车身结构分析（通用12篇）
车身结构分析 篇1
1 引言
客车车身骨架结构是客车的关键总成,其性能的好坏直接影响到客车的安全性和舒适性[1]。本文建立了车身骨架的有限元模型,对其进行有限元静态分析与模态分析,为车身骨架的改进设计提供了参考依据。
2 客车车身骨架结构有限元模型的建立
本文选择Beam188单元生成梁单元模型,选用Mass21进行加载模拟,利用Combin14单元模拟空气弹簧。在建模中,利用短梁结构模拟焊点,最终建立的有限元模型如图1所示。
3 典型工况下的静态分析
3.1 紧急制动工况
紧急制动工况下的静态分析主要模拟客车在紧急制动时,客车车身骨架在纵向载荷及垂向载荷综合作用下的响应状况[2,3,4,5,6]。
(1)载荷与约束条件
约束前悬架装配处节点的UX、UY、UZ向自由度,约束后悬架装配处节点的UZ、UY向自由度。
(2)计算结果分析
图2为紧急制动工况下车身骨架的应力分布。从图中可知,最大应力发生在前端悬架处,大小为137.828MPa。如图3所示,前后端悬架与行李舱连接部位的应力在100MPa左右。
图4所示为紧急制动工况下车身骨架的位移分布图,车身最大变形发生在顶盖中段安装空调区域,纵向位移为3.359mm,总位移值为5.235mm。图5给出了车身骨架的纵向位移分布图,整车车身略向前倾。
图6和图7分别为紧急制动工况下车身骨架所受扭矩和弯矩的分布图。可以看出车身的前后端悬架是高扭矩区,而作用在后端悬架部位的弯矩较其它部位要高。
3.2 极限扭转工况
扭转工况主要模拟客车行驶时一轮悬空或一轮抬高的情形,由于左右车轮接地点出现高度差,客车会受到不对称载荷的作用[2,3,4,5,6]。
(1)载荷与边界条件
约束右前悬架装配处节点的UX、UY、UZ向自由度;释放左前悬架装配处节点的所有自由度;约束后悬架装配处节点的UZ向自由度,释放其它自由度。
(2)计算结果分析
图8为整车车身骨架的应力分布。在扭转力矩的作用下,行李舱与后架相连处为最大应力区,如图9所示,最大应力值达到194.708MPa。
图10为该工况下整车车身的位移分布情况。由于左前轮悬空,车身行李舱以及前端悬架产生明显的扭转变形,最大位移为17.231mm,发生在车身的左前端。
图11给出了整车车身的扭转变形,可以看出在该工况下车身变形较为严重。
极限扭转工况下扭矩的分布如图12所示,该工况下扭矩的作用略向车身前移。
从图13中可以看出,弯矩主要分布在前后端悬架处和车身的各垂向断面上。
3.3 紧急转弯工况
紧急转弯工况是模拟客车转弯时,车身骨架在横向惯性力与垂向载荷综合作用下的响应情况[2,3,4,5,6]。
3.3.1 载荷与边界条件
本文在车身骨架质心处施加0.4g大小的横向加速度模拟横向载荷。约束条件为:约束前悬架装配处节点的UX,UY,UZ向自由度;约束后悬架装配处节点的UX,UY,UZ向自由度,释放其它自由度。
3.3.2 计算结果分析
图14显示了该工况下车身骨架的应力分布。最大应力发生在车身骨架的前端悬架处,如图15所示,最大应力值为157.973MPa。
图16为车身骨架的位移分布。车身顶盖部位的位移值最大,其横向位移值为8.819mm,总位移值为9.495mm。如图17所示,可以明显地看到车身骨架的侧向弯曲变形。
图18为紧急转弯工况下,车身的扭矩分布图。图19为车身骨架所受弯矩的分布图。高弯矩区范围较大,除前后端悬架外,车身骨架的尾部和车身的中部截面部位都有较高水平的弯矩作用。
4 车身骨架的模态分析
利用ANSYS软件采用BLOCK LANCZOS法对车身骨架进行模态分析(表1),提取车身骨架的低阶模态[7,8]。
从车身骨架的模态振型可以得出,在低阶固有频率下车身骨架的振型主要表现为侧向弯曲、整车扭转、上部局部弯曲等形式。分析表明:车身低阶固有频率处于允许工作频段内,具有较好的振动特性。
5 结论
建立车身骨架结构的有限元模型,对车身骨架结构进行了三种典型工况下的静态分析和模态分析。
(1)三种工况下,最大应力均发生在车身底架总成,而车身骨架的侧窗、侧围以及尾架的应力水平都较低。
(2)车身骨架的大位移主要发生在车身顶部位,整车刚度性能较好,车身骨架具备很大的轻量化潜力。
(3)车身低阶固有频率处于允许工作频段内,具有较好的振动特性。
摘要：建立了客车骨架有限元模型,在紧急制动、极限扭转和紧急转弯工况下,对车身骨架结构进行了静态分析,得到了车身骨架结构的应力、位移、扭矩和弯矩分布情况。对车身骨架结构进行了模态分析,得到了低阶模态下的固有频率和振型。分析结果表明:车身骨架大应力主要分布在车身的底架,而其它部位的应力值都较低。车身低阶固有频率处于允许工作频段内,具有较好的振动特性。
关键词：客车,车身骨架,静态分析,模态分析
参考文献
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[5]张雁冰.全承载客车车身设计分析与研究[D].杭州:浙江大学,2008.
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[8]谷叶水.客车车身骨架结构有限元分析与研究[D].合肥:合肥工业大学,2005.
车身结构分析 篇2
1.车身设计的特点是什么？
2.现代汽车车身发展趋势主要是什么？
3.简述常用车身材料的特点和用途。
4.简述车身承载类型的特点及适用车型。
5.车身设计中的“四化”指的是什么？解释其概念。
6.简述新车型开发的分类
7.什么是概念设计
8.简述决定汽车车身设计的主要因素及关键技术。
9.简述汽车车身设计的技术要求。
10.简述现代车身设计方法及程序。
11.应用于车身设计的计算机辅助技术(CAX)有：
12.13.汽车产品开发中逆向工程关键技术是:
14.虚拟现实技术的概念及在汽车工程中的应用
15.简述专家系统的概念
16并行工程的概念及优点:
17.车身总布置设计的主要内容有哪些？
18.车身总布置设计原则
19.简述车身设计制图方法
20.人体尺寸的百分位概念、应用及意义
21.眼椭圆概念:
22.车身设计中对前方视野的视角要求
23.轿车车身布置设计的主要内容有哪些？
24.汽车行驶时所受的空气阻力有哪五个部分？是怎样形成的？
25.简述降低汽车行驶阻力的措施。
26.简述降低汽车行驶升力的措施。
27.简述美学基本法则中的统一与变化。
28.造型设计中常用的几何比例关系是。
29.简述造型设计中常用的几种美学法则。
30.简述汽车造型必需遵循的原则。
31.简述曲面曲线的连续关系及曲面连续性的检查方法。
32.简述汽车车身数字化建模一般方法。
32.简述汽车车身的组成及结构。
34.简述汽车车体结构的设计步骤
35.作用在车身和车架上的载荷。
36.车身和车架结构有限元分析主要内容。
37.分析车体结构的工艺性
车身结构分析 篇3
（东风汽车公司 技术中心，武汉 430058）
随着汽车工业的迅速发展，世界汽车保有量与日俱增，但随之而来的能源短缺、环境污染等一系列问题也日益突出。轻型、节能、环保、安全、舒适、低成本成为各汽车制造厂家追求的目标，尤其是节能和环保更是关系可持续发展的重大问题，节能减排已成为汽车工业界亟待解决的问题，日益严格的安全和排放法规，也给汽车产业带来了严峻的考验。轻量化技术就是降低燃油消耗及减少排放的最有效措施之一。世界铝业协会提出的报告［1］指出，整车质量每减少10%，燃油消耗将相应减少6%～8%，CO2排放量将减少10%。在当今汽车业“安全、节能、环保”这三大主题的呼唤下，汽车轻量化设计势在必行。
车身质量占汽车总质量的40%左右，车身的轻量化对于整车的轻量化起着举足轻重的作用，其对于整车开发的影响是多方面的：轻量化设计提高汽车的加速性能，同时整车的振动、噪声稳定性会得到较大改善，车厢内乘坐环境及舒适度得到提升；由于汽车整车质量降低，行驶中的惯性相应减小，制动距离缩短，可以有效降低因紧急事件而发生的碰撞概率和碰撞程度，整车安全性能得到进一步提高；钢材消耗减小，降低生产成本，提高市场竞争力；可以降低油耗和减少污染物的排放。
新材料、新工艺的大量应用虽然能明显的实现减重，但也带来的成本的急剧增加。优化设计是20世纪60年代初发展起来的一门学科，是将最优化原理和计算技术应用于设计领域，为工程设计提供一种重要的科学设计方法。利用这种新的设计方法，人们就可以从众多的设计方案中寻找出最佳设计方案，从而大大提高设计效率和质量，因此优化设计是现代设计理论和方法的一个重要领域。通过优化分析实现减重，降低车辆油耗、提高车辆运行的经济性的同时，也为汽车制造企业节约原材料，降低成本，带来显著的经济效益。
本文根据有限元理论以及优化设计方法，利用有限元软件HyperWorks的结构优化设计技术对国产某轿车的静动态特性进行分析，得到了该轿车的静动态特性，并且在此基础上进行了优化设计。以白车身质量最小为优化目标，以白车身扭转刚度不低于原有结构的扭转刚度为约束条件，以白车身钣金件厚度为设计变量，得到扭转刚度对各板件厚度的灵敏度，通过调整板件厚度，对白车身结构进行优化。
1 优化分析理论
灵敏度分析与计算是结构优化设计中时常面临的问题。灵敏度作为导数信息,反映出结构设计变量或参数的改变对目标或约束函数的影响程度,利用它可以确定最优解的搜索方向,建立近似方程或构造优化迭代计算公式以及进行结构设计修改。
对于有限元方程：
式中：K为刚度矩阵；U为单元节点位移矢量；P为单元节点载荷矢量。
两边对设计变量X求偏导数：
一般，结构相应（如约束函数g）可以描述为位移矢量U的函数：
式中：X=x1，x2，...，xn为设计变量， f（X）为目标函数，g（X）为不等式约束函数，h（X）为等式约束函数，上角标L指Lower Limit，即下限，上角标U指Upper Limit，即上限。
2 优化模型的建立
借助有限元前处理软件Hypermesh，在Catia数模的基础上，建立某款乘用车白车身有限元模型，如图1所示。
本优化从研究对象的结构特点出发，同时考虑最大限度地降低模具的改变量，降低成本，进行优化设计时，将组成白车身的各个零件的厚度作为设计变量。由于部分零件对称，把对称零件计为1组，作为设计变量时，由于同时改变白车身左右的同一个零件，对白车身的对称性不会产生影响。整个白车身由187组零件构成，因而，优化时可供选用的设计变量共有187个，考虑到实际操作的可能性及分析效率，需要针对具体的优化目标对这些变量进行筛选。
优化所用的模型是以扭转刚度分析所用的有限元模型为基础，同时包含目标函数、设计变量及约束条件等众多优化信息在内的有限元模型。为减轻白车身质量，满足轻量化设计要求，降低生产成本，确定白车身质量最小为目标函数。减重的同时，扭转刚度性能不能降低，因此，以扭转刚度不低于原有刚度值为约束条件。
3 优化结果及性能验证
3.1 灵敏度分析结果
灵敏度分析部分结果如表1所示，将所有板件按刚度灵敏度值的大小分成四个区间，各区间板件如图2所示。
表1 各板件质量灵敏度和刚度灵敏度值
3.2 确定优化方案
结合上述质量灵敏度和刚度灵敏度的分析结果，增厚质量小且对刚度敏感的板件，减薄质量大且对刚度不敏感的板件。由于白车身中碰撞吸能区、能量传递区和乘员保护区等部位影响汽车的碰撞性能，在确定优化方案的过程中，这些部位的汽车板件暂不作厚度更改。
在确定零件厚度变化范围时，只要车身零件的厚度调整适度，相应的加工模具就可以不用改动或只作小改动。根据实际经验，当板件厚度＜1.5 mm时，板件增厚与减薄最大值分别为0.2 mm与0.1 mm；当板件厚度≥1.5 mm时，板件增厚与减薄最大值均为0.2 mm。
最终确定减薄和增厚的部件如图3所示，具体参见表2。
表2 白车身结构优化结果对比
3.3 性能验证
对于长期运行于振动环境中的轿车白车身结构，希望有一个良好的动态特性。车身结构的固有频率是衡量其动态性能的主要参数，固有频率越高则表示其动刚度越好，因而，希望白车身的固有频率在现有基础上能得到进一步提高。因此，计算优化方案模型的模态和扭转刚度来进行性能验证。
白车身结构优化的结果如图表所示，进行了各种性能的对比。这次优化是在保证扭转刚度不低于现有水平、正面的碰撞性能不变的情况下进行的轻量化设计。最终白车身的总质量减小了5.8 kg，扭转刚度和一阶扭转模态均有所提高，说明这次优化设计取得了明显的效果。
4 结论
（1）通过优化，实现材料在车身上的重新分布，在扭转刚度和一阶扭转模态略有提高的情况下白车身实现减重5.8 kg。
（2）结构优化设计可以为设计人员提供全新的设计和最优的材料分布方案，尤其在设计早期，可以得到更好的设计基础和更短的设计周期。
（3）通过灵敏度分析，可以避免结构修改的盲目性，找出对结构性能影响较大的结构参数作为优化的设计变量，对应提高结构性能具有十分重要的意义。
（4）有限元方法在结构设计方面占有很重要的位置，并应该贯穿整个设计和制造的全过程，将有限元方法应用于汽车白车身开发是缩短新型车开发周期、降低产品成本、提高汽车品质的必由之路。
［1］Joseph C.Benedyk.Light Materials in Automotive Applications［J］.Light Metal Age.2000（10）： 34-35.
车身结构焊接性分析与标准 篇4
点焊工艺可行性分析
点焊是车身焊接中最常用工艺方法, 由于其本身工艺特点, 对产品结构、产品定义有一定特殊要求。
点焊焊接时, 用到最多的工具是焊钳, 焊钳尺寸结构会对产品结构有很大影响。焊钳分为X形和C形两类 (见图1) , 常用焊钳的电极杆和电极帽直径有13mm和16mm两种型号, 角度有15°、30°和90°, 手动焊钳电极帽高度有20mm和23mm两种, 自动焊钳的电极帽高度有13mm、18mm、20mm和23mm四种, 电极杆最短为10mm, 电极臂直径最小为30mm, 焊钳气缸缸径为20~45mm。所以设计焊点搭接边、板件R角、焊点位置处的焊钳通道以及周围板件空间, 都要充分考虑这些影响因素。
1.点焊对料边要求
依据经验, 两层板件搭接焊接边通常为12~16mm, 一般>14mm, 侧围门洞焊接边考虑到密封性一般为12~14mm, 料厚较大或有三层板焊接情况下, 搭接边宽度应>17mm, 焊接料厚越大, 搭接宽度越宽。另外, 点焊接头形式分为对接接头 (折边接头) 和搭接接头, 一般尽量采用搭接接头的形式。折边接头对于零件尺寸不易保证, 且安全性能不高。搭接接头属于滑动搭接, 能消除部分误差, 对于尺寸精度有保证且安全性能较高。
2.零件搭接结构
焊接板厚及板厚比要求大于1∶3, 避免中间钣金较短的三层板焊接;多层板搭接过度处焊点易焊接悬空;杜绝四层板焊接;总板厚一般材质小于5mm, 高强钢板小于4mm。与外板匹配的焊接总成件, 要预留出焊点扭曲空间, 否则易造成外板鼓包。
3.点焊位置
减少斜面焊接和外漏焊点, 增加焊点标识。整车外漏焊点很难控制焊点外观质量, 例如毛刺、扭曲、击穿及压痕等缺陷 (见图2) 。
倾斜面焊点焊接时焊钳不易垂直焊接, 容易出现焊点扭曲和毛刺 (见图3) 。
为了有效保障焊点位置, 提高工位保障能力, 建议增加焊点标识 (见图4) 。
4.焊点间距与数量
从焊点间距、焊点分步来分析焊点数量。点焊时, 相邻两焊点的中心距称为焊点间距或简称为点距。焊点间距越小, 焊点数自然增多, 虽然能提高被焊接件的连接强度, 但在能保证连接强度的条件下, 焊点间距应以加大好。这不仅能减少焊点, 提高生产率, 而且也减少点焊时分流, 提高焊接质量。焊点应该合理布局, 因此在设计时必须选一个适当点距。经验值为30~80mm, 但焊点间距与板件厚度和板件层数都有关系, 不同的焊接厚度焊点间距经验值见表1。
另外, 车身紧固处, 有些焊点可以省去, 紧固标准件连接可以代替焊接连接, 如A柱加强板总成与侧围外板在门铰链安装处三层板焊点 (见图5) 。
5.焊接空间
焊接空间直接影响着焊点外观和强度质量, 主要包括焊钳电极通道、板件U形和平行结构和R角焊接。
通过焊钳通道焊接的焊点, 要留足焊钳活动空间, 据经验, 最小开口尺寸为30mm, 深度不要超过40mm, 否则会造成焊接分流, 焊钳不易操作。
板件U形、‖形焊接时, 两板件的间距要留足焊钳的活动量, 至少40mm, 一般采用100~150mm, 否则无法焊接和分流。如果有此种结构, 要采用特殊焊钳, 这样会造成成本浪费以及现场焊钳的维护。
R角大小和直缓直接影响焊接, 根据经验, R角宜直不宜缓, 90°角为宜, R角翻边宜长不宜短, 有效焊接边最少为20mm, 焊钳电极与板件翻边的避让间隙大于2mm。
6.点焊尺寸稳定性
初级焊接总成零件搭接形式及焊接顺序会决定此产品在次级总成中定位和尺寸要求, 甚至会带来整车零件故障, 主要包括自焊接零件结构、两方向焊接结构及零件结构软。自焊接零件指的是零件本身不同部位进行定位焊接, 保证安装面, 但相对尺寸会有一定偏移, 再焊接到其他总成上, 一定会影响安装功能面尺寸。
两方向焊接, 通常是加强件在U形结构中焊接, Z向和Y向均焊接, 为了保证焊接强度, 通常会先焊接Z方向上焊点, 这样再焊接Y向上点时, 就会造成U形本体件Y向尺寸。
零件设计时未考虑焊接定位性, 直接让钣金悬空搭接无法定位, 且焊接空间较狭窄, 这样焊接尺寸反弹较大。
凸焊工艺可行性分析
凸焊主要用来焊接车身上的螺母和螺栓。凸焊使用工具就是凸焊焊机的凸焊电极, 分为上下电极。
螺母凸焊下电极直径大小有32mm、35mm、38mm和42mm, 常用为φ32mm;上电极直径有16mm、20mm和27mm, M5, 常用为φ16mm、M6和M8, 常用为φ20mm。所以普通螺母的下电极至少要预留φ32mm的圆平面。保险带安装螺母座上电极与下电极直径相同, 有φ38mm和φ42mm两种。所以对于安全带螺母上下电极需要至少预留φ38mm的圆平面。螺栓凸焊下电极直径大小有φ25mm和φ32mm两种, 上电极大小有φ16mm和φ20mm两种。M5、M6下电极常用深度为30mm, M8下电极常用深度为38mm。为保证焊接可操作性和凸焊尺寸, 凸焊螺母底孔统一定为 (M+1) mm, 凸焊螺栓底孔统一定为 (M+0.5) mm。凸焊预留平面和凸焊孔径经验值见表2。
考虑凸焊空间时, 除了上述说的凸焊面尺寸外, 还有结合焊机的喉深, 通常为400~750mm, 这样就要关注凸焊孔到零件边缘尺寸 (见图6) 。另外, 凸焊零件尺寸要<1.6mm, 质量<10kg, 且要刚性好, 外表面件不建议凸焊, 例如侧围外板。
使用凸焊工艺, 料厚要做分析, 通常对应关系见表3。
(单位:mm)
另外, 部分特殊结构凸焊要尽量避免, 主要包括:深度超过60mm的凹碗结构、宽度小于150mm的U形或平行型结构, 同一零件焊接M5和M6螺母, 同一零件正反面凸焊同一种标准件, 凸焊孔附近设计孔径相近过孔 (见图7, 凸焊应为两边孔, 中间过孔易被凸焊) 或漏液孔, 同一零件多种凸焊种类和型号, 易漏水处使用凸焊螺母 (例如后盖铰链处, 应使用凸焊螺栓, 这样利于密封。上述情况如果在车身上出现, 会给生产工艺带来错漏焊、生产效率低下、操作安全等问题。
CO2焊工艺可行性分析
CO2焊工艺常用在点焊不能实现焊接的部位或结构, 设计时应考虑焊接接头处于刚度较小状态, 避免出现截面突变、余高过大、交叉焊缝等结构, 否则容易引起应力集中结点。
另外, 对一些特殊要求做如下阐述, 主要包括板厚、搭接间隙、焊接位置标识、烧焊附带质量缺陷等。
1) 小于1.0mm板厚减少使用CO2焊接, 极易引起焊接咬边。
2) 零件搭接有间隙、不贴合, 不易焊接。
3) 设计标准焊接标识, 如单钣金开孔、单钣金开豁口 (见图8) 。
4) 如轮罩等封闭腔上方减少CO2焊接, 焊接飞溅会带来外表面鼓包。
5) 隔音较快、密封胶附近不能使用CO2焊接, 焊接热量会让胶着火, 进而丧失功能。
6) 圆柱零件焊接, 应采用段焊, 避免整圈焊接 (见图9) 。
7) 车身总成地板背面减少焊接, 仰焊质量不易控制。
螺柱焊工艺可行性分析
螺柱焊主要用于焊接力矩较小螺柱标准件焊接, 通常用来装整车搭铁、护板、垫等附件。螺柱焊实现主要工具是螺柱焊枪, 其灭弧罩尺寸主要有φ25mm和φ30mm两种, 普通植焊螺柱, 必须保证螺柱焊接处φ25mm以内是平面;搭铁螺栓, 要保证螺柱焊接处φ30mm以内是平面。
另外, 焊接面还有一些特殊要求, 主要是不能出现折叠、断裂、变形、凸凹、焊点、毛刺及悬空等情况 (见图10) 。
结合生产防错, 在同一零件上或同一焊接工序内螺柱焊焊柱直径、样式尽可能统一, 在不能统一样式情况下, 尽可能统一直径。
上述车身结构参数是在长时间总结以及取得标准化成果后, 跨部门的SE同步小组充分对接和研究的结果。合理可靠的车身结构, 会给工艺带来很多便利, 同时能保证车身质量和整车性能。
车身结构分析 篇5
请报告
项目编制单位：北京智博睿投资咨询有限公司
资金申请报告编制大纲（项目不同会有所调整）第一章 新能源汽车车身和结构轻量化项目概况 1.1新能源汽车车身和结构轻量化项目概况
1.1.1新能源汽车车身和结构轻量化项目名称 1.1.2建设性质
1.1.3新能源汽车车身和结构轻量化项目承办单位 1.1.4新能源汽车车身和结构轻量化项目负责人
1.1.5新能源汽车车身和结构轻量化项目建设地点
1.1.6新能源汽车车身和结构轻量化项目目标及主要建设内容
1.1.7投资估算和资金筹措
1.2.8新能源汽车车身和结构轻量化项目财务和经济评论
1.2新能源汽车车身和结构轻量化项目建设背景
1.3新能源汽车车身和结构轻量化项目编制依据以及研究范围
1.3.1国家政策、行业发展规划、地区发展规划
1.3.2项目单位提供的基础资料
1.3.3研究工作范围
1.4申请专项资金支持的理由和政策依据
第二章 承办企业的基本情况 2.1 概况 2.2 财务状况 2.3单位组织架构
第三章 新能源汽车车身和结构轻量化产品市场需求及建设规模 3.1市场发展方向
3.2新能源汽车车身和结构轻量化项目产品市场需求分析
3.3市场前景预测
3.4新能源汽车车身和结构轻量化项目产品应用领域及推广
3.4.1产品生产纲领
3.4.2产品技术性能指标。
3.4.3产品的优良特点及先进性
3.4.4新能源汽车车身和结构轻量化产品应用领域
3.4.5新能源汽车车身和结构轻量化应用推广情况
第四章 新能源汽车车身和结构轻量化项目建设方案
4.1新能源汽车车身和结构轻量化项目建设内容
4.2新能源汽车车身和结构轻量化项目建设条件
4.2.1建设地点
4.2.2原辅材料供应
4.2.3水电动力供应
4.2.4交通运输
4.2.5自然环境
4.3工程技术方案 4.3.1指导思想和设计原则
4.3.2产品技术成果与技术规范
4.3.3生产工艺技术方案
4.3.4生产线工艺技术方案
4.3.5生产工艺
4.3.5安装工艺
4.4设备方案
4.5工程方案
4.5.1土建
4.5.2厂区防护设施及绿化
4.5.3道路停车场
4.6公用辅助工程
4.6.1给排水工程
4.6.2电气工程
4.6.3采暖、通风
4.6.4维修
4.6.5通讯设施
4.6.6蒸汽系统
4.6.7消防系统
第五章 新能源汽车车身和结构轻量化项目建设进度
第六章 新能源汽车车身和结构轻量化项目建设条件落实情况
6.1环保
6.2节能
6.2.1能耗情况
6.2.2节能效果分析
6.3招投标
6.3.1总则
6.3.2项目采用的招标程序
6.3.3招标内容
第七章 资金筹措及投资估算 7.1投资估算
7.1.1编制依据
7.1.2编制方法
7.1.3固定资产投资总额
7.1.4建设期利息估算
7.1.5流动资金估算
7.2资金筹措
7.3投资使用计划
第八章 财务经济效益测算
8.1财务评价依据及范围 8.2基础数据及参数选取
8.3财务效益与费用估算
8.3.1年销售收入估算
8.3.2产品总成本及费用估算
8.3.3利润及利润分配
8.4财务分析
8.4.1财务盈利能力分析
8.4.2财务清偿能力分析
8.4.3财务生存能力分析
8.5不确定性分析
8.5.1盈亏平衡分析
8.5.2敏感性分析
8.6财务评价结论
第九章 新能源汽车车身和结构轻量化项目风险分析及控制
9.1风险因素的识别
9.2风险评估
9.3风险对策研究
第十章 附件
10.1企业投资项目的核准或备案的批准文件； 10.2有贷款需求的项目须出具银行贷款承诺函； 10.3项目自有资金和自筹资金的证明材料； 10.4环保部门出具的环境影响评价文件的批复意见；
10.5城市规划部门出具的城市规划选址意见（适用于城市规划区域内的投资项目）；
10.6有新增土地的建设项目，国土资源部门出具的项目用地预审意见；
10.7节能审查部门出具的节能审查意见； 10.8项目开工建设的证明材料；
车身结构分析 篇6
关键词：封拉门；踏板盒；车身结构
一、现状问题
（一）右侧拉门封闭，要考虑后继开发双侧拉门的需求，即现有拉门结构不能取消；
（二）原踏板盒处需要加盖封板，上方有座椅安装点，要保证座椅安装点的强度。
二、原某车拉门处结构
三、技术内容
（一）现右舵车拉门处结构：
（二）右侧封闭拉门踏板盒处结构：
1.因右侧拉门封闭，此处增加踏板盒处的地板补充板，即需要封板；
2.因左侧开拉门，座椅靠右侧排布，其上增加一处座椅安装点，故要保证座椅安装点的强度。
3.现某车型右舵车踏板盒处新增加三种冲压件，分别是：座椅安装支架、座椅安装横梁及踏板盒封板。
4.与现有技术相比有那些优点和积极效果。
优点：此结构通過模拟分析，即保证整车强度，又满足设计要求：
四、产品结构图
新增制件搭接方式：
1.座椅安装支架、座椅安装支架横梁两件采用焊接方式在车身车间焊接；
2.为了拉门内饰板安装方便，踏板盒封板采用铆接方式在装配车间完成安装。
此结构，实现了拉门的双重配置：即
1.单侧左拉门配置，增加此结构；
2.双侧左、右拉门，取消此结构；
五、结束语
车身结构分析 篇7
随着全球能源紧缺与环境恶劣等问题日益突出, 人们越来越重视节能减排, 并在一定程度上形成了共识。电动客车利用电力驱动, 不仅实现了能源利用的多元化, 而且作为城市绿色公共交通工具之一, 越来越受到人们的青睐。
承载式大客车的客车车身骨架是整车的基础, 车身的骨架由一系列各种截面形状的钢管构成的复杂空间结构, 此骨架结构承担了客车的载荷。电动公交客车与传统能源公交车在车身结构以及布置方式等方面存在诸多不同, 通过有限元分析方法对电动客车进行车身结构刚度强度分析, 可以缩短客运企业的研发周期, 有效降低成本。
车身结构有限元模型的建立
为了能够正确反应客车受力的情况, 需要建立起与原结构等效的有限元模型。有限元模型的好坏直接影响计算结果的误差和分析结论的正确性, 因此选用恰当的单元、合理的划分网格就是这一阶段的重要任务。
有限元模型简化
在建立该客车结构的有限元模型时, 尽量避免使问题过于复杂, 应在保证模型尽可能反应实际结构的基础上, 对模型进行一些必要的简化。因此根据实际情况和工作站中计算机的求解能力对客车车身骨架有限元模型进行如下的简化:
1.忽略一些小尺寸结构, 如:小孔、开口、翻边等;忽略一些非承载构件, 如:方向机支架、挡风玻璃等;
2.忽略车身蒙皮。研究表明客车蒙皮对车身结构的强度具有加强作用, 忽略蒙皮后的计算结果更安全;
3.客车车身骨架横纵梁焊接处采用节点合并的方式进行焊接的模拟;
4.将空间曲梁简化为直梁处理, 如:将前、后围中存在的曲梁简化为若干小段直梁来处理;
5.对客车空气弹簧悬架系统进行简化, 建立合理的等效悬架系统, 使有限元结构的受力更加接近真实情况。
载荷处理
客车的载荷可分为内部载荷和外部载荷, 内部载荷是客车车身骨架的自重, 外部载荷是作用在电动客车车身骨架结构上的载荷, 分为以下两种:
1.集中载荷。当外部载荷的作用范围较小时, 可将这种载荷作为集中载荷来处理, 如电池组、电机、变速箱、方向机总成的重量都是以集中载荷的形式加载在车身骨架上的, 本文采用CONM2单元来模拟加载。采取在质心坐标处建立质量单元, 然后RBE2单元与加载的杆件相连接的方式处理。
2.均布载荷。当外部载荷作用范围较大时, 可将这种载荷作为均布载荷来处理, 如乘客的载荷、顶置空调的载荷等。本文采用平均质量点直接加载在相应的节点上的方法处理。
车身结构有限元的分析
本文的研究对象是轻量化设计后的城市电动客车, 日常使用路况良好, 所以通过对比该电动客车轻量化设计前后的结构, 对满载弯曲工况、左前轮悬空工况、紧急制动工况进行有限元分析, 分析该客车车身骨架的强度和刚度是否满足要求。
满载弯曲工况
整车加载及约束如下:
优化改进建议
经对比分析, 在满载工况下, 轻量化后车身在满载弯曲工况、左前轮悬空工况以及紧急制动工况的对比中, 变化相差不大, 在合力范围内。根据两模型左前轮悬空工况对比及分析, 底架前段连接梁和侧围骨架一斜撑应力较大。通过合理调整设计结构, 延长连接梁50mm, 延长后应力对比如下图所示, 最大应力由391Mpa降至为204Mpa。
增加斜撑壁厚1m m, 计算结果对比如图4-2所示, 加壁厚前最大应力为391.750Mpa, 对其斜撑增加1mm壁厚后, 最大应力为262.564Mpa, 效果明显。
车身结构分析 篇8
与长途大客车和旅游大客车相比, 城市公交大客车的运行有着显著的特点, 1) 载荷变化范围大, 交通高峰时每平方米站立人数多达数人, 而平时处于半满载状态; 2) 工况变化多, 起步、怠、加速、转弯、减速、制动等变化频繁, 工况的多变对车身强度、刚度是一个巨大的考验。由于骨架结构是高次超静定结构, 有着牵一发而动全身的结构特点, 因此怎样协调车身结构、质量、强度、刚度是企业生产者和设计者必须解决的问题。本文通过对一款10 m城市公交大客车的有限元分析计算与静态应力测量实验, 得到车身的强度和刚度特性, 提出了结构优化和轻量化设计的措施。
1有限元模型的建立
1. 1几何模型的建立
该车车身结构为半承载式, 由车身骨架 ( 包含顶盖、 前围、后围和左右侧围) 、地板骨架和车架组成［1］。考虑到车身骨架所受载荷较小, 应力状态简单, 因此用直线和曲线建立其几何模型, 进而在有限元分析中用梁单元模拟; 地板骨架和车架部分则以面建立几何模型, 在有限元分析中用壳单元模拟［2］。建模过程采取一些简化措施［3］: 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) 简化截面形状。
1. 2网格划分
Beam188单元以实际车身骨架的焊接点或集中载荷作用点为节点, 该单元支持简单的截面定义方式, 通过赋予不同的截面属性来模拟各空心矩形梁的断面情况。 Shell181单元用四边形和三角形来划分网格, 单元尺寸设置为10 mm, 通过设置不同的实常数来模拟各矩形梁的厚度。对于车载设备, 选用质量单元Mass21来模拟车载集中质量装备 ( 如: 发动机、离合器等) 。
1. 3创建耦合自由度
刚性单元CERIG, 通过连接一主节点到许多从节点来定义刚性区域, 实现侧围梁单元与车架壳单元的连接［4］; 通过连接两个节点实现车架、地板骨架上壳单元与壳单元的连接.
1. 4悬架的模拟
该车采用纵置式变截面钢板弹簧, 故选用刚性梁—柔性梁结合的方式模拟悬架［5］。对于刚性梁, 为使其受力时垂直位移远小于水平柔性梁的垂直位移, 取其轴向刚度为6. 0 × 106N / mm。
1. 5车身质量及载荷的处理
1) 车身自身质量。根据软件自身功能, 在ANSYS中输入钢板材料的密度, 软件便自动计算出骨架的面积、体积、质量。
2) 座椅、乘客的质量。站立的乘客按8人/ m2计算, 乘客的载荷为637 N/人, 座椅的载荷为147 N/个, 按照实际位置, 以分布载荷的形式正确施加在地板骨架相应位置的节点上。
3) 底盘各总成的质量。如发动机、油箱、离合器等的质量在设备质心位置创建质量单元, 然后将该质点与设备的支撑点刚性连接起来。
4) 骨架窗框所承受的玻璃载荷。玻璃的密度为2. 2 × 103kg / m3, 厚度为6 mm, 根据窗子面积计算出其质量, 再以均布分布载荷的形式施加到窗框下横梁上。考虑窗框上还有橡皮封条和其他一些附加构件, 因此按原始质量再乘于一个系数1. 2来处理, 前后风窗也按此方法来处理［6］。
通过在Hypermesh里进行前处理, 得到有限元模型如图1所示, 共316 790个节点、9 058个梁单元、298 067个壳单元、5 327个刚性单元。
2不同工况下的计算分析
考虑到客车行驶过程中的动载荷、疲劳及材料缺陷引起的应力集中等问题, 取安全系数1. 5, 则对于骨架材料Q235钢而言, 许用屈服应力[σ]= 156. 7 MPa。由于底盘为引进江淮公司底盘, 故车架的应力、应变值在文中不做分析。
1) 弯曲工况 ( 图2 ) : 弯曲工况主要模拟客车好路面匀速直线行驶时应力分布和变形情况。约束右后悬架装配处节点的UX, UY, UZ向自由度, 约束左后悬架装配处节点的UX, UZ向自由度, 约束右前悬架装配处节点的UY, UZ向自由度, 约束左前悬架装配处节点的UZ自由度, 释放其他自由度。
车身骨架整体应力水平较低, 最大应力分布在右侧围最后一根窗立柱上, 为42. 0 MPa, 地板骨架上最大应力为72. 5 MPa, 出现在左后悬架前吊耳附近与车架纵梁焊接的横梁上 ( 见实验中的67#测点) 。最大变形为8. 19 mm, 发生在车顶与右围及后围的结合部位; 节点位移从前围左侧向后围右侧逐渐变大, 主要是由于前轴载荷较小, 且动力总成基本安装在车架后部, 后轴载荷较大造成的。
2) 弯扭工况 ( 图3 ) : 采用左后轮悬空满载来模拟极限弯扭工况。车身骨架的载荷同满载时的水平弯曲工况一样, 约束右前悬架装配处节点的UX, UY, UZ向自由度; 约束左前悬架装配处节点的UZ向自由度, 约束右后悬架装配处节点的UY, UZ向自由度, 释放其他自由度。
由图2可知此工况下应力水平比弯曲工况有很大提高, 车身骨架上最大值为72. 1 MPa, 出现在左后轮轮拱立柱上, 地板骨架上最大应力为153. 9 MPa, 出现在右后悬架前吊耳附近与车架纵梁焊接的横梁上; 最大变形仍出现在车顶与右围及后围的结合部位, 为11. 2 mm; 左后轮悬空满载是最恶劣的工况, 但在汽车实际行驶过程中很难遇到。
3) 紧急制动: 该工况下的垂向载荷与水平弯曲工况相同, 为了引入制动带来的惯性力作用, 需要施加一个沿纵向, 大小为0. 8 g的制动加速度［7］。约束条件为: 约束前悬架装配处节点的UX, UY, UZ向自由度, 约束后悬架装配处节点的UZ, UY向自由度, 释放其他自由度。
由图4可知与弯曲相比, 紧急制动工况对车身强度有一定的影响, 车身前后载荷重新分配, 车身后部的应力减小, 同时增加了车身中部的应力。车身骨架上最大应力为57. 5 MPa, 发生在中门立柱与腰梁焊接的部位; 地板骨架上最大应力为99. 7 MPa, 发生在左前悬架后吊耳附近与车架纵梁焊接的横梁上; 车身变形情况略有减小, 最大发生在前围立柱上, 为5. 66 mm。
4) 紧急转弯: 右转弯时的转弯半径比左转弯时小, 因此只考虑右转弯工况［8］。在正常行驶 ( 水平弯曲) 工况的载荷基础上, 还应施加0. 4 g的惯性加速度均布在相应的位置。约束条件为: 分别约束前、后轮装配位置节点的UX, UY, UZ向自由度, 释放其他自由度。
由图5可知, 紧急转弯工况下, 车身受到横向惯性力的作用, 惯性力对车身骨架顶棚和地板横梁施加较大弯矩。车身骨架应力最大为74. 8 MPa, 出现在前风窗下横梁, 地板骨架上最大应力为142. 0 MPa, 出现在右前悬架后吊耳附近横梁上; 最大位移出现在尾部与顶部焊接的部位, 为11. 66 mm。
3实验验证
通过电测量实验得到车身各测点在不同工况下的应力值, 根据有限元计算结果和测点选择原则确定80个测点, 车身前围、侧围及部分地板骨架布点图见图6。
以弯曲工况为例, 选用部分数据验证有限元模型的正确性。有限元分析结果和试验结果比较见表1。从表中可以看出, 试验结果与理论分析结果基本一致, 说明有限元模型及其分析结果是可靠的。有限元计算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、钢板弹簧悬架的简化和约束的简化; 2) 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; 3) 试验样车的骨架装配品质没有得到保证; 4) 试验结果数据采集过程中会产生误差。
4结论
1) 侧围窗立柱和顶部横梁没有形成封闭的抗剪环, 是车身构造的主要缺点, 车身骨架主要承载构件应设计成连贯的结构。
2) 针对后围右侧风窗上横梁在使用过程中出现断裂的情况, 可以考虑发动机后置对其刚度造成的影响。该车后悬较长, 加上来自路面和发动机工作时的振动激励, 工作条件恶劣, 因此建议在原设计基础上焊接横加强梁, 增加横梁的断面面积和惯性矩。
3) 四种工况下, 车身骨架的应力最大值分别为: 顶盖56. 1 MPa、前围74. 8 MPa、后围68. 9 MPa、侧围72. 1 MPa, 由此可见, 即便在最恶劣的工况下, 车身骨架的安全系数仍能达到3. 1 ~ 4. 1。水平弯曲工况的最大位移量为8. 19 mm, 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10 mm, 因此整车的刚度富裕量是很大的, 可利用这些富裕量对车身骨架进行轻量化设计。
4) 左侧围中门与后轮拱之间的横梁 ( 见实验中22#测点) 设计不合理, 建议改成斜撑的设计, 节省材料的同时还可以提高强度。
5) 大客车车身骨架是复杂的空间超静定结构, 载荷在结构中的分配状况不仅取决于结构的空间几何位置, 与结构各部分的相对刚度也密切相关。局部结构的过于加强往往会造成载荷转移, 并不能提高结构的整体强度。只有通过合理的结构设计, 充分利用结构各个部分的材料强度储备, 才能提高整体的强度。
摘要：通过对半承载式大客车车身骨架的有限元分析计算, 得到四种典型工况下的强度、刚度特性。并通过静态应力与形变测量实验, 获得车身骨架的应力和形变的实际状况, 验证有限元模型的准确性, 为寻求切实可行的车身骨架结构优化途径提供依据。
关键词：客车,有限元分析,静态应力实验,结构优化
参考文献
[1]陈家瑞, 张建文.汽车构造[M] (下册) .北京:机械工业出版社, 2008.
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[7]李辉.客车车身骨架有限元分析与轻量化改进设计[D].合肥:合肥工业大学, 2006.
车身结构分析 篇9
1 车辆参数化设计
通过C++语言中的公式计算系统简单明确新型车辆的各类设计参数, 利用双层龙骨式车辆底架设计模式确定初期车辆的车身结构, 其总长10.5米, 额定载荷23吨, 运输量为65立方米。车辆底架运用双龙骨模式, 为小横截面方形材料组合焊接。因其材料抗弯强度与抗扭强度不足, 但承载沿着杆轴向力水平较高, 所以利用科学的设计方案, 能够确保运输半挂车在运输阶段形成的弯向和扭力都转变成车辆的杆轴向力。则仅仅确保焊接管材本身的高强度, 车身结构的刚度肯定可以符合车辆使用标准规定。
设计车辆未利用原有的工型或者槽型的纵横梁设计, 利用了全承载设计。此举当承载水平恒定的前提下, 能够使运输半挂车自身重量减少大约百分之三十五。车辆底架中间安装双独立贯通运输仓, 容积7.54立方米, 一方面提升了总车的运输量, 另一方面减少了运输满载阶段总车的质量中心高。相关资料显示, 车自身重量减少1顿, 能够减少油量损耗6%~7%, 所以, 该设计不仅减少车辆自身重量, 还提升了车辆运输量, 进而使整体运输花费明显降低。
2 车辆材料选择
车辆车身结构杆件以小横截面矩形管材为主要材料, 其通常具备:30毫米×60毫米×3毫米, 30毫米×50毫米×3毫米, 规格30毫米×30毫米×2毫米、30毫米×20毫米×2毫米。其运用20#碳素结构钢作为杆件原料, 性能参变量为, 密度:7800千克/立方米, 流动极限:240兆帕, 破坏应力:410兆帕, 横向变形系数:0.31, 弹性模量:2.07×105兆帕。利通过有限元分析软件制定其车身结构模型, 且进行合理的简化, 得到杆件数目645个。
通过工况法针对有限元车身结构模型实行静力学研究, 研究结论显示, 弯曲工况最高应力195兆帕, 发生为底架首个独立运输舱前立柱部位, 弯扭工况最高应力218兆帕, 发生为底架独立运输舱旁中间立柱部位。因此, 选取的原料符合车身结构强度标准。
3 新型物流专用运输半挂车设计方案
3.1 设计方案1
因车辆底架运输舱容量需充足, 往往把车辆底架龙骨构设计为箱型构造, 可从结构力学不难看出, 箱型构造不能的抗弯水平较低, 如果需转化受力状况, 其中便捷合理的方式是于箱型构造两旁安装斜撑构造。通过计算得到, 箱型构造双侧安装斜撑构造之后, 车身结构的抗弯刚度增加了21.75%, 扭转刚度增加了0.13%, 为车身底架杆总成平均应力减少11.24%。
如果大量提高车身结构扭转刚度, 则于车辆底架纵梁全部箱型构造安装斜撑构造。此举造成车辆龙骨纵梁彼此空间占用, 减少车辆底架运输舱运输量。且车辆底架运输舱容量充足是开发新型运输车的主要标准, 所以, 于箱型构造两旁安装斜撑构造的设计不可优先采用。
3.2 设计方案2
为更好的强化车身构造承载水平, 引入了“脊柱龙骨式”的设计方式, 满足车身结构的科学合理设计。该设计方案将运输半挂车支撑架后与首板簧架前的车辆底架龙骨的纵梁移动至车辆纵向中线位置重合, 进而产生中间单纵梁的车辆底架龙骨构造。于单纵梁的格栅板内安装斜撑构造, 使之前的贯通模式运输舱变成分段模式运输舱。此举不仅对产品装卸无影响, 还可以尽量确保车辆底架运输仓的容量。分析数据可得, 和正三角构造相似, 并具备纵梁支撑结构的斜撑结构进行承荷计算时, 总体刚度能够取得显著提高。
3.3 两类设计方案比较
结构改造之前车辆底架运输舱体积为7.54立方米, 如果基于设计方案1进行, 则车辆底架运输舱整体体积为4.6立方米, 比改进之前车辆底架运输舱容量降低了38.9%, 如果基于设计方案2进行, 则车辆底架运输舱总体容量7.06立方米, 比改进之前车辆底架运输舱容量降低了6.36%。因此, 以尽可能不降低车辆底架运输舱总体容量的基础上, 和只安装斜撑结构的设计方式比较, 运用脊柱龙骨式设计方式更加有效。
相比车身结构改造之前和之后的骨架的抗弯、抗扭工况分析法的计算结论:
1) 改进之后的车辆骨架构件的高应力数目显然低于传统车身结构设计;
2) 以车辆构造构建的高应力和位置方面分析, 尽管车辆改进之后的构件高应力位置和传统结构设计几乎相同, 可应力值通常要小于传统设计方案;
3) 以应力散布的统计学信息可以看出, 两种工况分析中, 不管总体或者局部构件的平均应力, 车辆改进构造相比传统结构都局部不同情况的减少, 特别在弯扭工况分析中, 车辆总体构造的平均应力降低42.36%, 因此改进之后车身结构的总体应力能力获得极大改观。而弯扭工况分析中, 车身结构改善之后的应力均方差和之前结构相比减少38.21%, 反映出车身应力观测变量各个取值之间的差异程度降低, 车辆的应力散布更加均衡, 强度散布更加科学;
4) 车辆自身重量降低是开发物流专用运输半挂车的关键指标, 车身结构自身重量的减少, 一方面可以节省材料、减少制造成本, 另一方面可以提高车辆的动力与减少油耗, 降低了客户收回资金投入的时间。当承载力恒定的状况中, 之前车型设计相比一般厢式半挂车降低自身重量百分之三十五, 车身结构革新之后自身重量还可减少大约70千克。
4 总结
如上述, 不仅在车身强度、应力比、降低自身重量以及车身结构动刚度上, 采用“脊柱龙骨式”设计的物流专用运输半挂车的车身结构和设计方式都要好于传统的设计方式。因此, 这种设计方案应该被更广泛的采用, 以有效提升运输半挂车的运输能力, 并降低运输成本, 进而推动我国社会经济的快速发展。
参考文献
[1]张敏, 王伟.新型物流专用运输半挂车车身结构的优化设计[J].专用汽车, 2013.
[2]王铁, 王伟.申晋宪, 等.农业物流专用运输半挂车车身结构的优化设计[J].中国农机化学报, 2013.
车身结构分析 篇10
关键词：典型工况,有限元,静态分析,结构耐久试验
0前言
车身要承受来自发动机动载、本身重量及路面的冲击力等各方面的作用,受力情况非常复杂。车身一般由钣金焊接组成,结构特征较多,在车辆行驶过程中极易产生应力集中,导致零件发生开裂故障,从而影响整车的可靠性,因此在设计中应保证车身零件有足够的强度和使用寿命[1,2]。
汽车疲劳耐久性评定一般通过耐久试验进行验证,包括使用道路试验和室内台架试验[3]。整车结构的耐久道路试验可以有效、客观地验证结构设计是否可靠,其费用较低,但是验证周期较长,尤其是对于路试故障的反复验证更是延长了开发周期。路试试验只能验证零件是否达标,却不能定量地判断车身的强度情况[4],不利于车身的轻量化。此外,汽车制造业还会根据汽车的种类、用户使用环境、不同的耐久性目标等需要制定不同的道路试验验证规范。室内台架试验重复性高,可以验证子系统甚至整车的结构耐久性,但其设备复杂、调校难度大,且设备十分昂贵。
随着计算机技术的不断发展,有限元仿真技术已经成为一种不可缺少的辅助设计分析工具。目前,在汽车车身设计中已经大量使用了计算机的仿真技术,根据仿真分析结果,可以在设计阶段发现结构的风险点、薄弱位置,通过优化可以提高其可靠性。
本文主要针对车身单侧过凸包和扭转2种准静态工况进行分析,从而得到白车身的整体应力情况。结合实际道路开裂故障,对结构进行优化。
1 准静态分析工况
1.1 准静态工况简介
汽车行驶过程中的载荷和工况非常复杂,就其载荷形式而言,汽车车身所受到的主要载荷有弯曲载荷、扭转载荷、侧向载荷、纵向冲击载荷等。
车身静态工况主要包括弯曲、扭转、转弯、制动、加速等。一般情况下,扭转工况下的应力和变形都比弯曲、转向等工况要大,因此本文选择扭转工况作为研究的工况之一。扭转工况模拟的是汽车以满载通过不平路面时,2个对角车轮离开地面,载荷主要由与路面接触的2个车轮承受的情况。通过扭转工况一般可以体现车身整体结构的薄弱位置[5]。文中采用左前轮和右后轮接地的情况进行分析。
单侧过凸包是本文研究的另一种工况,模拟的是车身承受垂向冲击载荷的工况,即悬架弹簧变形达到极限,限位块开始与车架接触起作用的情况。试验测试表明,对于处于冲击工况下的车辆,冲击载荷为静态载荷的2.5～3.0倍[6]。本文研究左侧车轮过凸包的工况。
工况载荷系数的选取主要参考文献[7]至文献[10],数据见表1。
1.2 轮胎接地力计算
根据设计的满载前后轴荷质量及载荷工况系数即可计算得到各轮的接地力。
扭转工况轮胎接地力计算:
Flfz=K1·Gf/2
Frfz=0
Flrz=0
Frrz=K1·Gr/2
单侧过凸包工况轮胎接地力计算:
Flfz=K2l·Gf/2
Frfz=K2r·Gf/2
Flrz=K2l·Gr/2
Frrz=K2r·Gr/2
上式中,Gf(GR)为满载前(后)轴荷;Flfz为左前轮接地点垂向力(下角标中:第一个字母表示左、右轮,第二个字母表示前、后轮,第三个字母表示纵向、侧向、垂向力);K为载荷系数,即车轮在某方向所受载荷与满载额定轮荷的比值。
研究车型典型工况接地力计算结果见表2。
1.3 多体模型的建立及硬点载荷的提取
计算得到该车在典型工况下的轮胎接地力,以此作为ADAMS悬架系统模型的输入条件。根据前后、悬架三维数模及相关测试报告,测出车身各硬点坐标、悬架零部件的质量和转动惯量、衬套刚度、弹簧刚度和减震器阻尼等特性参数,建立了悬架的ADAMS模型(如图1所示)。
通过K&C仿真结果与实车K&C特性试验数据对标,从而达到ADAMS悬架模型的准确性。
以计算所得轮胎接地力作为输入条件,对该车通过验证的前后悬架ADAMS模型进行加载仿真,即可得到2种典型工况下底盘与车身相连的16个硬点处的载荷,作为车身准静态强度分析的边界条件,具体载荷见表3、表4。
2 白车身准静态强度分析结果
在前处理软件Hypermesh中完成车身的有限元模型,模型包括节点648 628个,单元625 26个,整车配重1.7 t (与实际设计满载质量一致)。计算软件Nastran,通过惯性释放法计算得到白车身的Mises应力云图(如图2、图3所示)。
通过查看分析结果,可以得到整个白车身的应力分布情况。
3 整车耐久路试车身开裂故障描述
研究车型在北京通县试验场进行整车结构耐久路试试验,日常检查时发现,前悬盖板筋条位置钣金开裂,裂纹长约30 mm,样车试验里程为247 08 km,环路为191 66 km。整车结构耐久路试故障图如图4所示。
(单位:N)
(单位:N)
前悬盖板是与前悬减震器直接连接的车身零件,主要承受冲z向的冲击载荷,其可靠性直接关系到整车的可使用性与安全性,为车身重点考察零件。为了解决此次开裂故障,我们需要对盖板局部结构进行优化,以提高结构的可靠性。本文将利用准静态工况的有限元法对优化前后的2种结构进行对比分析。
4 开裂零件应力分析及结构优化
盖板筋条末端发生钣金开裂,优化方案是延长并优化筋条形状。为了提高可靠性,盖板零件材料由路试状态的HC260LA (实例屈服极限≥260 MPa)更改为B280 VK (实例屈服极限≥280 MPa),料厚由1.6mm增加到2.0 mm,前悬盖板结构对比如图5所示。
(单位:N)
通过观察准静态工况的仿真结果发现,在过凸包工况下,前悬盖板开裂位置应力达到292 MPa,超出材料屈服极限,存在塑性应变2.3‰,零件存在一定的开裂风险;优化后,盖板最大应力降为192 MPa,应力降幅明显,且无塑性变形,前悬盖板静态仿真分析结果如图6所示。
根据分析分析结果,优化后结构能够满足强度要求,优化方案有待整车耐久试验验证。
5 优化方案的后续验证
在后续路试样车上实施前悬盖板优化方案后进行耐久试验,样车完成259 20 km坏路耐久试验,零件未发生开裂,证明优化方案提高了零件的可靠性,满足强度要求,优化方案路试验证结果如图7所示。
6 结论
以车身准静态工况载荷为边界条件,通过对车身有限元模型进行准静态强度分析,其计算结果有助于工程师有针对性地对车身结构强度较薄弱的位置进行优化设计,从而在设计前期避免产品设计缺陷,提高产品的竞争力与可靠性,也可为后续的轻量化分析打下坚实基础。同时,该方法还可以缩短产品开发周期、降低开发成本,具有较好的工程指导意义与价值。
参考文献
[1]谷正气.汽车车身现代技术[M].北京:机械工业出版社,2009:148-198.
[2]杜娟.基于有限元分析的大客车车身结构强度优化[D].西安:长安大学,2009:1-27.
[3]吴建国.基于虚拟试验技术的轿车车身疲劳寿命预测[D].上海:同济大学,2008:2-4.
[4]Joon Hyuk Song,Hee Yong Kang,Chai Won Kim,et al.Analysis of practical dynamic load on bus frame with regularized inverse problem[J].Key Engineering Materials,2006:593-596.
[5]何志刚.大客车车身结构强度及刚度分析[J].机械研究与应用,2001,14(4):4-6.
[6]朱利安·哈皮安·史密斯.现代汽车设计概论[M].张金柱,译.北京:化学工业出版社,2008:15-50.
[7]吕宝刚.越野车独立悬架关键零部件的轻量化设计[D].长春:吉林大学,2007:24-37.
[8]上官文斌,蒋翠翠,潘孝勇.汽车悬架控制臂的拓扑优化与性能计算[J].汽车工程,2008,30(8):709-712.
[9](美)MM.凯墨尔,JA沃尔夫.现代汽车结构分析[M].陈砺志,译.北京:人民交通出版社,1987:12-53.
基于白车身的模态试验方法分析 篇11
（东风汽车公司 技术中心，襄阳 441004）
近年来，随着科技的进步，试验模态分析技术取得了快速的发展，受到了汽车行业的高度重视，已经成为解决汽车振动噪声问题的必备工具［1］。
目前，基于模态试验的车身结构分析大多采用单输入多输出的SIMO试验法完成。但是由于SIMO法自身的局限性，从20世纪80年代开始，陆续出现了一些多输入多输出 （MIMO）的模态参数识别方法。
对于白车身模态试验而言，SIMO法的激励能量是否足够，是否会丢失一些重要的整体模态，MIMO法是否会得到更理想的试验结果，对于常规的乘用车白车身模态试验，究竟哪种试验方法更适用？这些问题目前还没有确定答案［2-3］。
本文针对某一指定车型白车身（不带附件）分别进行SIMO和MIMO测试系统条件下的试验模态分析，即分别用SIMO法和MIMO法对该指定车型进行试验模态分析。将两次试验获得的测试结果进行对比分析，研究采用两种方法得到的模态参数的差异，从而为以后针对不同的试验对象确定更好的模态试验方法积累相关经验。
1 模态试验分析
为研究SIMO和MIMO测试系统条件下的试验模态分析结果差异，本文选取某一指定车型白车身作为试验样品，先后用SIMO法和MIMO法对其进行试验模态测试。
1.1 模态试验测试［2，3］
本次试验选择自由模态方式。
为保证试验结果可比性，本次试验的两次测试选用同一样品，并确保悬挂点、悬挂方式、响应拾振点、模态识别原则等其他测试、分析条件相同，以期最大可能的实现两次测试仅激励状态存在差异。试验测试条件详情见表1。
本次试验通过移动传感器分批进行测量，相干函数和频响函数同步观察，对相干函数紊乱的测点要重新测量。
表1 试验测试条件详情表
依据试验要求依次对样品进行测试，获得试验结果见图1～图4。
1.2 模态参数估计
对所得试验数据进行模态参数估计，获得模态测试结果，其中测试1获得12阶模态振型，测试2获得13阶模态振型。主要模态测试结果见表2。
表2 模态测试结果
模态参数估计后，获得样品模态试验的MAC图，见图 5、图 6。
1.3 试验结果分析
本次试验针对某一指定车型白车身（不带附件）分别进行SIMO和MIMO测试系统条件下的试验模态分析，得出如下分析结论。
1）两次试验存在多个频率相同或相近，振型相同的模态振型，具体见表3。
表3 频率相同或相近，振型相同
2）两次试验存在多个频率相同或相近，振型相似的模态振型，具体见表4。
表4 频率相同或相近，振型相似
3）本次试验，测试1获得12阶模态振型，测试2获得13阶模态振型，且测试1获得的全部12阶振型在测试2中均可找到相同或相近振型与之对应。各阶振型对应情况见表5。
表5 各阶振型对应情况一览表
4）由幅频特性图，两次试验在频率≤60 Hz时，幅频特性曲线基本一致，在60～100 Hz之间，幅频特性曲线虽有一定差异，但总体差异不大。
5）由相干曲线图可知，测试2获得的相干明显好于测试1所得相干。
6）两次试验相同或相近频率对应获得的阻尼比差异不大。
7）综合分析试验操作过程及试验数据后处理结果，认为本次试验所得数据有效。
2 试验分析
本次试验分别用SIMO法和MIMO法对某一指定车型白车身（不带附件）进行试验模态分析，对比试验结果，得到如下结论。
1）两次测试获得试验数据存在极大相似度。尤其是对于整体一阶垂直弯曲变形，整体一阶扭转变形，以及整体沿Z向收缩膨胀变形等典型的白车身模态振型的识别，两次测试获得试验结果无明显差异。
2）本次试验，测试1获得12阶模态振型，测试2获得13阶模态振型，且测试1获得的全部12阶振型在测试2中均可找到相同或相近振型与之对应。而测试2中有一阶模态振型在测试1中无相同或相近振型与之对应，亦即较之测试2，测试1存在丢失的模态振型。
3）从幅频特性曲线图，相干曲线图，以及测试数据后处理得到的MAC图，振型清晰度等存在的差异可以看出，本次试验测试2得到的试验结果优于测试1到的试验结果。
3 结论
本文针对某一指定车型白车身（不带附件）分别进行SIMO和MIMO测试系统条件下的试验模态分析，并对获得的试验结果进行对比分析，研究两种测试方法下获得的试验结果差异，以期能够针对不同的试验对象确定更好的模态试验方法。本次试验结论如下。
1）两种测试方法均能较好的识别整体一阶垂直弯曲变形，整体一阶扭转变形等典型的白车身模态振型，且试验结果差别不大，因而当试验目的为仅对样品整体一阶垂直弯曲变形，整体一阶扭转变形等典型振型进行分析时，SIMO法足可以满足试验要求。
2）从试验结果看MIMO法较之SIMO法存在一定优势，因而当对样品进行精确、详尽分析时，建议使用MIMO法进行试验模态分析。
［1］陈永新，谭继锦，陈剑，汪文江.轿车白车身模态试验研究 ［J］.汽车技术， 2007， 11：45-48.
［2］沃德·海伦，斯蒂芬·拉门兹，波尔·萨斯著，白化同，郭继忠，译.模态分析理论与试验［M］.北京:北京理工大学出版社，2001.
车身结构分析 篇12
电泳车身剖检通过对车身进行拆解的方式检查车身内腔的电泳效果, 验证前期车身设计结构 (经涂装SE分析、优化后的结构) 的合理性;对内腔电泳效果达不到电泳防腐标准要求的区域和部件进行分析、提出优化方案, 并同相关部门协商优化、改进措施, 最终达到提高车身防腐、密封和隔振等性能的目的。
2 电泳车身剖检的主要工作内容
电泳车身剖检的主要工作内容有编制拆解计划、拆解工作准备 (安排被拆解电泳车身、拆车时间和场地、准备拆解工具等) 、涂装车身下线、拆解电泳车身、检查电泳涂层、编写剖检报告、反馈并跟踪问题等, 主要工作流程见图1。涂装挂牌抽车后调度科需重新安排增补生产能力计划。
2.1 编制剖检计划
应综合考虑车型的产量和类别 (量产车型、非量产车型、中/高端车型和低端车型) 等多方面因素编制拆解计划, 尽可能使试验结果覆盖全部车型, 达到质量全面受控的目的;非SOP (样车验证阶段) 车型可根据具体阶段制定剖检工作的频次。为有效降低剖检成本、合理利用资源, 建议尽可能将电泳拆解试验安排在车身碰撞试验之后进行。
2.2 拆解前的准备工作
拆解前的准备工作包括安排被拆解电泳车身、准备拆解所需的工具和场地、组织拆解现场的实车讲评等。安排被拆解电泳车身过程中的注意事项有以下几点。
a.质保部的拆解工作组织者应该在涂装粗密封前抽取被拆解电泳车身, 并应在生产管理部调度科确认拟抽取车身VIN信息后再抽取电泳车身。
b.将所抽车身的VIN FIS码撕下粘贴在《剖检车抽车交付记录表》上, 并将《剖检车抽车交付记录表》原件交由生产管理部确认、留存。
c.被抽车身挂牌标识后下线, 转运至剖检室, 以备剖检之用。
2.3 拆解电泳车身
电泳车身在拆解时应拆解完全, 以便于测量电泳涂层厚度和标记具体涂层膜厚数值。
2.4 编写剖检报告
剖检报告应该对车身整体剖检情况进行归纳和总结, 指出存在的问题, 并根据现场评审和讨论结果, 提出初步的解决方案。同一车型进行两次或两次以上剖检时, 需要说明每次对应测量点电泳效果的对比情况, 并提供数值波动图, 以便于直观看出改进前、后某点电泳质量的变化。
2.5 问题反馈跟踪
工艺技术人员对剖检车身电泳效果不达标的区域需进行分析, 提出解决和验证方案。如果属于车身设计结构方面的问题, 则由工艺技术人员将经两次或两次以上验证有效的解决方案反馈给设计部门, 提出设计更改建议, 以便优化或更改相应数据。
3 剖检工作对车身结构设计的意义
根据电泳车身的剖检结果, 可以对车身结构设计进行相应的改进, 从而达到提高电泳质量的目的。以下是奇瑞公司的几个具体实例。
3.1 车身A柱的结构设计
进行车身A柱结构设计时, 应尽量加大A柱的外板与中间加强板之间的距离;而且为了提升电泳效果, 中间加强板应开孔。开孔的形状可根据车型确定, 建议入门级车开圆孔、中级车开长圆孔 (长圆孔的面积大, 但小车开长圆孔会导致强度下降) ;孔径大小根据加强板型的尺寸大小和结构确定, 在满足强度要求的前提下, 孔径越大电泳效果越好。加强板的开孔位置应尽量与A柱内板的总装装配孔位置相对应 (图2) 。
3.2 车身B柱的结构设计
(1) 进行车身B柱结构设计时, 应根据B柱的实际结构尽量加大B柱的外板与中间加强板之间的距离 (图3) , 以免因外板与中间加强板的距离过小而影响B柱内部的电泳效果, 而导致B柱发生锈蚀。
(2) 应在B柱的中间加强板上开孔, 开孔位置尽量与B柱内板的总装装配孔相对应 (图4) , 以便于提高B柱内腔的电泳效果。
(3) 如果B柱中间的加强板采用了两块加强板, 则在两块加强板形成的腔体内部 (图5) 容易出现锈蚀现象。为此, 可以在两块加强板的焊接处间隔设置工艺缺口 (图6) , 以提高B柱内腔的电泳质量。
3.3 车身侧裙的结构设计
(1) 侧裙的外板与中间加强板均应设计沥液孔, 外板沥液孔和加强板沥液孔的相对位置见图7, 以提高侧裙内腔电泳效果。
(2) 侧裙外板与中间加强板之间的距离应满足堵件安装的要求, 避免发生因为两者之间的距离过小而影响堵件安装的情况发生。
(3) 车身侧裙内板应开孔 (图8) , 以便提高侧裙内腔的电泳效果及内腔注蜡的实施。
3.4 车身纵梁的结构设计
(1) 纵梁内的加强板与外板贴合面设计成锯齿状 (图9) , 可以提高贴合面的电泳效果。