局部振型 阶数 1频率 /Hz7.33振型描述 车身一阶扭转 345

10.2212.2613.32

车身二阶扭转 车身一阶弯曲 车身三阶扭转

阶数 频率 /Hz振型描述 67816.3417.9518.54车身二阶弯曲 局部振动 车身三阶弯曲 919.02车身四阶弯曲 10

20.82

局部振动

19

范文五：半承载式客车车身结构有限元分析

2007年(第29卷)第4期

汽车工程 Automotive Enginee“ng

半承载式客车车身结构有限元分析

赵韩,姜康,曹文钢,于振华,李辉

(合肥工业大学机械与汽车工程学院,合肥230009)

2007080

[摘要]以梁单元模型为基础,通过将复杂部件建立实体单元模型来生成梁体混合模型的方法,建立半承载 式客车车身结构有限元模型。并对车身结构进行4种典型工况下的强度、刚度以及模态分析。最后通过静态应力 试验验证该模型的正确性。

关键词:车身结构;有限元分析;强度;刚度

Finite E1ement Analysis for Half-integral Body Structure of Buses

Zhao Han,Jiang Kang,Cao Wengang,Yu Zhenhua&Li Hui

sc^ooz 0,胁如nn曲of口凡d Au￡omo￡眈E增i聊e^昭,比细№i钾邝i￡y旷扎曲nof9∥,月咖i 230009

[Abstract]By adding s01id elements for complex components into a bar element model,a bar/solid element combination model for half_integral body stmcture of buses is set up. Based on the model,the strength,stiI.fness and modal analyses are peIformed for 4typical working conditions. The static stress test verines the coITectness of the model.

Keywords:Body stmcture;Finite element analysis;Strength;Stiffness

日IJ舌

汽车半承载式车身结构的特点是车身与车架用 螺钉、铆接或焊接等方法刚性连接,车身在承受各种 载荷的同时,在一定程度上既加固了车架,又分担车 架的部分载荷。

.目前有限元分析建模方法主要有2种:(1)将车 身骨架简化为梁单元组成的框架结构¨。2J,其优点 是单元和节点数少,计算速度快,模型前处理工作量 少,缺点是不能反映纵、横梁连接的真实情况,无法 反映连接部的应力集中问题;(2)将车身离散成许 多壳单元的组集。3J,其优点是能相对真实地反映出 连接部的情况,缺点是前处理时间工作量很多,计算 时问长Hj。由此,在梁单元建模的基础上,采用一种 改进的梁体混合模型来分析车身的结构特性,并对 这种混合模型的分析结果和实际电测结果进行比较 分析,验证模型的正确性。 1车身骨架的梁体混合模型

1.1模型的简化

对某型客车车身的结构分析,主要是研究车身 骨架的静、动态特性,因此根据实际需要,建模采取 简化措施旧o:(1)省略非承载件;(2)构件表面光顺 化和省略工艺孔;(3)忽略应力蒙皮的加强作用; (4)遵守主从节点原则;(5)曲杆简化为直杆;(6)双 (三)梁的简化;(7)简化截面形状;(8)载荷合理分 配在适当位置。

1.2建立梁体混合模型

在梁有限元模型的基础上,为使计算结果较精 确地反映结构处的真实情况,对结构复杂的底架的 前后段采用实体建摸,构造该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实体 单元的耦合,在两者耦合过程中采用以下的方法。 (1)创建梁体的连接点 找出所有实体与线 (梁的中心线)的交点,在交点处创建梁单元和实体

原稿收到日期为2006年1月11日,修改稿收到日期为2006年6月15日。

赵韩,等:半承载式客车车身结构有限元分析 单元的公用节点。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 便耦合梁单元和实体单元。

(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,在整 个静态分析中无法准确得到最大应力值以及最大应 力值的位置,因此创建刚性区域来连接梁单元与实 体单元模型。

作者以车身骨架为研究对象,认为整车模型的 载荷全部由骨架承担。模型中的所有载荷均以均布 载荷形式加到有限元模型中相应的单元。载荷主要 包括以下几部分。

(1)车身骨架自身质量 根据材料的密度,由 软件自动计算出骨架的面积、体积和质量。

(2)座椅、乘客的质量客车载客数额定为45人,外加一?名驾驶员,不计超载。根据实际情况,乘 客质量通过座椅的支撑点传递给地板。对于车架所 受载荷用均布载荷来模拟。乘客的载荷为750N/人,按照实际布置位置正确施加到车架上。

(3)底盘各总成质量 如发动机、油箱、蓄电 池、离合器及离合器壳、缓速器、散热器及附件、电瓶 及支架、排气管及消声器、压缩机、加热器、油箱(含 燃油)、卫生间、备胎等质量都以静力等效原则,在实 际位置上以均布载荷施加到模型上。

(4)在车身顶部有一空调主机,根据实际所占 面积施加到顶梁相应位置。在底盘中部的行李舱, 按每人60kg的行李施加载荷(按45名乘客计)。 最后将该模型在悬架装配位置的节点约束后, 分别在3个坐标轴方向施加一定加速度,检查梁之 间的连接情况,并进行修改。建立的梁体混合模型 如图1所示,共有2606个梁单元、103462个实体单 元、111个刚性梁单元和35904个节点。

图l 车身骨架的梁体混合模型 2工况选择及计算分析

客车行驶工况比较复杂,为较全面地了解车身 骨架在实际工况下的应力分布情况,主要对水平弯 曲工况(满载)、极限扭转工况(一轮悬空)、紧急转 弯工况和紧急制动工况进行有限元仿真计算。同 时,为掌握车身的动态性能,避免共振和由振动产生 的疲劳损坏,提高车身结构的疲劳寿命,因此对车身 骨架进行模态分析。

2.1水平弯曲工况

客车匀速直线行驶时,车身受载情况与静弯曲 工况相同,产生静弯曲。静弯曲工况主要模拟客车 在良好路面匀速直线行驶时应力分布和变形情况。 2.1.1载荷处理

车身结构上的集中质量,根据其质心位置分摊 到相应节点上,成为这些节点上的集中载荷。此外, 乘客质量以均布载荷的形式分布到相应的梁上。在 计算中,约束前后空气悬架与车架相连接处的节点, 总体上约束6个方向的自由度。

2.1.2强度计算及分析

通过计算可得水平弯曲工况下的车身骨架结构 最大应力为124.551MPa,位于地板通道后段纵梁。 高应力区主要分布在车身后部发动机舱(见图2), 其余部位应力值都较小,主要是因该车后置发动机, 后部载荷较大所致。

图2水平弯曲工况发动机舱高应力区应力分布云图 2.1.3刚度计算及分析

在水平弯曲工况下客车最大垂直位移发生在车 身后部,这是由于后置发动机,相应的离合器、变速 器以及空调压缩机等集中载荷大多集中在底架后 部,其垂直位移为8.221mn?,小于统计资料中后置发

动机客车的最大变形参考值,整车的刚度裕量还是

?350? 汽车工程 2007年(第29卷)第4期

表2车身的前10阶模态计算结果

阶数 频率/Hz 振型描述 大振幅部位 l 4.7041车身横向水平弯曲 前围

车身横向水平弯曲

27.4406顶盖

+竖直方向弯曲

310.250车身纵向扭转 前围上部

414.934车身竖直方向弯曲 顶盖中部、侧围中部

顶盖竖直方向

519.538顶盖

弯曲+侧围弯曲

620.236侧围水平弯曲+顶盖弯曲 后围上部

721.148顶盖竖直方向弯曲 顶盖中部

821.468顶盖竖直方向弯曲 顶盖前部

921.613局部振动 中门腰梁

顶盖竖直方向

lO 23.071顶盖前部

弯曲+车身扭转

3试验验证

通过非电量电测法测定某型客车车架上特定点 的静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67个测点。

在试验中主要使用单向应变片,另有少量直角 三向应变片,其主应力及方向为

盯。:要『鱼±墅+堑!鱼二墅!:±!堡二鱼二墅q

z L

1一肛 1+肛

J (1) tan200=(2占45一占。一占90)/(占。一占90) (2) 式中占。、占。,、占如分别为O。、45。、90。应变片的应变值; 0n为主应力方向与o。线所成的角度;E为杨氏弹性 模量;肛为泊松系数。

车身车架为主要承载结构,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。底架 前后段的应力片布点位置如图8所示,有限元分析

图8车身后围、侧围及部分车架布点图

结果和试验结果比较见表3(限于篇幅,只选用部分 数据)。

表3部分计算结果和试验结果的对比分析 片号 试验值/MPa 计算值/MPa 相对误差/% 4316.117.437.63 45—7.8—9.3316.40

527.69.12316.69 536.27.12312.96 54—22.8一19.359—17.77 557.67.6540.71 57—18.6—18.435—0.90 5819.423.95719.02 60—21.8—24.95712.65 6l 21.625.64l 15.76 628.29.13810.26 63—26—25.641—1.40 657.28.6316.57

由表3可知,试验结果与有限元理论分析结果 基本一致,说明有限元模型的建立和载荷的处理基 本是正确的。模拟的应力分布与该点的实测值不完 全吻合的主要原因是:①建模时简化了车身构件之 间的连接和对空气悬架的简化(约束的简化);②对 某些构件的简化,如曲杆简化为直杆,这种简化对整 体的应力水平不会造成大的影响;③在试验时,加载 是通过在座位处铺上一层木板,然后再放上沙袋,而 在计算时,没有构件地板单元,而是直接将载荷分配 到相应的梁上;④试验样车的骨架装配质量没有得 到保证;⑤试验结果数据采集过程中会产生误差。

4结论

(1)客车车身在紧急制动工况下的应力值较 大,为196.38MPa。车身材料选用16Mn钢时的屈服 强度为350MPa,安全系数为1.5时许用应力为 233MPa。由此可知车身结构是满足强度要求的,车 身结构的应力分布不均匀,并具有较大的强度富余。 水平弯曲工况的最大位移量为8.221mm,小于国家 标准《汽车定型试验规程》统计资料中后置发动机 客车的最大变形参考值10mm,因此整车的刚度裕量 是很大的。可利用这些裕量对车身骨架进行优化。 (2)利用梁体混合模型对车身结构进行有限元 分析,能够提供正确的车身强度特性和整车结构应 力大致分布规律,为结构优化设计提供参考。

(下转第320页)

汽车工程 2007年(第29卷)第4期

一个循环中,首先向台架对象发送消息进行数据采

集,更新数据库,然后调用界面显示模块将实时数据

库中的数据显示在窗口中并读取用户输入,根据用

户输入切换不同的监测界面。用户界面的设计与选

用的编程环境有关,设计时应考虑用户使用的方便

性以及标准化。

在对软件系统进行OOP分析和设计后,得到构

成软件的各个构件对象及其属性和操作,然后根据

测试规范中规定的试验步骤和要求,在LabVIEw虚

拟仪器开发平台下完成软件设计。

利用燃料电池发动机热管理试验台试验研究燃

料电池堆在各种工况下运行性能,在一定的试验条

件下,风机开启后的运行过程中,燃料电池堆功率变

化见图4,燃料电池堆出口冷却水温变化见图5。

≥60

薄40

嚣20

O

04008001200时间/s

图4燃料电池堆 功率变化

70

鹱

50

从图5中可以看出,在运行过程中,冷却水温达 到约66℃时,风机开启,温度迅速下降。当温度下 降至约58℃时,风机关闭,温度重新上升。从图4和 图5中可知由于功率变化,冷却水温呈现相应变化 趋势,试验结果反映了温度随风机开闭和功率变化 的趋势。

3结论

燃料电池发动机热系统试验台测试系统软件采 用00P的程序设计方法,使得软件结构稳定,便于 维护和扩充,提高软件的开发效率。通过系统试验 验证该软件能够满足燃料电池发动机热管理试验台 所需要的基本功能。

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图5燃料电池堆出口

[3]

冷却水温度变化

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(3)由于汽车车身结构多数是因疲劳而损坏, 因此研究其强度仅分析结构的静强度是不够的,必 须研究它在随机载荷作用下的动强度,利用有限元 来计算车身动态应力,因设计因素多而且复杂,还需 进一步研究与探索。

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半承载式客车车身结构有限元分析

作者:赵韩 , 姜康 , 曹文钢 , 于振华 , 李辉 , Zhao Han, Jiang Kang, Cao Wengang, Yu Zhenhua , Li Hui

作者单位:合肥工业大学机械与汽车工程学院,合肥,230009刊名:汽车工程

英文刊名:AUTOMOTIVE ENGINEERING年,卷(期):2007,29(4)被引用次数:

12次

参考文献(5条)

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引用本文格式:赵韩 . 姜康 . 曹文钢 . 于振华 . 李辉 . Zhao Han. Jiang Kang. Cao Wengang. Yu Zhenhua. Li Hui半承载 式客车车身结构有限元分析 [期刊论文]-汽车工程 2007(4)

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