全承載式客車車身骨架強(qiáng)度剛度分析

全承載式客車車身骨架強(qiáng)度剛度分析

根據(jù)承載方法，客車車身的結(jié)構(gòu)類型可分為非承載型、半載型和全載型。三種結(jié)構(gòu)型式在承載方式、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)原理以及加工制造工藝上均有明顯不同。全承載式車身骨架與其他兩種車身結(jié)構(gòu)相比,其突出特點(diǎn)是沒(méi)有相對(duì)獨(dú)立的底盤車架,客車載荷主要靠由小截面型材焊接而成的封閉骨架承受。所以全承載式客車車身必須具有足夠的強(qiáng)度,保證其使用壽命和足夠的剛度,以保證其使用要求。有限元分析(FEA)技術(shù)具有縮短研發(fā)周期和降低研發(fā)費(fèi)用等特點(diǎn),在車輛產(chǎn)品開發(fā)前期進(jìn)行計(jì)算模擬是最佳選擇,在客車車身骨架強(qiáng)度剛度分析中獲得了廣泛的應(yīng)用。本文以某12m長(zhǎng)的全承載式客車車身結(jié)構(gòu)為研究對(duì)象,應(yīng)用FEA軟件HYPERWORKS對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜力學(xué)分析。1有效建立有限元模型根據(jù)文獻(xiàn)介紹,建立客車車身骨架有限元模型的方法大致有兩種:一種是單元類型以梁?jiǎn)卧獮橹?模型簡(jiǎn)單,計(jì)算結(jié)果誤差較大,適合動(dòng)力學(xué)仿真分析;另一種是單元類型以殼單元為主,模型精確,可保證在客車開發(fā)初期階段得到較精確的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度計(jì)算結(jié)果,保證結(jié)構(gòu)的優(yōu)化安全設(shè)計(jì),但前處理建模工作量大。綜合兩種情況,本文以殼單元為主,輔以必要的梁?jiǎn)卧蛷椈蓡卧?。全承載式客車有限元分析按以下步驟進(jìn)行。1)掌握所研究對(duì)象的結(jié)構(gòu)特點(diǎn):車身骨架由六部分組成:前、后圍,左、右側(cè)圍,頂蓋和底架。其多數(shù)是由幾種矩形鋼管焊接而成,如30×50×1.5、40×50×1.5、50×50×2.0等,頂蓋有安裝空調(diào)和內(nèi)行李架的埋塊。側(cè)圍設(shè)計(jì)有連接座椅的帶凹槽鋁板。底架行李艙等處設(shè)計(jì)有增強(qiáng)作用的三角板。2)利用CAE分析軟件與三維建模軟件的接口技術(shù),將客車車身骨架三維幾何模型的IGES格式導(dǎo)入HYPERMESH軟件中。HYPERMESH模塊最顯著的特點(diǎn)是具有強(qiáng)大的有限元網(wǎng)格前、后處理功能,以不同截面形狀型材焊接成的客車車架,以殼單元為主,一般情況最小邊至少有兩個(gè)單元。前、后懸架的上下推力桿等選用梁?jiǎn)卧Ｇ?、后空氣彈簧選用彈簧單元。單元尺寸約為10~15mm。底架有幾處增加了三角板支架,采用殼單元模擬,殼單元與殼單元、殼單元與梁?jiǎn)卧g均用剛性單元連接。3)明確求解對(duì)象的技術(shù)條件要求、結(jié)構(gòu)型式和尺寸要求,確定邊界約束條件,模擬各型材焊接關(guān)系。定義所采用材料屬性及簡(jiǎn)化處理幾何模型。最后建立的客車車身有限元模型如圖1所示。4)在CAE分析中,載荷施加是影響計(jì)算結(jié)果的關(guān)鍵步驟之一。各主要零部件質(zhì)量的稱量如表1所示。按表1中的質(zhì)量數(shù)值在相應(yīng)部位施加均布載荷或質(zhì)量單元,形成計(jì)算數(shù)據(jù)文件。指定分析類型,如靜態(tài)或者動(dòng)態(tài)分析;執(zhí)行求解計(jì)算。5)后處理工作。讀取計(jì)算結(jié)果文件,在后處理器中,觀察分析結(jié)構(gòu)變形情況和有關(guān)物理量的分布云圖及數(shù)值等。2彎曲工況下的變形對(duì)所建立的有限元模型分別設(shè)定客車行駛的典型工況:彎曲工況和扭轉(zhuǎn)工況進(jìn)行計(jì)算。分析車身骨架的綜合變形云圖、綜合應(yīng)力分布云圖。1)彎曲工況:是客車在勻速行駛或在靜止時(shí)的情況,載荷只有自重和裝載質(zhì)量,約束處理要保證車身骨架在橫向和縱向變形方向上有變形的空間,但又不允許有欠約束。本例中,客車車身骨架在彎曲工況下的最大變形量為13.2mm,出現(xiàn)在頂蓋安裝空調(diào)位置處。主要由前、后空氣彈簧的變形承受?？蛙囓嚿砉羌茉趶澢r下的最大綜合應(yīng)力為151.7MPa,發(fā)生在油箱艙左方斜撐位置處。2)扭轉(zhuǎn)工況:是客車單側(cè)車輪行駛通過(guò)凸凹不平面時(shí),單側(cè)車輪懸空的極限扭轉(zhuǎn)情況。本例以右后車輪懸空為例。本例中,客車車身骨架在扭轉(zhuǎn)工況下的最大變形量為43.4mm;最大綜合應(yīng)力為182.1MPa,發(fā)生在右前輪前部短斜撐位置處?？蛙囓嚿砉羌懿牧线x用20#碳素鋼,泊松比γ=0.3,許用應(yīng)力[σ]=240MPa。通過(guò)分析可以看出,車身骨架最大應(yīng)力在許用應(yīng)力范圍內(nèi),滿足設(shè)計(jì)要求。3車身骨骼的剛性分析3.1扭轉(zhuǎn)剛度為計(jì)算車身骨架扭轉(zhuǎn)剛度,先將后懸架的空氣彈簧改成剛性支撐元件,在前車架的兩個(gè)承載點(diǎn)處分別沿Z向和-Z方向施加2cm的位移,計(jì)算出兩個(gè)前懸置點(diǎn)的支反力:右側(cè)節(jié)點(diǎn)上的Z向支反力為F1=1.2054×104N;左側(cè)節(jié)點(diǎn)上的Z向支反力為F2=1.2054×104N。所以前軸上的扭矩為其中,B為兩個(gè)位移約束之間跨距,此處即是前軸輪距:B=2.08m。因δ1=0.02m,δ2=-0.02m,所以前軸上的扭矩和扭轉(zhuǎn)角分別為T=2.507×104N·m,θ1=6.1972°因后軸的扭轉(zhuǎn)角約為0°,所以整車的扭轉(zhuǎn)角θ≈θ1=1.1024°。與非承載式車身車型相比,全承載式客車扭轉(zhuǎn)剛度較大,而就客車而言,車身覆蓋件如玻璃蒙皮等對(duì)提高客車的扭轉(zhuǎn)剛度貢獻(xiàn)較大。圖2為幾種車型的軸距與扭轉(zhuǎn)剛度的關(guān)系統(tǒng)計(jì)曲線。對(duì)比承載式車身車型的扭轉(zhuǎn)剛度,可知所設(shè)計(jì)客車的扭轉(zhuǎn)剛度是滿足要求的。3.2扭轉(zhuǎn)工況下開口變形的判定開口變形是評(píng)價(jià)車身剛度的另一個(gè)重要指標(biāo),擋風(fēng)玻璃、車門、車窗等部位的開口變形過(guò)大會(huì)影響到車身的密封性,嚴(yán)重時(shí)會(huì)造成車門卡死、玻璃破碎、漏雨、滲水及內(nèi)飾脫落等問(wèn)題。而且開口變形部位應(yīng)力會(huì)加大。為了避免這些問(wèn)題,必須校驗(yàn)開口部分的變形。衡量開口變形一般是在車身受到扭轉(zhuǎn)載荷情況下,通過(guò)計(jì)算車身開口部分對(duì)角線的變化量來(lái)體現(xiàn)的。表2列出客車車身骨架在扭轉(zhuǎn)工況下主要開口變形情況(節(jié)選)?？梢钥闯?在左扭轉(zhuǎn)工況下各門窗對(duì)角線開口變形均較小。最大絕對(duì)變形量為4.56mm,位置在前擋風(fēng)玻璃窗上;最大相對(duì)變形量為0.1569%,位置也在擋風(fēng)玻璃窗處。一般要求大客車開口變形量不超過(guò)5mm,所以在左扭轉(zhuǎn)工況下,所建立模型的車身骨架剛度較好,對(duì)角線的變形程度尚不會(huì)影響門的開啟及損壞風(fēng)窗玻璃。4全承載式客車骨架結(jié)構(gòu)的分析本文利用有限元法對(duì)某全