客車(chē)車(chē)身骨架的瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析

姚賓,王藝穎,孟斌

(長(zhǎng)安大學(xué)，陜西西安 710064)

客車(chē)車(chē)身骨架的瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析

姚賓,王藝穎,孟斌

(長(zhǎng)安大學(xué)，陜西西安 710064)

為了分析動(dòng)態(tài)工況對(duì)客車(chē)車(chē)身骨架的影響，建立了客車(chē)車(chē)身結(jié)構(gòu)的有限元分析模型，重點(diǎn)研究了車(chē)身骨架結(jié)構(gòu)在動(dòng)態(tài)彎曲工況和動(dòng)態(tài)扭轉(zhuǎn)工況下的瞬態(tài)響應(yīng)。從車(chē)身骨架瞬態(tài)響應(yīng)分析中可以看出：車(chē)身骨架最大應(yīng)力值為247.7 MPa，沒(méi)有超過(guò)材料的屈服極限，扭轉(zhuǎn)工況下的最大應(yīng)力隨時(shí)間的變化呈“拋物線”狀，而彎曲工況下最大應(yīng)力隨時(shí)間波浪振動(dòng)、逐漸減小，最大位移隨時(shí)間的變化呈“馬鞍”狀；無(wú)論是扭轉(zhuǎn)工況還是彎曲工況，其Z向速度在波峰時(shí)均為零，此時(shí)加速度達(dá)到最大值。由此驗(yàn)證了該客車(chē)設(shè)計(jì)的合理性，所得結(jié)果可直接為該款客車(chē)的進(jìn)一步優(yōu)化分析提供參考依據(jù)。

客車(chē)；車(chē)身骨架；有限元；瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析

0 引言

隨著汽車(chē)?yán)碚摗⒄駝?dòng)理論等學(xué)科的發(fā)展，人們對(duì)汽車(chē)性能(如舒適性、安全性等)的要求也就越來(lái)越高，過(guò)去僅針對(duì)汽車(chē)靜強(qiáng)度和靜剛度性能的分析已經(jīng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)不能滿足現(xiàn)代人們的需求，因此對(duì)動(dòng)態(tài)性能的研究就顯得更為重要。動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析是指在動(dòng)態(tài)載荷作用下結(jié)構(gòu)的各個(gè)總成和部件的響應(yīng)，其載荷可以是與時(shí)間相關(guān)的力、位移、速度、加速度，響應(yīng)結(jié)果是與時(shí)間相關(guān)的位移、速度、加速度、力、應(yīng)力、應(yīng)變等。行駛在道路上的汽車(chē)，其各個(gè)部件和總成所受到的載荷都是隨道路的變化而變化的動(dòng)載荷，這些動(dòng)載荷的大小、方向不僅與空間位移相關(guān)，而且也隨時(shí)間而變化。作者對(duì)汽車(chē)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)方面的分析就是研究汽車(chē)的各個(gè)部件和總成在動(dòng)載荷作用下，其最大應(yīng)力、最大位移、速度、加速度隨時(shí)間的變化關(guān)系，從而為汽車(chē)設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

1 建立有限元模型

文中所研究的客車(chē)其車(chē)身是全承載式的，前后兩軸，其發(fā)動(dòng)機(jī)后置，客車(chē)的基本尺寸是10 820 mm×2 500 mm×3 450 mm，總長(zhǎng)為11 000 mm，整個(gè)車(chē)身由底架、左右側(cè)圍、頂棚、前后圍和地板等總成焊接而成，客車(chē)車(chē)身骨架結(jié)構(gòu)所采用的材

料為薄壁鋼管。建模時(shí)遵循模塊化建模的思想，將整個(gè)車(chē)身骨架分為左側(cè)圍、右側(cè)圍、前圍、后圍、地板、底架、車(chē)頂、其他等8個(gè)子模塊。客車(chē)車(chē)身骨架主要是通過(guò)螺栓連接、焊接等方式裝配起來(lái)的，在對(duì)這些連接處進(jìn)行模擬時(shí)，為了簡(jiǎn)化模型以及在建模時(shí)假設(shè)連接處具有足夠的強(qiáng)度和剛度，一般將連接處的節(jié)點(diǎn)合并為一個(gè)節(jié)點(diǎn)，那么連接處的這些節(jié)點(diǎn)就有相同的速度和位移。這種模擬方法由于建模所需時(shí)間短，因此被廣泛采用。經(jīng)過(guò)模型簡(jiǎn)化、抽取中面、幾何清理、網(wǎng)格劃分、網(wǎng)格質(zhì)量檢查后，如圖1所示，總共生成的網(wǎng)格數(shù)量是341 370個(gè)，其中：三角形單元6 820個(gè)，四邊形單元334 152，三角形單元數(shù)量占整個(gè)車(chē)身骨架模型單元數(shù)量的1.9%，滿足三角形單元數(shù)量要小于單元總數(shù)的5%的要求。

2 車(chē)身動(dòng)態(tài)扭轉(zhuǎn)工況下的瞬態(tài)響應(yīng)分析

2.1 工況介紹

客車(chē)在以11 100 mm/s(即40 km/h)的速度行駛時(shí)，其左前方有一半波長(zhǎng)為1 000 mm、波高為200 mm的正弦波形凸起路面，左前輪通過(guò)此路面，其時(shí)間過(guò)程為：t=0 s時(shí)到達(dá)正弦波路面，t=0.045 s時(shí)達(dá)到正弦波的波峰，t=0.09 s時(shí)越過(guò)此凸起路面，在這個(gè)過(guò)程中，其他的3個(gè)車(chē)輪一直行駛在水平路面上。

2.2 位移-時(shí)間歷程劃分

在凸路面上行駛對(duì)車(chē)身動(dòng)載荷的輸入可以簡(jiǎn)化為位移-時(shí)間歷程，位移-時(shí)間歷程如表1所示，整個(gè)歷程共分為7個(gè)時(shí)間節(jié)。

表1 位移-時(shí)間歷程表

2.3 施加約束

約束條件如表2所示，約束的位置施加在客車(chē)懸架安裝在車(chē)身上的位置，其中Dof1代表約束沿X軸方向平動(dòng)的自由度，Dof2代表約束沿Y軸方向平動(dòng)的自由度，Dof3代表約束沿Z軸方向平動(dòng)的自由度，Dof4代表約束沿X軸方向轉(zhuǎn)動(dòng)的自由度，Dof5代表約束沿Y軸方向轉(zhuǎn)動(dòng)的自由度，Dof6代表約束沿Z軸方向轉(zhuǎn)動(dòng)的自由度。

表2 邊界條件

2.4 動(dòng)態(tài)扭轉(zhuǎn)工況瞬態(tài)分析計(jì)算結(jié)果

圖2、3為提取的車(chē)身最大應(yīng)力、最大位移的時(shí)間-歷程曲線。可以得到：車(chē)身的最大應(yīng)力大致呈“拋物線”的形狀，在t=0.045 s時(shí)達(dá)到“拋物線”頂點(diǎn)，此時(shí)最大位移也達(dá)到最大值，所以選擇提取t=0.045 s的結(jié)果進(jìn)行分析。

圖4、5分別為車(chē)身在豎直方向上的位移和車(chē)身應(yīng)力云圖，可以看出：其最大值均出現(xiàn)在前圍。圖5說(shuō)明了t=0.045 s時(shí)車(chē)身的最大應(yīng)力出現(xiàn)在底架，最大值為247.4 MPa，但仍小于材料的屈服強(qiáng)度 ， 因此是安全的。

3 車(chē)身動(dòng)態(tài)彎曲工況下的瞬態(tài)響應(yīng)分析

3.1 工況描述

同動(dòng)態(tài)扭轉(zhuǎn)工況，不同之處只是在于動(dòng)態(tài)彎曲工況下客車(chē)的兩前輪同時(shí)通過(guò)半正弦波，動(dòng)載荷仍然為隨時(shí)間變化的位移載荷，這時(shí)兩后輪一直位于水平路面上。

3.2 載荷步劃分

位移-時(shí)間歷程如表3所示，整個(gè)歷程共分為7個(gè)時(shí)間節(jié)點(diǎn)。

表3 位移-時(shí)間歷程表

3.3 施加約束

約束條件如表4所示，約束的位置施加在客車(chē)懸架安裝在車(chē)身上的位置，其中Dof1代表約束沿X軸方向平動(dòng)的自由度，Dof2代表約束沿Y軸方向平動(dòng)的自由度，Dof3代表約束沿Z軸方向平動(dòng)的自由度。

表4 邊界條件

3.4 動(dòng)態(tài)彎曲工況計(jì)算結(jié)果及分析

圖6、7為提取的車(chē)身最大應(yīng)力、最大位移的時(shí)間-歷程曲線。可以看出：與動(dòng)態(tài)扭轉(zhuǎn)工況不同，動(dòng)態(tài)彎曲工況下車(chē)身最大應(yīng)力時(shí)間-歷程曲線并不像動(dòng)態(tài)扭轉(zhuǎn)工況那樣呈現(xiàn)出“拋物線”的形狀，而是一個(gè)震蕩曲線，且其最大應(yīng)力遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于扭轉(zhuǎn)工況下的應(yīng)力，整個(gè)歷程中，最大應(yīng)力發(fā)生在t=0.051 s，其最大應(yīng)力為66.62 MPa，遠(yuǎn)小于扭轉(zhuǎn)工況下的應(yīng)力和材料的屈服強(qiáng)度，所以是安全的；彎曲工況下車(chē)身最大位移時(shí)間-歷程曲線在t=0.033 s和t=0.066 s達(dá)到兩個(gè)峰值，呈“馬鞍”狀，然后逐漸減小，也就是說(shuō)，動(dòng)態(tài)彎曲工況下，其最大位移并不是發(fā)生在波峰處，而是在其左右各大約30°的位置。于是選擇提取t=0.033 s、t=0.051 s的結(jié)果進(jìn)行分析。

圖8—11分別是t=0.033 s、0.051 s時(shí)車(chē)身Z向位移云圖、車(chē)身應(yīng)力云圖。t=0.033 s時(shí)Z向最大位移發(fā)生在前圍，其值為3.755 mm，最大應(yīng)力發(fā)生在底架，其值為40.17 MPa；t=0.051 s時(shí)Z向最大位移發(fā)生在前圍，其值為3.060 mm，最大應(yīng)力發(fā)生在地板，其值為66.52 MPa。均滿足要求。

4 結(jié)束語(yǔ)

以有限元分析軟件HyperMesh為前處理，以客車(chē)有限元分析模型為對(duì)象，在RADIOSS求解器中得出結(jié)果，并在HyperView中進(jìn)行后處理。主要計(jì)算了動(dòng)態(tài)扭轉(zhuǎn)工況與彎曲工況下的瞬態(tài)響應(yīng)，研究了客車(chē)車(chē)身位移、動(dòng)應(yīng)力的分布情況，從計(jì)算結(jié)果中可以發(fā)現(xiàn)：動(dòng)態(tài)扭轉(zhuǎn)工況比動(dòng)態(tài)彎曲工況的動(dòng)應(yīng)力要大得多，動(dòng)態(tài)扭轉(zhuǎn)工況最大應(yīng)力發(fā)生在t=0.045 s(即波峰)時(shí)，最大應(yīng)力值為247.7 MPa;而動(dòng)態(tài)彎曲工況時(shí)，最大動(dòng)應(yīng)力發(fā)生在t=0.051 s時(shí)，最大值為66.62 MPa。動(dòng)態(tài)扭轉(zhuǎn)工況在日常生活中并不經(jīng)常發(fā)生，所以，只要最大動(dòng)應(yīng)力不超過(guò)材料的屈服極限，就認(rèn)為這是可以接受的。通過(guò)計(jì)算可知：無(wú)論動(dòng)態(tài)扭轉(zhuǎn)工況還是動(dòng)態(tài)彎曲工況下的最大應(yīng)力都在材料的屈服極限355 MPa以內(nèi)。通過(guò)這兩種工況的對(duì)比分析還可以得出:扭轉(zhuǎn)工況下的最大應(yīng)力隨時(shí)間的變化呈“拋物線”狀，而彎曲工況下最大應(yīng)力隨時(shí)間波浪振動(dòng)，逐漸減小，最大位移隨時(shí)間的變化呈“馬鞍”狀；無(wú)論是扭轉(zhuǎn)工況還是彎曲工況，其Z向速度在波峰時(shí)均為零，此時(shí)加速度達(dá)到最大值，這與實(shí)際相符合，驗(yàn)證了模型的正確性。

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DynamicCharacteristicsAnalysisofCoach-BodyStructure

YAO Bin,WANG Yiying,MENG Bin

(Chang’an University,Xi’an Shaanxi 710064,China)

In order to analyze the effect of dynamic conditions on the coach body structure,a FEA model of coach body structure was established to study transient response of body frame structure under the dynamic torsion and bending conditions.The results of body frame transient response analysis show that:the maximum stress of the body frame is 247.7MPa,which is still within the material yield limit;under the torsion condition,maximum stress changes with time as a parabola,while under bending condition changes as vibration wave and gradually decreases;however,under both torsion condition and bending conditions,in the vertical direction,the wave crest is zero,which means peak acceleration at the moment.Thereby the design rationality of the coach is verified and the obtained results provide some references for the further optimization analysis of the coach.

Coach;Body frame;FEA;Transient dynamic analysis

2014-10-11

姚賓(1989—)，碩士研究生，專(zhuān)業(yè)方向?yàn)檐?chē)輛工程。E-mail：yaobinx@163.com。