1、 某型大客车的有限元分析巴 勇长 春 一 汽 集 团 电 子 计 算 处摘要：本文利用 MSC/PATRAN 和 MSC/NASTRAN 对某型客车进行了有限元强度和刚度的 分析，了解其应力的分布情况，为整车的强度分配和轻量化提供理论依据，同时也证明了采用 MSC/PATRAN 和 MSC/NASTRAN 软件在客车强度分析方面的实用性。关键词： 客车 有限元分析 强度 骨架1. 前言随着我国道路交通建设的发展，使中、长途客车的生产也得到了很好的发展。但我国客车的车身的设计大都采用类比的方法，对有问题的区域往往采取局部加强的方法，致使车重不断增加，对一些结构上的改进和优化由于缺少一定的理论依据
2、而往往得不到很好的实施。本文采用有限元理论，利用 MSC/PATRAN 和 MSC/NASTRAN 对我集团生产的某型车架尾部有设计修改的客车进行强度和刚度的分析计算，计算出修改后的车身结构件的应力分布情况，为客车的结构设计提供了理论依据。2. 客车的主要的技术参数整车长 x 宽 x 高(mm)：8660X2315X2050轴距(mm)：4700乘员数：37整备质量(kg)：12000前轴负荷(kg)：4000后桥负荷(kg)：80003. 有限元模型的处理大客车的车身是半承载式结构，由骨架和蒙皮两部分组成，虽然蒙皮对整车刚度和强度都有一定的影响，但基本上不承受剪切力属于非预应力件，对结构强度
3、的影响可不考虑，故在进行应力计算时仅考虑骨架部分。车身骨架总成包括车架骨架、底架骨架、左、右侧围骨架、顶盖骨架及前、后围骨架，各骨架采用各种型钢焊接而成。客车车身为复杂的空间杆系结构，所以在建立车身有限元模型时采用了空间的梁单元来模拟车身骨架结构，同时为真实反映实际运行中载荷和约束的位置及其影响，保留了底盘车架并对底盘车架采用了壳单元来进行模拟，将车身结构构件刚性地与车架连接，使车身参与整车承载，与车身连接的钢板弹簧及车轮轴简化为两个 ROD 元和一个刚度较大梁的结构。由于整车车身结构比较复杂，所以对车身模型进行了一定的简化：对那些对结构的变形和内力影响很小，且与整车骨架的连接关系较弱的一些非
4、承载件进行了较大的简化和忽略；对车身四周、顶盖横梁、前风窗下梁等曲杆简化为若干直梁单元；对位置关系较近和联系较强的点根据实际结构中的焊接和铆接的关系采取适当的合并或符合实际情况的主从节点联接方式；另根据设计方面的要求，还对车架尾部结构进行了修改。图 1 为车身结构的计算模型，图 2 为修改后的车架尾部结构。图 1 车身结构的计算模型 图 2 车架尾部结构4. 载荷和工况汽车在实际使用时的载荷和工况非常复杂，但就其性质而言，车身的主要载荷可分为弯曲、扭转、侧向载荷和纵向载荷，这几种载荷情况也直接关系到车身的结构强度，所以本次计算考虑以上载荷及其组合共分四种工况来进行计算。41 垂直工况按公式 R
5、=K0FZ 来设计弯曲载荷 R，其中：K0 为动载系数，本文选取 K0=2.5。FZ 为弯曲载荷，包括乘员、货物、自重、设备重量，其中重力加速度 g 取 9.8m/s2，乘员取 65kg/人，左、右、后行李箱以及内外行李架按实际最大可能载荷，其它设备按实际重量。42 制动工况按公式 R=FX+K1FZ 来设计制动载荷 R，其中：FX 为纵向载荷，加速度取 0.7g。K1 为动载系数，本文选取 K1=1.5。FZ 为弯曲载荷，情况同 4.1。43 转弯工况按公式 R=FY+K1FZ 来设计转弯载荷 R，其中：FY 为侧向载荷，加速度取 0.4g。K1 为动载系数，本文选取 K1=1.5。FZ 为
6、弯曲载荷，情况同 4.1。44 扭转工况扭转载荷产生于路面不平对车身的造成的不对称支撑，为了进行横向对比，用静态最大可能的扭距，本文采用右后轮抬高 80mm，其它载荷与垂直工况相同。5. 主要计算结果和分析计算模型经 MSC/NASTRAN 计算后得到变形、应力等计算结果，由 MSC/PATRAN 可得到图形化的后处理结果，本文选取部分代表性的结果进行说明。51 车身刚度分析图 3、4、5 分别为车身在弯曲、制动、转弯工况下的车身变形图。弯曲工况下车身的最大位移在顶盖骨架后部即外行李架中部的相关骨架处，其值为 21.4mm，底架的最大位移在后排的抬高座椅的后横梁处，位移值为 16.1mm，底盘
7、车架尾端的最大位移为 17.1mm。制动工况下的上述 3 个部位的位移值分别为 12.8mm，8.16mm，9.39mm。整个车身在制动方向上的最大位移值为 2.1mm。转弯工况下的上述 3 个部位的位移值分别为 18.6mm，14.4mm，12.3mm。以上三种工况所说的位移皆为变形部位与轮轴的相对位移。由以上可以得知该车的弯曲刚度基本符合条件。图 3 弯曲工况车身变形图 图 4 制动工况车身变形图图 5 转弯工况车身变形图图 6 为扭转工况下的车身变形图。对扭转工况下主要研究门窗的变形，门窗变形过大会影响车身的密封性。以下为关键部位的变形值：车门变形 7.14mm，6.26mm ，前挡风窗
8、 8.81mm，11.1mm，车门前窗 2.43mm，3.2mm，车门后窗 2.3464mm，1.9712mm 后挡风窗1.01mm，2.99mm（第一个数代表主对角线的变形值，第二个代表副对角线的变形值）图 6 扭转工况车身变形图52 车身强度分析弯曲工况下车身的最大弯曲应力为 145 Mpa，应力分布如图 7,车架后部修改部分最大应力为 55.5 Mpa 分布如图 8。制动和转弯工况下的应力分布都大大低于弯曲工况下的应力，整个车身的应力都在 100 Mpa 以下，车架后部修改部分的最大应力分别为 25 Mpa 和 38.4 Mpa。扭转工况下的车身的应力分布如图 9 所示，最大值为 193
9、 Mpa。车门处的应力分布及最大值位置如图 10，车架尾部修改部分的最大应力为 113 Mpa，位置及应力分布如图11。图 7 弯曲工况车身最大弯曲应力 图 8 弯曲工况车架后部应力图 9 扭转工况车身应力分布 图 10 车门应力分布图 11 扭转工况车架后部应力对于碳素结构钢 Q235-A，当钢材厚度小于或等于 16mm 时，他的屈服点 s 为240MPa。所有计算的应力应不大于材料的许用应力 。按 Q235-A 的弯曲许用应力=160MP、扭转许用应力=200MP 评价，可见该车身结构全都符合强度条件并有一定的强度储备。6. 结论一、 本文所分析的客车在车架尾部进行修改后，其刚度基本符合经验要求，门窗变形小，强度也符合强度条件，说明该车完全符合城市交通的需要。二、 对于个别的高应力部位可做进一步的设计优化。三、 通过上述分析结果，说明该车有一定的强度储备，具备进一步的降重潜力，可通过一些改进方法试算，本文不在叙述。四、 对于大客车这样的大型空间结构的刚、强度分析以及优化设计，采用有限元法是一个行之有效的方法，并且 MSC/PATRAN 和 MSC/NASTRAN 能提供完善的功能和很好的结果。参考文献：1 MSC/NASTRAN REFERENCE MANUAL2 西安公路大学汽车教研室编 客车车身结构与计算（一） 1985345
