客车车身结构（共8篇）
客车车身结构 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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客车车身结构 篇2
关键词：封闭环侧翻特性；客车车身设计；优化
中图分类号： U463 文献标识码： A 文章编号： 1673-1069（2016）31-196-2
0 引言
过去在设计客车车身结构时，若车身结构不满足强度、刚度要求，往往就只在薄弱的部位加强结构，使整车能够通过相关标准试验要求，并没有系统研究哪些因素是影响客车侧翻的关键因素。这样做不但对客车车身轻量化造成不利影响，还会给整车工艺性等其他方面带来问题。
近些年，国内许多高校科研机构和客车企业都开始对客车侧翻做相关的技术研究，结合有限元仿真方法提出了一系列优化客车侧翻性能的有效方法，并优化车身结构，提高客车侧翻性能，减小乘员的伤害。GB17578-2013《客车上部结构强度要求及试验方法》已于2014年7月1日正式实施，这对客车侧翻提出了更加严格的要求。客车侧翻碰撞的试验条件会更加严苛，国内客车行业对客车上部结构强度的研究也会更加深入。
1 侧翻试验
GB17578-2013《客车上部结构强度要求及试验方法》于2014年7月开始实施，法规中要求“车辆的上部结构应具有足够的强度，以确保在整车侧翻试验过程中和侧翻后生存空间没有受到侵入”；同时，“在每个装有乘员约束装置的座椅上加载，加载质量为：每个成员质量的50%”，这一规定已于2015年7月正式实施。法规要求的具体试验方法如下。
1.1 基本试验
将悬架锁止的客车车身置于可倾斜的平试验台上，对于装有乘员约束系统的客车而言，按照整车总有效质量（车辆空载质量与乘员质量的一半）加载，再慢慢将试验台倾斜到一个不稳定的平衡位置，开始试验。客车车身从试验台翻转碰撞到平整坚硬的水平面上，直至客车结构不再发生变形，试验结束。试验过程如图1所示。
1.2 车身段侧翻试验
要求所测试的车身段必须是具有代表性的，车身段至少有两个隔间，其中一个位于整车纵向质心的前部，一个位于整车纵向质心的后部，并且还要包含结构强度最弱的隔间，质量最大的隔间和生存空间要求最苛刻的隔间。车身段的配重应能反应车身段的能量吸收能力，重心位置应与整车重心相同。车身段侧翻试验过程与基本试验过程相同。
1.3 根据测试部件进行准静态计算
设定一个负荷承受体，应该包括塑性变形区和塑性铰链，并且上部结构应与实车尺寸相同。试验开始时，要保证加载板与上部结构的接触位置，保证载荷的传递正确。作用载荷应与车辆的垂直纵向中心面有一个夹角a，
1.4 计算机模拟整车侧翻试验
建立数学模型，其总质量和质心位置应与试验车辆一致，质量分布也应与试验车辆相同。测试的主要部位为车身骨架的两侧接头位置对其施加静态或动态载荷，测试数学模型的变形或破坏。评价的标准为乘员的生存空间是否被侵入，生随着有限元技术的不断发展，在设计阶段采用有限元方法不但可以缩短设计周期、减少成本，还有良好的重复性和适应性。
2 基于封闭环侧翻特性的客车车身优化设计
矩形截面闭口薄壁梁是组成客车车身结构的常用杆件形式，在截面周长和材料不变的情况下，薄壁梁的高宽比和板厚是决定其性能的主要参数，这两个参数的变化直接影响薄壁梁的受力特征和轻量化效果，进而影响整车的碰撞安全性能。
在材料力学角度，考察薄臂梁在弹性阶段的抗变形能力的两个性能指标是弯曲刚度和扭转刚度，这两个指标表示梁在承受弯曲载荷和扭转载荷时在弹性阶段抗变形的能力。车身在瞬间遭受重大载荷时，变形会超出弹性阶段进入到非线性变形阶段，通常采用三点抗弯试验和轴向抗压试验这两种测试方式考察薄壁梁径向和轴向两个方向的最大压溃力。
在封闭环结构中，用侧窗立柱在纵向平移取代侧围中立柱，从而在上部结构形成闭环形式。由于这种结构的改变，侧围立柱数目由8根变为9根。相关的侧围斜支撑结构也作对应的改变。
弯曲压溃模式主要产生在侧围中立柱与舱门立柱焊接的部位，而侧窗立柱中没有形成塑性铰。这种变形机制源于中立柱和侧窗立柱横截面尺寸和材料等级的差异。根据Kecman提出的矩形截面薄壁管弯曲理论，方管最大弯曲强度受薄壁截面受压翼弹性屈曲控制，或者受相对较薄材料屈服控制。对于宽度为a，高度为b，厚度为t的截面薄壁管，受压翼的临界应力为：
客车侧围的中立柱和侧窗立柱的型材规格分别为50mm×40mm×3mm和60mm×40mm×3mm，材料分别为Q235和Q345。从而可以计算出各自的最大承载弯矩，即侧窗立柱最大承载能力大约为中立柱的3.14倍。在侧翻过程中，作用到上部结构的冲击载荷首先是的中立柱弯曲压溃。除此之外，由于舱门立柱上端与中立柱焊接，起到加强件的作用，使得该处存在着强度的突变，容易触发中立柱的弯曲变形。
合理选用材料能有效提高杆件的抗弯变形能力和压杆稳定性，常见的一种材料改进方法：原中立柱、腰梁、顶盖横梁均采用屈服极限为235MPa、强度极限为420 MPa的低碳钢Q235，将变形较大部件的材料更换为屈服极限为355 MPa、强度极限为510 MPa的高强度钢W510。合理选择截面形状，窗立柱截面如图3。
其抗弯截面系数：
由式可知：提高杆件的抗弯变形能力和压杆稳定性可以通过增加壁厚、调整截面形状等方法来实现。
根据封闭环矩管截面尺寸、材料、侧围立柱下部结构、完整性和布置数量等因素对客车侧翻安全的影响，客车封闭环主要设计以下内容：
①侧围立柱截面尺寸采用60mm×40mm×3mm整车侧翻性能优于截面尺寸为50mm×40mm×3mm，但侧围立柱截面尺寸采用50mm×40mm×3mm的10米级公路客车也可以满足侧翻法规要求。
②封闭环结构材料采用510L的侧翻性能优于Q345，Q345优于Q235，并且10米级公路客车封闭环结构材料采用510L和Q345均能满足侧翻法规要求。
③侧围立柱下部为斜支撑加强结构与腰梁下移结构的整车侧翻性能接近，均大幅优于无下部加强结构。
④合理的设计侧围立柱下部结构，如斜支撑加强结构，可以保证不完整封闭环结构达到完整封闭环结构侧翻性能。
⑤前、后围龙门口处采用双封闭环结构，整车侧翻能力大大提升。
⑥10米公路客车采用6道封闭环结构可以满足侧翻法规要求。
3 结束语
通过本文对当前我国客车侧翻研究现状的简单介绍，确定了基于封闭环侧翻特性的客车车身优化设计，希望能对我国10米公路客车车身设计与优化研究起到一定的帮助，保障乘客出行的生命安全。
参 考 文 献
[1] 阮诚心（NGUYENTHANHTAM）.基于侧翻碰撞安全性的客车车身改进设计及乘员损伤研究[D].湖南大学，2012.
[2] 周鑫美.基于侧翻安全性的客车骨架设计研究[D].华南理工大学，2010.
客车车身结构 篇3
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。
客车车身结构 篇4
客车车身结构设计阶段往往存在的薄弱环节, 为消除车身结构安全隐患, 解决其使用过程中出现的强度问题, 有必要对客车的强度与刚度进行一个客观评价。当车辆以某一速度驶过凸凹不平路面过程的动态激励是随时间变化的位移激励, 其经过轮胎、悬架、车架等部件传给车身。
本文以某6101型客车车身骨架为研究对象, 应用ANSYS软件, 建立其车身骨架结构有限元模型。采用客车右前轮越障来模拟客车的动态扭转工况, 位移与时间的对应关系由车辆行驶速度和路面形状共同决定。通过客车驶过正弦波形路面的方式, 分析客车动态扭转过程中瞬态响应, 得到车身危险点的位移和应力的时间历程响应。
2有限元模型建立
利用ANSYS软件, 建立某6101型客车车身骨架三维数据模型, 选择单元类型、定义材料属性、划分网格、施加边界条件。材料属性一般包括弹性模量、泊松比、密度和强度等属性。本文的研究对象某6101型客车的车身骨架与车架的零部件的材料都是钢材, 为线性各向同性材料, 其相关参数见表1。
基到计算成本及硬件条件考虑, 在客车有限元模型建立过程中, 忽略了蒙皮对车身结构分析的影响, 主要选用铁木辛柯梁单元 (Beam188) 离散车身骨架结构。其中, 本文选择矩型和槽型两种截面类型, 共定义了九种截面, 具体截面类型参数如表2所示。
对于布置于客车底架上的各总成部件, 如发动机总成、储气筒、变速器、燃油箱等, 本文将其简化为集中载荷, 按实际位置及各位置施加于底架相应的节点上。最终建立了某6101型客车的车身骨架有限元模型, 如图1 所示。其中, 包括节点共2302个, 单元共2 360个。
3动态扭转工况
3.1工况描述
本文采用客车右前轮越障来模拟客车的动态扭转工况, 位移与时间的对应关系由车辆行驶速度和路面形状共同决定。假定该客车以40 km/h速度驶过正弦波形路面。具体描述:客车右前轮通过的正弦波形凸出路面 (半波长为1 米, 波高为0.2 米) , 0.045 s达到路面波峰, 0.09 s通过障碍物。在此过程中, 其余三个车轮始终位于水平的路面上。对该工况施加的动态载荷, 在客车底架的悬架安装点施加随时间变化的位移载荷。正弦波形路面对车身的载荷输入简化为有限元模型的位移约束时间历程, 如图2所示。
在此工况下, 车身骨架主要承受右前轮与地面的接触点在垂直方向上的位移变化而引起的动态扭转载荷。
3.2载荷步划分
在瞬态分析中, 采用多载荷步定义加载历程。根据已知参数, 将整个瞬态越障动态扭转过程用6个载荷步表述。在每个载荷步中, 如表3所示。
对某6101 型客车右前轮的悬架安装点施加相应的位移载荷, 约束其余三个车轮悬架安装点的自由度。
4计算结果及分析
本文选取某6101 型客车前围 (31 节点) 、后围 (80 节点) 、右侧围 (1808 节点) 、左侧围 (824 节点) 、车顶 (520 节点) 、底架 (1037 节点) 等车身六个测点位置图。六个危险测点的位移时间历程响应曲线, 如图3、图4以及图5所示。
选取车门两个对角点 (车门右上角点、车门左下角点) 位移及位移差。其中, 在X方向的位移时间历程曲线 (见图6) , 及其两点位移的差值 (见图7) 。Y方向的位移时间历程曲线 (见图8) , 及其两点位移的差值 (见图9) 。
由上图可知, 车门两个对角点各测点位移比较小, 均未超过15 mm。因此, 该车身满足刚度要求。
某6101型客车车身最大应力的时程曲线, 如图10 所示。从上图可知, 其最大应力发生在0.04 s~0.05 s之间, 故提取0.045 s时刻的动态响应结果予以分析。
本文选取0.045 s时刻, 车身Y向位移云图 (见图11) , 车身Y向速度云图 (见图12) , 车身Y向加速度云图 (见图13) , 其最大值均出现在车门位置。
当0.045 s时刻, 车身的最大应力 (见图14) 出现在前围, 达到130 MPa, 但仍小于材料的屈服强度。因此, 该客车结构设计是安全的。
5结论
通过瞬态响应分析模拟了客车右前轮越障的动态扭转工况, 获取了某6101型客车车身骨架任意一点的位移和应力变化情况, 为进一步改进车身结构, 克服薄弱环节提供了理论依据。
研究表明, 动态扭转工况, 在0.045 秒时最大应力达到130 MPa, 小于材料屈服强度。因此, 某6101型客车结构是完全安全的。
参考文献
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客车车身结构 篇5
关键词：客车,轻量化,拓扑优化,Altair-OptiStruct
0引言
在客车研发过程中,由于需要进行多次的设计或改型,所以很难快速地构造客车结构。随着有限元技术的蓬勃发展,应用结构拓扑优化的方法对产品进行设计已经成为非常重要的方式。本文基于Altair-OptiStruct软件对某型客车车身结构进行拓扑优化计算, 实现客车车身结构的轻量化设计。结构拓扑优化的基本思想是将寻求结构的最优拓扑问题转化为在给定的设计区域内寻求最优材料分布的问题[1]。本文的目标是在保证车身各项性能的前提下得到骨架的拓扑结构,改进布局形式,从而使整体车身的质量降低,在经济性和使用性两方面都达到最佳效果[2]。
1建立拓扑优化模型
进行拓扑优化时首先要确定优化设计的部件区域,根据样车车身骨架的空间结构,在相应的位置预留出玻璃安装口、顶棚通风口和空调安装口等位置,即建立车身骨架的优化设计空间区域。设定好拓扑的区域后,对设计区域划分有限元网格,本文结合使用三角形单元和四边形单元,选取的单元尺寸为30mm。划分网格后模型共包含130 136个节点、7 682个三角形单元和12 800个四边形单元。拓扑优化区域的材料为16Mn,主要参数如下:弹性模量为2.1×105MPa,泊松比为0.3,密度为7.9×103kg/m3。得到的客车车身有限元网格模型如图1所示。
2拓扑优化计算
客车在行驶时受到的载荷是复杂多变的,按照其加载的性质可以把这些载荷分为弯曲加载、扭转加载、 侧向加载和纵向加载等[3]。客车在行驶过程中最常见的是弯曲工况和弯扭组合工况,因此以这两种工况对车身进行拓扑优化计算[4,5]。
弯曲工况下的载荷大多是垂直作用在客车上,对载荷进行处理时,把座位的重量和乘员的重量以集中载荷的方式加载到座椅与车架连接位置的节点处;发动机和变速器等部件的重量施加到相应连接的节点上。在进行约束时,约束左后轮X、Y、Z三个方向的平动自由度,右后轮X、Z方向的平动自由度,左前轮Y、Z方向的平动自 由度,右前轮Z方向的平 动自由度。弯曲工况加载约束有限元模型如图2所示。
弯扭组合工况是客车行驶时极为危 险的一种工况,它代表车身结构应对凹凸不平路况的能力,该工况下,把整个车身受力看成是静态的。本文在进行计算时是选择右侧前轮悬空的工况,载荷的加载和弯曲工况相同,但要把右前轮所有自由度均释放,弯扭组合工况加载约束有限元模型如图3所示。
在进行拓扑优化计算时,设计变量是优化空间单元的相对密度,目标函数是整体的骨架质量最小,以刚度作为约束条件,再进行一些对称位置和尺寸参数的约束,然后提交在Altair-OptiStruct中计算。求解设定60步的迭代计算,在Hyperview中查看优化计算后的结果,对比选择可读性最好的优化结果,两种工况下的优化密度云图如图4和图5所示。
对比图4和图5可以得出:左侧围和右侧围的拓扑优化结果基本吻合,说明拓扑优化结果具有一定可信度;载荷路径比较明显,左、右侧围有几根明显的大梁,且大多数都和裙部的立柱相连接,使力的传递更为均匀,不易产生应力集中。整个优化结果的脉络分布清楚、力的传递路径合理,但是某些局部区域也有不够合理的结构,例如某些地方虽然保留了材料,但却没有和周围的材料连接在一起,实际设计时需进行合理的处理,使其与周围的构件相连接。
3优化结果分析处理与性能对比
3.1优化结果分析处理
通过前面的拓扑分析计算,得到车身骨架构件的密度显示云图,参考云图中的脉络走势分布并以样车车身结构作为基础,确定新的车身骨架结构。
顶棚构件的优化结果云图如图6所示,结果显示车身顶棚是相互交叉的三角形结构,具有较好的稳定性,同样车车身顶棚都是横梁和纵梁交错的结构相比较,优化结果明显。在进行结果的构造时,遵循协调性和方便力的传递的原则,参考优化结果和样车的实际几何结构,最终的顶棚构件处理结果如图7所示。
侧围构件优化结果云图如图8所示,从结果可以看出:对于左侧窗立柱下方保留了材料,有利于传递载荷,使整个骨架的结构更加合理,避免了应力集中。由于优化计算是严格按照理论进行求解的,所以在处理时尽可能把构件相互连接起来,形成一个封闭的结构, 所以对左侧窗下方没有保留材料的部位,要根据传力的路径添加构件梁,对于构件连接处出现的一些短的、 水平的或垂直的构件梁也应根据需要进行取舍,最终的侧围构件处理结果如图9所示。
3.2结构性能对比分析
在完成相关的分析处理后,为了确保结构的相关性能还要对调整后的车身结构进行校验分析,本文主要进行结构的刚度特性分析和模态分析。
3.2.1弯曲工况刚度特性
分析得到的车身结构在弯曲工况下的开口测量图如图10所示,仿真结果显示,侧围构件变形量最大的位置是在右侧中门的附近,变形值为1.791mm,相对变化值为0.090 6%,说明经过优化后的结构局部刚度值满足要求。对于弯曲工况,车身骨架的刚度可以用底部车架的弯曲变形来进行评测,通过有限元分析可知,底部车架左、右两侧的 纵梁最大 变形量分 别为3.236mm和3.721mm,两侧变形 量的平均 值为3.479mm。由刚度计算公式可以求得车身骨架的弯曲刚度值K为2.87×104N/mm,车身弯曲刚度比样车身的弯曲刚度略有下降,但拓扑后的弯曲刚度仍满足客车车身的设计要求。
3.2.2弯扭组合工况刚度特性
分析得到的车身结构在弯扭组合工况下的开口测量图如图11所示。通过分析测量得知,此时构件变形量最大的位置是前窗,变形值为1.465mm,相对变化值为0.053 0%,说明车身局部变形比较均匀,车身结构整体的协调性较好。对于弯扭组合工况,车身骨架刚度可以用车架左、右两侧纵梁的扭转相对角度θ来评测,在后处理软件中得到其扭转角度值为0.235°,即θ 的值是0.235°,进而可以求得客车车身整体骨架的扭转刚度值K为1.87×104Nm/(°),在合理的范围内。
3.2.3模态特性分析
模态特性分析是为了校验构件优化后相应的动态性能的变化 大小。利用有限 元分析软 件Altair-Hyperworks中的Radioss模块进行设定分析,计算出车身骨架前8阶的相应模态频率值。优化前、后车身骨架性能对比见表1。
从表1中看出:优化后客车总质量减少480kg,各阶模态较优化前均有提高,说明优化后的车身骨架结构动态性能优于样车车身。
4结论
(1)建立了客车车身结构拓扑优化设计空间的有限元网格模型,分别基于弯曲工况和弯扭组合工况进行拓扑优化计算,对拓扑优化的结果进行可制造化处理,得到新的客车车身骨架结构。
轻型客车车身降噪方案设计 篇6
关键词：轻型客车,车身,降噪
车内噪声是衡量汽车NVH性能的重要指标,直接影响车内乘员的舒适性。各主机厂在新车型开发过程中都非常重视这项指标,并通过多种途径降低车内噪声。
1试验车噪声问题
在开发某欧系轻型客车过程中,定型试验时发现车内噪声较高,与国外某标杆车在90 km/h的时候相差近5 d B(A)(图1),定置怠速时相差近9 d B(A),严重影响驾乘舒适性。
欧系轻型客车为承载式车身,车身内噪声主要来源于发动机、底盘部件、胎噪和高速行驶的风噪。表1给出了发动机噪声和排气噪声与国外标杆车的对比结果,从试验数据可以看出,在定置怠速情况下,发动机噪声值和排气噪声值都比较接近。但车内噪声比较大,差距非常明显,说明样车车身本身的吸声/隔声性能较差。需要在车身结构和声学包材料方面进行合理的设计,以达到良好的噪声水平,提升车内乘员的舒适性。
d B(A)
2 降噪方案
降低车内噪声的主要途径是控制噪声传播和抑制车身振动。通过对试验车进行分析,并结合欧系轻客的车身结构特点、车身内的噪声频率结构及其空间分布特点、发动机舱噪声频率结构,设定了如图2所示的降噪思路。
a.针对发动机舱内的发动机噪声,优化前围防火墙隔声材料参数,提升车身隔音性能;
b.针对样车进行气密性试验分析,封堵车身上所有的泄露点;
c.在侧围及顶盖采用吸声材料降低车身内的中、高频噪声;
d.用阻尼材料降低因车身钣金自身振动而产生的噪声。
3方案实施
3.1 发动机舱的隔音
发动机舱噪声的来源是发动机和变速器产生的噪声,主要为中、低频噪声。重新调整前围隔声垫结构,取消了铝箔加玻璃纤维的隔声垫,采用热轧无纺布(40 g/m2)+毛毡(1 300 g/m2)+双向无纺布(100 g/m2)的隔声垫(图3)。经试验,该材料在1 000 Hz时隔声系数为1.15(图4)。
3.2 车身的密封隔声
车身装配完成后,由于白车身的焊接胶和密封胶涂抹不到位,内部的空腔没有隔断,工艺孔未封堵,零件装配不到位以及设计考虑不周全等原因而导致存在各种泄露点,而这些泄露点恰恰是外部噪声传入车内的主要途径。通过气密性试验查找泄漏点并进行封堵,从而隔绝车辆在行驶过程中的外部噪声泄露到驾驶室内部。
3.2.1 气密性试验方法
气密性试验采用0.25 INWC(62.5 Pa)正压测试。通过持续输送空气到白车身内部(或车身总成内部),并维持车 身内部压 力高于大 气压力0.25INWC,测量此时所需输送至车内的气体流量(图5),即为其泄漏量。
3.2.2 试验车的密封性能
对标杆车和试验车分别进行整车气密性试验 ,结果表明 试验车整 车泄露量 比标杆车 高51.8SCFM(图6),因此该车型密封性还有较大提升空间。具体思路是:首先对白车身进行气密性试验,查找和封堵白车身上的泄露点;然后将该白车身装配成整车,再进行气密性试验,查找整车上的泄漏点。
3.2.3 白车身密封性能的提升
随机抽取1台白车身进行气密性试验。经检查,产品在开发过程中未考虑设计空腔隔断,因此首先验证空腔隔断对白车身气密性的影响,临时方案采用往空腔注射发泡聚氨酯实现空腔隔断的功能(图7)。
通过试验对比,结果表明未添加空腔隔断和添加空腔隔断的白车身泄露量相差近40SCFM。通过不断试验,最终定义了如图8所示的空腔隔断位置和产品方案。
对添加了临时空腔隔断的白车身继续进行气密性试验,发现白车身上依然存在很多泄漏点。表2列出了泄露量排在前5位的部位,图9给出了其中1个问题的产生原因和解决措施。按照此思路将白车身上的所有泄露点进行了梳理和封堵,最终白车身的泄露量降为82.5 SCFM(1#SCFM=0.028 3 Nm3/min),比优化前 降低了72.6SCFM(图10)。
3.2.4 整车密封性能的提升
将优化后的白车身装配成整车进行气密性试验,表3列出了排在前5位的主要泄露点,因此密封性提升也是围绕这些泄露量大的零部件展开。图11给出了针对泄露量排在第1位的加油口盖处的优化方案。按照此思路对其它主要零部件进行了整改。最终整车泄露量为176.4 SCFM,优于标杆车。
3.3 吸声方案设计
在噪声源周围布置一些吸收声能的多孔材料。当声波进入材料孔隙时,引起孔隙中空气和材料细小纤维的波动;由于摩擦和粘滞阻尼的作用,传播中的噪声声能转变为热能,减少了声能的反射量,从而起到降噪的目的。吸声材料的吸声系数与入射声波的频率有密切关系。当声波处于低频时,吸声材料孔隙中的空气在单位时间内的振动次数比较少,对声波的衰减作用不大,吸声系数很低;随着声波频率的提高,吸声材料孔隙中的空气在单位时间内的振动次数逐渐增加,对声波的衰减作用也逐渐增加,吸声系数不断增大。
车内噪声主要为中、高频噪声,吸声材料的吸声系数直接影响吸声效果。表4列出了几种常用吸声材料的吸声系数,相对而言矿棉和聚氨酯吸声材料相接近,但矿棉的成本比聚氨酯吸声材料要低很多,因此最终选择矿棉为吸声材料,布置在侧围和顶棚的内部(图13)。
3.4 减振方案设计
车内噪声的另外一个主要途径就是金属薄板振动产生的噪声,目前常采用阻尼降噪技术作为应对措施。从减振的角度看,就是将机械振动的能量转变成热能或其他可以损耗的能量,从而达到减振目的。
阻尼垫合理分布才能达到良好的减振效果,通过对白车身进行模态分析(图14)找出车身的刚性薄弱点,确定了如图15所示的阻尼垫分布位置。
衡量材料阻尼特性的参数是材料损耗因子。最终选择某公司以丁基橡胶为基材、无污染的HSTM 203H高密度阻 尼垫 ,其损耗因 子 >0.32(200 Hz以内),具有良好的减振性能。
同时,优化了外板零件与骨架之间的减振胶的特性,采用了弹性更好的减振胶(图16),以减少外板的振动。
4 结论
a.通过系统地实施降噪声方案,驾驶室内噪声相对优化前降低了约3d B(A),优于国内其它竞争对手。
b.因车身结构已定型以及受成本限制的原因,驾驶室内噪声与国外标杆车仍有约2d B(A)的差距。
c.空腔隔断对车身密封性能有重大影响。
参考文献
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[2]何彦红,唐博.3M降噪材料及其在汽车中的应用.3M中国有限公司,2010.
大型客车车身骨架轻量化设计研究 篇7
目前,对车身骨架进行轻量化设计主要有两个途径:一是选用轻量化材料;二是改进零部件结构和工艺,设计受力承载更为合理的车身骨架结构[1,2,3,4]。本文将两种方法相结合,在保证客车车身具备足够强度、刚度的前提下,最大限度减轻车身骨架的质量,实现客车车身的轻量化设计。
2 客车车身骨架钢铝一体化轻量化设计
由静态分析结果知,车身底架总成为载荷的主要承载区,而车身骨架的其它部位则承受相对较小的载荷作用。考虑钢铝构件间的连接问题,本文将侧窗、腰围、尾架以及车身顶盖替换为铝合金材料并进行结构优化设计。
本文选取6000系下的6061型铝合金设计客车车身挤压型材,该型铝合金具有良好的挤压工艺性,可以制作各种截面的铝合金型材杆件[5,6],其材料属性如表1所示。
2.1 车身顶盖拓扑优化设计
由客车车身骨架的静态分析结果可知,车身骨架的顶盖在各工况下的变形较大,所以需要对车身顶盖进行结构优化以提高其刚度性能。本文选择均匀化优化方法和优化准则法,利用ANSYS软件中的拓扑优化模块对车身顶盖结构进行拓扑优化设计。
(1)建立拓扑优化模型
车身顶盖的两根纵梁为主要承载部件,其布置形式不可改变;与车身连接的横梁起到连接与固定的作用,也不能参与优化。按此原则设计拓扑优化模型如图1所示。
根据ANSYS软件的程序规定,只有单元类型号为1的单元才能进行拓扑优化。将模型中蓝色区域的单元类型设置为1,紫色区域设置为2。本文选择SHELL93单元,将单元的实常数(壳的厚度)设置为车身顶盖梁相应方向的宽度值。
(2)拓扑优化过程及结果分析
将顶盖结构的变形能作为拓扑优化的目标函数,选取结构的总体积VOLUME作为约束函数,选择ANSYS的拓扑优化功能模块下的OC优化算法,经过反复多轮优化计算,对计算结果进行比较后设定体积的去除量为70%,优化迭代的收敛误差设定为0.0001,优化迭代次数设定为30次。拓扑优化运行结束后,输出优化结果的密度云图如图2所示。
由结果云图可知,车身顶盖拓扑优化建议顶盖相应部位的布置形式为相互交叉的斜梁,如图3所示。
2.2 车身腰围设计方案
车身侧围具有很好的力学特性,因此保持原有腰围结构布置形式,如图4和图5所示,仅将腰围内标号的钢质梁替换为铝合金型材。
2.3 车身骨架侧窗设计方案
图6、图7所示为车身骨架左、右侧窗的替换方案,将图中标号的钢质梁替换为铝合金型材。
2.4 车身尾架设计方案
设计车身尾架时,多涉及曲线、曲面的造型设计。因此,在尾架的改进方案中本文未作结构形式的修改,仅利用铝合金型材替换尾架中所有的钢质梁。
3 铝合金型材截面尺寸
依据基于优化设计理论的优化方法,在ANSYS软件尺寸优化模块内确定车身骨架中铝合金型材的截面尺寸。
3.1 建立分析文件
本文采用车身骨架的参数化模型,选取弯曲与扭转的联合工况进行静态分析和模态分析,计算完成后在后处理器POST1模块下,利用*GET命令提取优化所需的优化变量,将上述过程存储为LGW文件作为尺寸优化的分析文件。
3.2 定义优化变量
(1)设计变量 选取铝合金型材的截面尺寸作为优化设计变量,结合车身骨架的结构特征,将铝合金型材的截面尺寸按布置位置分为车身顶盖、侧窗、腰围横梁、腰围立梁以及腰围斜梁五组进行优化计算。
(2)状态变量 本文设定车身骨架的一阶扭转频率和最大位移作为状态变量,一阶扭转频率的降幅不超过10%,最大位移值的增幅不超过15%。利用OPVAR,,SV,,,命令完成状态变量的定义。
(3)优化分析 选取车身骨架的体积为目标函数,建立铝合金截面尺寸的优化数学模型:
式中:(x1,x2,x3,…,xn)-设计变量即铝合金截面的厚度;VTOT-优化目标函数即车身骨架的体积;US-最大位移;fb-一阶扭转频率。
选取弯扭联合工况作为优化工况,进入ANSYS软件尺寸优化模块,选择Frist-Order(梯度优化)算法,设定迭代次数为30。
获得设计变量最优解,如表2所示。
计算得到各铝合金型材的截面尺寸(略)。
4 客车车身骨架钢铝连接设计
参照建筑结构中钢铝组合截面杆件的思想[7],将原有车身腰围底部的横梁设计成铝合金型材与钢型材的组合形式,如图8所示。
1.铝合金型材2.钢型材3.与铝合金型材连接处
5 优化前后性能对比
5.1 轻量化前后车身骨架结构质量比较
经过车身骨架钢铝一体化结构设计,车身骨架轻量化前后的质量对比如表3所示。可以看出,优化后车身骨架减重达7.3%,轻量化效果较为明显。
5.2 轻量化前后静态性能比较分析
静态分析三种典型工况下的最大应力值列表显示,如表4所示。各工况下的最大应力值都远低于材料的屈服极限。
/MPa
结合车身骨架的工况校核分析与轻量化前后参数对照表可知,轻量化后得到的钢铝一体化车身骨架具备较合理的强度条件。
5.3 模态分析
表5列出了轻量化前后车身骨架的模态分析计算结果[8,9]。
由对比分析后可知,轻量化后的车身骨架保持了原有的动态特性。
6 结论
本文从轻量化材料和结构优化两方面,提出车身骨架钢铝一体化结构方案。对钢铝一体化车身骨架结构进行了工况校核分析和模态分析,对比分析轻量化前后车身骨架的强度和动态特性,分析表明轻量化方案可行。
轻量化结构设计后,车身减重达7.2%。轻量化后结构改进部位的应力未发生明显变化,车身骨架强度有所提高。轻量化前后车身骨架结构的低阶固有频率相当,振型略有变化,但仍然平滑无局部振型,车身的动态特性良好。
摘要：建立了某全承载式客车车身骨架有限元模型,对车身骨架结构进行了静态分析与模态分析。在保证车身强度和刚度的条件下,提出钢铝一体化轻量化结构方案。以轻量化为目标计算铝合金型材的截面尺寸,完成客车车身骨架的轻量化设计。对轻量化后的钢铝一体化车身骨架进行了校核,并与原车身骨架进行了质量、静态、动态性能的比较分析。分析结果表明,轻量化后的强度和固有频率与之前相当,轻量化效果明显。
关键词：客车车身骨架结构,有限元法,钢铝一体化,轻量化
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客车车身结构 篇8
安全、节能和环保是当今汽车发展的主题,车辆安全性与轻量化设计是汽车研究中的两个重要方面。其中,客车以运载量大、单位运输成本低等特点,已成为城市内部和城际之间的重要运输工具,其侧翻安全性越来越成为研究的热点。Su等[1]利用响应面法基于代理模型对客车的强度和侧翻安全性等进行了多目标优化,但优化方案主要是改变原车骨架结构的一些梁的壁厚;Liang等[2]通过优化车身各结构吸能能力来改善客车侧翻安全性,采取的方法也是改变一些梁的壁厚;Lin等[3]对客车局部车身段进行研究,通过在结构最大变形处添加外部加强结构来改善客车的侧翻安全性,但这种方法会使连接结构和制造工艺变得复杂。与钢材相比,填充材料具有较大的价格优势,且不需要对整根骨架进行加强,与钢材一起使用就可减小车身质量并降低生产成本。Ruiz等[4]在客车的较大变形处采用高强度钢,并在管内填充泡沫,改进了客车侧翻时的吸能性能,提升了客车侧翻安全性,但泡沫的加强作用有限,且该文没有对钢管的壁厚及填充长度进行进一步的优化。
我们的前期研究[5]表明,在客车车身骨架的矩形钢管内适当位置填充环氧树脂与木屑及固化剂的混合物,可以明显提高客车的侧翻安全性。该研究主要探讨了不同填充剂的填充效果,并建立了实验台架和仿真分析模型。由于填充物的填充量和骨架壁厚会影响整车的质量大小和安全性的好坏,因此,有必要对填充物的填充长度及骨架壁厚进行优化设计,使其充分发挥各自的优势,在保证侧翻安全性的同时,实现整车骨架的轻量化。
1 乘员生存空间要求
ECE R66法规修订于2006年2月底,适用于载客多于22人的客车。该法规规定的客车侧翻碰撞安全性试验要求客车停放在一个水平的翻转平台上,翻转起始水平面与下方的撞击面高度相差800mm,客车在没有摇晃和不受其他外力影响的情况下侧倾直至翻倒,侧倾角速度不应超过5°/s(0.087rad/s),如图1所示。图中,CG、CG′、CG″为客车不同位置时的重心位置;B为旋转轴到客车纵向垂直中心平面的距离;t为客车重心到纵向垂直中心平面的距离;h0为客车在翻转平台上的重心初始高度;h1为客车临界侧翻时重心高度。
ECE R66法规要求,客车侧翻碰撞试验时,须确保侧翻变形后车身结构不得侵入生存空间,生存空间内的任何部件也不得侵入生存空间之外。乘员生存空间尺寸的定义如图2所示。
2 优化变量的选取
如图3所示,该样车的地板前中后部高度不一致,使前中后部乘员生存空间的高度也发生变化,从而导致侧围结构各立柱变形量对乘员生存空间的影响存在差别。本文根据以上分析,确定侧围立柱和顶横梁的填充长度及钢管壁厚共13个参数,各参数具体为:前风窗立柱壁厚x1、侧围第一立柱壁厚x2、侧窗第一立柱壁厚x3、侧窗第二至第三立柱壁厚x4、侧窗第四立柱壁厚x5、侧围后立柱壁厚x6、侧围第一至第二腰立柱壁厚x7、侧围第三至第五腰立柱壁厚x8、侧围第六至第七腰立柱壁厚x9、顶部各横梁壁厚x10、侧围各腰立柱结构填充长度l1、侧窗立柱结构填充长度l2、顶部横梁结构填充长度l3,如图3和图4所示。
由于10个壁厚参数及3个长度参数对车身骨架结构侧翻安全性及车身质量有较大影响,所以考虑实际钢管的壁厚和结构填充长度,确定壁厚x1,x2,…,x10的取值范围为1.5～3.0mm,长度l1的取值范围为60～150mm,l2的取值范围为60～180mm,l3的取值范围为60～240mm。如图5所示,本文定义车身结构对生存空间的侵入量为D,选择碰撞侧各立柱与生存空间的最小距离计算D值,即前风窗立柱为D1、侧围第一立柱为D2、侧窗第一立柱为D3、侧窗第二立柱为D4、侧窗第三立柱为D5、侧窗第四立柱为D6、侧围后立柱为D7。负值表示侵入,正值表示未侵入。
3 均匀试验仿真
优化目标为侧围立柱及顶横梁的总质量最小,具体的优化问题的数学模型如下:
设计变量
式中,F(y)为目标函数;ne为全部优化结构个数;Mej为第j个优化结构件的质量。
在本仿真试验中共有13个参数,每个参数选取4个水平,13个参数的水平如表1所示。
因此,参照均匀设计表U28(413)[6],一共需要进行28次侧翻碰撞安全性仿真。表2和表3所示分别为各个设计变量的均匀试验设计取值和相应的用LS-DYNA计算得到的目标值和约束值。
4 回归优化分析
对均匀试验设计结果进行深入分析的方法是回归分析方法。含有s个自变量的二次多项式响应面近似回归的一般形式为
i=1,2,…,j
式中,y为响应面近似回归函数;a0、ai、aii、aij为待定参数;x1,x2,…,xj为设计变量。
若使回归系数的估计有可能,必要条件为n>1+s(s+3)/2。由于均匀设计的试验次数n较小,所以当因素数目s较大时,通常不能满足n>1+s(s+3)/2这个估计回归参数的必要条件,于是需要采用逐步回归技术从方程中选择贡献显著的项[7]。
由于本文的仿真模拟次数为28,参数数目为13,不满足估计回归参数的必要条件,因此,本文利用SAS软件,根据均匀试验的28个采样点,对各优化结构总质量M以及侵入量D1、D2、D3、D4、D5、D6、D7采用二次多项式响应面模型进行逐步回归,以得到目标和约束关于设计变量的显式函数。具体的回归函数如下:
M=103.286 87+8.60730x4+…-
0.001 50l
D1=-118.488 00+23.000 56x2+…+
3.589 11x7x8+0.000 398 87l2l3 (7项)
D2=-194.779 86-1.130 64x1x7+
+7.090 95x2x6+…+0.067 20x8l2 (13项)
D3=-146.655 30+9.400 76x1x10+…+
3.355 97x3x6+…+0.000 370 24l2l3 (8项)
D4=-109.676 76+6.937 78x1x4+…+
1.612 98x7x10+0.032 32x8l3 (8项)
D5=-54.882 78+0.842 11x
4.915 03x1x10+…+0.014 61x7l3 (8项)
D6=-10.714 33+0.035 04l2+…-
0.001 05l
D7=-97.578 64+0.696 31x1x3+…+
4.102 35x9x10-0.022 19x9l3 (9项)
利用决定系数R2对回归函数进行误差评估。对应M、D1、D2、D3、D4、D5、D6、D7,决定系数R2的值分别为0.9999、0.9658、0.9969、0.9611、0.9518、0.9340、0.9999和0.9542。因此,可以认为响应面近似回归函数满足精度要求。
利用MATLAB软件的遗传算法工具箱对目标及约束的响应面近似回归函数进行优化,得到车身各侧围立柱和顶横梁的壁厚、结构填充长度、总质量的最优值及相应的生存空间侵入量,如表4所示。
由于型钢的厚度一般只有1.5mm、2.0mm、2.5mm、3.0mm、3.5mm、4.0mm等规格,厚度及填充长度最优值需要按照最接近的规格取值,因此,本文选取了一组相近的参数用于仿真,如表4所示。优化前及优化后的侧翻碰撞安全性仿真结果如表5和图6所示。从表5可以看出,优化前未填充的车身各立柱及顶横梁壁厚都为3.5mm,侧翻变形后D7处稍微侵入乘员生存空间,不满足ECE R66法规中车体变形生存空间的要求;填充优化后车身各立柱与乘员生存空间都保持一定的距离,未侵入乘员生存空间,改善了客车侧翻安全性,满足ECE R66法规中车体变形生存空间的要求。同时,优化后各立柱及顶横梁的质量比未填充优化前减小了23.7%,实现了车身结构轻量化。
5 结语
采用增大客车侧围骨架壁厚及在侧围骨架管内进行填充的方法都可有效提高客车的侧翻安全性。然而,仅仅通过增大壁厚的方法来提高客车的侧翻安全性往往会导致客车车身骨架的质量增大,不利于整车的轻量化要求。本文提出了一种将客车侧围立柱及顶横梁的壁厚与管内填充长度进行优化来提高客车的侧翻安全性和满足轻量化要求的方法。研究结果表明,优化后的车体强度和刚度满足ECE R66法规对乘员生存空间的要求,客车侧翻碰撞安全性得到了改善,同时,客车车身侧围立柱和顶横梁的质量比优化前共减小了23.7%,实现了车身结构轻量化。
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