三軸低地板客車骨架靜動態分析

李楠 張代勝 谷同金

摘要：客車骨架的靜動態分析的主要目的是獲得整車的應力和變形狀況，來檢驗車身結構的合理性，從而有針對性的對結構進行改進和優化。本文對一款三軸低地板客車的車身骨架從靜態和模態方面進行有限元分析，找出客車在實際運行中可能存在的破壞問題，從而進行車身結構優化來徹底消除隱患。

關鍵詞：有限元；車身骨架；應力；動態分析

中圖分類號：U463.83+1 文獻標志碼：A 文章編號：1005-2550（2012）02-0039-03

Static and Dynamic Analysis of Three-axis Low Floor Bus Frame

LI Nan，ZHANG Dai-sheng，GU Tong-jin

（School of Machinery and Automobile Engineering，Hefei University of Technology，Hefei230009，China）

Abstract: The main purpose of static and dynamic analysis of bus frame is to obtain the stress and deformation state of the vehicle and test the body structure is reasonable or not，and thus targeted to improve and optimize the structure. In this paper，a three-axis low floor large bus frame from the static and modal finite element analysis to identify the possible problems in the actual operation，and thus optimize the body structure to eliminate hidden dangers.

Key words: finite element method；bus frame；stress；dynamic analysis

低地板城市客車在國內外得到了快速發展，一方面使乘客上下車更加方便，另一方面也提高了客車的營運效率。但由于地板高度的限制，發動機、變速箱、前后橋的布置形式都有所變化。與采用傳統縱梁相比，全承載式車身的結構形式也有所調整，尤其是三軸低地板客車的格柵底架，一方面承載力加大，另一方面格柵底架卻相對削弱。為了研究三軸低地板客車的結構性能，本文采用有限元方法進行了建模與分析，分析結果為產品的優化設計和進一步研究提供了參考依據。

1 車身骨架建模

本文的研究是在三維實體建模軟件UG中根據設計的要求建立客車骨架的模型，然后把建立好的實體模型以IGES格式導入到有限元分析軟件ANSYS中，定義單元類型和材料屬性，劃分網格，定義載荷和邊界條件，最后建立了車身骨架的有限元模型。

在建立有限元模型時，采取了以下簡化處理措施：

（1）略去蒙皮和某些非承載構件，如面板、窗玻璃等；

（2）將空間曲梁簡化為直梁。如：把側圍立柱等曲梁劃分為若干個直梁單元；

（3）忽略某些對整車結構變形和應力分布影響較小的非承載構件，對相距很近而又不重合的交叉連接點用一個節點代替。材料的性能參數如表1所示。

目前，建立有限元模型可采用梁單元建模和殼單元建模的方法。梁單元建模的優點是結構簡單，模型便于修改和計算，但精確度不高；而采用殼單元建模雖保證了較高的精度，但建模和計算的工作量大，耗時耗力。本文研究的低地板客車主要是由矩形鋼管焊接而成，根據整車結構設計強度的現狀，決定在進行有限元分析時，車身骨架采用空間梁單元BEAM188的建模方法，部分結構采用板單元SHELL63［1］。加載后的有限元模型如圖1所示。

2 模型校核

2.1 質量校核

要計算多軸車輛的載荷分配，首先要確定車重及其質心。通常要找出各個零部件的質量和質心來計算整車的車重及其質心。可以得出∑P=22 500 kg為整車重，二、三軸的軸距設為L=1 600 mm，簧上質量P=6 865 kg，均布載荷密度q=1.14 kg/mm，彈簧彈性系數分別為k1=k3=140 kg/mm、k2=210 kg/mm。計算可得質心橫坐標X=3.4 L=5 440 mm。

2.2 軸荷校核

汽車軸荷的計算主要運用靜力平衡的方法，將汽車簡化為簡支梁進行計算，可將多軸車輛簡化為彈簧上質量剛性系統來近似計算載荷的分配。計算結果如表2所示。

從表中可以看出計算結果與實驗結果誤差不大，模型基本合適。

3 車身骨架有限元靜力學分析

靜力學分析主要檢驗結構的強度和剛度，計算客車在行駛中所產生的各種力和力矩。客車的行駛工況雖然比較復雜，但各種實踐表明靜力學分析主要考慮的是彎曲工況和扭轉工況，所以本文就以這兩種工況進行分析［２］。

3.1 彎曲工況

彎曲工況的計算主要是指客車在滿載情況下四輪著地時的結構強度和剛度的計算，模擬的是客車在良好路面上勻速直線行駛時的應力分布和變形情況，彎曲工況下車身變形圖見圖2。

3.2 扭轉工況

扭轉工況主要考慮的是客車在行駛時一個車輪懸空而另一個車輪抬高時車身的載荷情況。 這是最嚴重的扭轉工況，此種扭轉工況下的動載，在時間上變化得較緩慢，其扭轉特性可近似地看作是靜態的，扭轉工況下車身變形圖見圖3。

3.3 結果分析

彎曲工況下，客車最大應力位于底架中部左側，輪罩與車架附近的一扇形立柱連接區域，最大值為200.584 MPa，最大變形位于車架尾部，最大值為18.414 mm。

扭轉工況下，卸去左前輪的約束，得出客車的最大應力位于車架的后段與尾段的連接處，最大應力值為217.077 MPa，最大變形位于前圍，最大值為19.192 mm。

該車身骨架的材料采用16 Mn鋼，其屈服強度為［σ］=345 MPa，考慮該車主要在城市運行，道路條件較好，且采用空氣懸架形式，動態應力變化幅度較低，設計安全系數可以考慮的略低一些。在兩種工況下，大部分車身骨架應力級別不高，局部大應力區出現在底架后段與尾段連接處，另外底架尾段變形也稍大。需要加強該處的連接，降低應力水平，提高尾部連接剛度。

4 車身骨架模態分析

4.1 模態分析基本理論

對于多自由度線彈性系統，其運動微分方程為：

式中：M、C和K分別為系統的質量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣； y（t）為系統的響應位移矢量；X（t）為系統受到的激勵力矢量［3］。

如果結構阻力很小，對系統的模態參數影響不大，那么模態分析時可忽略式（1）中的阻尼力項。此時，求解其特征值可得系統的實模態，即模態振型所表示的各自由度的相對運動是同相或反相的。但是，如果結構阻尼較大，則不能忽略阻尼力的影響，求得的是系統的復模態。模態振型各自由度之間的相對運動存在相位差，其大小由模態阻尼比決定。

4.2 模態分析結果

客車在行駛過程中，激振源主要有路面、車輪不平衡、發動機、傳動軸不平衡等，因此在研究車身骨架動態特性的目的在于優化結構來控制車架的模態分布，應盡量使其模態頻率錯開載荷的激振頻率，以避免引起共振。

本文的研究是在客車無阻尼自由振動的狀態下計算車身骨架的固有頻率和振型，車身骨架的前六階模態數值見表3。

計算結果表明，車身骨架固有頻率較低，易于受路面與發動機激勵的影響，要做好車身與懸架的匹配，優化發動機懸置的設計。

5 結論

本文采用ANSYS軟件對某三軸低地板客車的車身骨架從靜態和模態方面進行有限元分析，分析計算結果表明該車骨架的最大應力與許用值之間還有較大余量，應進一步優化其結構，合理地改進連接方式，經濟地確定各梁截面的尺寸來滿足強度和剛度的要求，以達到充分利用材料、降低車身質量的目的。同時，在中后軸底架縱橫梁連接處要適當加強以減小尾部變形量。

參考文獻：

［１］ 李紅云，趙社戌，等.ANSYS10.0基礎及工程應用［M］. 北京：機械工業出版社，2008：66-148.

［2］ 張功學，田楊.基于ANSYS的某客車車身骨架的有限元分析［J］.陜西科技大學學報，2008，（6）：150-153.

［3］ 劉惟信.汽車設計［M］. 北京：清華大學出版社，2001：8-30.

［4］ 黃俊杰，張代勝，王松，等.極限組合工況下客車車身骨架剛度和強度分析［J］.汽車科技，2010，（5）：47-50.