U-12m客車車架結構設計及分析,12,十二,客車,車架,結構設計,分析 摘要 在客車整體結構中，車身既是承受各方向受力的承載受力單元，又是為乘客提供舒適服務的功能單元。作為承載受力單元，車身在客車行駛過程中要承受著來自道路，乘客，車身自重及其它各種復雜載荷的共同作用?？蛙囀竭@種車身結構，它的顯著特征是地板骨架和底盤車架焊接為一個整體。通過在底盤車架左右縱梁上焊接支撐牛腿、連接板等底架構件，將車架和地板骨架通過焊接連接在一起，然后再與左/右側車身骨架、前/后圍車身骨架和頂蓋骨架組焊成一個完整的車身六面體。地板骨架和車架共同承 關鍵詞:公路客車，客車式車身，設計，有限元分析 Abstract In the bus structure, the body is bearing unit and functional unit. As bearingunit, body in the passenger car driving to pressure from roads and other variouscomplex load role. Car many important assembly components are body for thecarrier, so the body in the whole bus system occupies very important position, thestrength and stiffness of the direct influence on the bus service life and security.As a functional unit, the body should provide the driver with convenient workingenvironment, for the crew to provide comfortable riding environment, protectthem from bus when exercising vibration, noise, exhaust gas invasion and outside harsh climate; in the traffic accident, reliable body structure and occupant protection system helps to reduce the crew and pedestrian injuries caused by. Inrecent years, with the development of society and the improvement of economic Key Words:analysis Coach bus, Semi-integral body, Design, Finite element 目錄 第1章緒論 5 1.1研究背景 5 1.2研究意義 6 1.3 UG技術的發(fā)展概況 6 1.4客車車身技術的研究現(xiàn)狀 7 1.5本論文的研究內容及目標 8 第2章車身的總體設計 9 2.1車身的總體設計方案 9 2.2車輛布置形式 10 2.3車身主要尺寸的確定 10 2.4車輛質量參數(shù)的確定 11 第3章客車車身UG建模 13 3.1客車式長途客車車身底架建模 13 3.2左側骨架總成建模 18 第四章車身結構有限元分析 18 4.1車身模型的簡化 18 4.2車輛載荷工況分析 19 4.2.1水平彎曲工況分析 19 4.2.2緊急制動工況分析 21 4.2.3極限扭轉工況(右前輪懸空)分析 22 4.2.4極限扭轉工況(左前輪懸空)分析 23 第5章 24 論文總結 25 第1章緒論 1.1研究背景 中國客車行業(yè)從上世紀70年代中期開始起步，經過40年的不斷發(fā)展和國家汽車產業(yè)重點改造，通過引進國外先進技術和合資汽車企業(yè)，目前擁有自主研發(fā)新車型的能力。隨著我國經濟的快速增長，中國汽車市場規(guī)模越來越大。己形成高，中，低各種類型和檔次的產品結構。但總體上，我們與歐美先進水平相比仍有差距。這主要表現(xiàn)在車輛首次故障時間，平均故障率和使用壽命，底盤，電器和其他方面的指數(shù)明顯低于歐美水平。從上個世紀90年代后半期，我國的大中型客車企業(yè)開始走出低谷，快速發(fā)展。特別是在2000年后，各大客車公司得到快速發(fā)展。經過10年的發(fā)展，到2010年客車生產和銷售突破40萬輛。目前，我國客車不僅能滿足我國道路和客運條件，而且還針對不同的國外市場開發(fā)出相應的車型，并且在1987年首次出口，之后客車出口不斷增加，到2003我國國內客車實現(xiàn)批量出口。但此時出口行為仍然只有少數(shù)個體企業(yè)和小批量的行為。從2004到2005的出口市場似乎正在積蓄能量，從2006開始，我國客車出口顯示完整的爆炸性增長，從2006至2007年客車出口總量保持2位數(shù)增長。出口金額超過2004年近10倍，單車出口價格也實現(xiàn)了 翻番。在2008和2009年客車市場因全球宏觀經濟的影響有所下滑，但出口市場的絕對數(shù)量的影響比較小。2008全球金融危機后，隨著國外穩(wěn)定的高端客戶不斷增加，產品附加值的不斷增加，中國客車出口己經進入了良陛發(fā)展的軌道。2010年，中國客車出口的20194輛，出口金額達到187959. 4萬元。如今，我國國產客車的檔次、配置水平不斷提高，很多客車上采用了許多轎車上的技術。例如在動力總成方面采用大功率低排放發(fā)動機 1.2研究意義 研究中所取得的數(shù)據(jù)為我廠以后車輛的設計提供了理論依據(jù)，對我公司以后產品的開發(fā)有很大的幫助作用。研究中所使用的設計方法和模型簡化方法可為客車企業(yè)的現(xiàn)代化設計的規(guī)范化提供一定的參考，對提高我國國產客車的設計水平、縮短開發(fā)周期和節(jié)約設計成本具有積極的意義。 本課題研究所取得的成果己經被我廠采用，對我廠提高產品的設計水平，降低成本，增強市場競爭力起到了很好的促進作用。 1.3 UG技術的發(fā)展概況 UG技術即計算機輔助設計，是使用計算機和圖形設備幫助設計師工作。現(xiàn)在，國內大型制造型企業(yè)己普遍實施了UG系統(tǒng)，取代手工作業(yè)，一些大型汽車企業(yè)的UG應用水平也接近國際先進水平。但由于我國UG軟件自主研發(fā)術水平與發(fā)達國家之間存在巨大的差距，國內一些研究機構和公司推出的UG系列軟件得不到更廣泛的應用，市場占有率低，尤其在UG系統(tǒng)集成方面還是剛剛起步。隨著我國市場化程度的加深，市場競爭的加劇，迫使汽車企業(yè)必須改變傳統(tǒng)的設計、制造、管理、銷售模式，來提升企業(yè)競爭力和市場應變能力。可以說，實施UG系統(tǒng)是最有效的方式之一。我國從上世紀70年代開始研究推廣計算機輔助設計技術，并取得了良好的經濟效益。UG技術在車身開發(fā)中的應用，使原來的舊模式有了徹底的改 觀。設計人員通過與UG系統(tǒng)的交互，將自己腦中的概念模式轉化為清晰的視覺模式—幾何實體，易于優(yōu)化和改進，提高了工作效率和設計質量。 1.4客車車身技術的研究現(xiàn)狀 大型客車按車身承載形式不同分類共有三種:一種是非承載式車身，第二種是本課題研究的客車車身，第三種是全承載車身。 全承載式車身的主要問題是:由于底架是由很多直線小型矩形管構成格柵式結構，工藝復雜，工裝投入大，企業(yè)的生產工藝必須作重大調整，生產過程焊接工作量巨大，生產效率低，增加成本，較適用于豪華大客車。歐洲大型客車檔次高，生產批量很小，售價昂貴，此種析架式全承載車身對他們來說是比較合適的，而現(xiàn)階段在國內卻很難普及推廣。在客車行業(yè)發(fā)展初期，客車生產廠家將客車車身用緊固螺栓通過非金屬墊板和貨車底盤連接在一起，這種車身結構稱為非承載式結構。這種非承載式結構的好處是可以在同一個底盤上面安裝不同的客車車身，但此種結構沒能很好的利用客車車身骨架的承載作用，因此這種形式的客車整備質量比較較大，油耗也比較高。為了客車車身的輕量化設計，并兼顧客車車身與底盤 的匹配，我們將底盤車架橫梁加寬并與客車車身側圍骨架焊接在一起，使底盤和車身骨架組合成一個完整的整體，車身骨架也承擔一部分車輛載荷，此種結構稱為客車式結構?，F(xiàn)階段，我國絕大部分客車為此種客車式結構。但這種客車式結構仍保留了重量比較大的底盤車架，這使車輛輕量化設計受到了很大限制。為了進一步減輕客車車身自重以及使車身結構更合理，我們可改用重量較小，而剛度卻比較大的全承載式客車車身來取代笨重的車架。這種車架具有兩貫通式縱梁和一些與客車車身等寬的橫梁，這與車身骨架形成一個剛性的空間全承載系統(tǒng)。從而使客車車身的各部件都參與承載，使各部件承載時相互關聯(lián)、協(xié)調。這能充分發(fā)揮材料的最大強度，使整車車身重 量比較小而剛度、強度比較大。 1.5本論文的研究內容及目標 1、進行客車式車身的總體方案設計。 2,應用UG三維軟件對此款車身骨架進行三維建模。 3、按照總布置方案，建立前后橋軸荷受力模型，進行此款車輛的前后橋軸荷分配的計算。并對此款客車式車身在理論上進行受力分析和強度校核。 4、對此款車身骨架進行有限元分析。 5、對此款樣車進行各項性能試驗，通過檢驗證明了此款樣車滿足了我國相關的國家標準。通過這一課題的研究，我們利用客車式車身技術構建了一種12米客車車身，并對車此身進行有限元分析。通過理論計算分析此車身是否滿足強 度剛度要求。并通過試驗檢驗此款客車式客車車身的可靠性。 第2章車身的總體設計 2.1車身的總體設計方案 本車型車身的設計方案為:一種三段式底架的長途大客車客車車身。他包括:底架、地板骨架、左側骨架、右側骨架、前圍骨架、后圍骨架和頂蓋骨架七部分組成此款客車式車身的骨架結構如下:底架和地板骨架，前后圍骨架，左右側骨架及頂骨架形成一個整體承載載荷的框架。通過各個連結點，整車骨架形成若干個封閉環(huán)結構「“一」。車身骨架結構布置圖見圖2. l o 圖2. 1車身骨架結構布置方案 2.2車輛布置形式 本車型的布置形式如下表2. 1所示: 表2. 1車型布置形式 2.3車身主要尺寸的確定 1、車身長度 本車型是一款12米級長度車型，考慮到制造誤差，整車完成后長度不大 于12米，此車車身長度設計為12000mm o 2、軸距、前懸和后懸 根據(jù)本車型軸荷分配的要求，以及《GB7258-2004機動車運行安全技術條件》的規(guī)定，確定本車型軸距為6100mm。根據(jù)法規(guī)要求及本車運行環(huán)境所需的接近角和離去角以及前后軸荷分配的要求，確定本車型的前懸為1940mm，后懸為2755mm。 3、車高、車寬和前后輪輪距 根據(jù)《GB 1589-2004道路外廓尺寸、軸荷及質量限值》(客車最高不超過3200mm最寬不超過2500mm，并考慮到車身外形的協(xié)調美觀;車輛總高設計為2500mm。車輛總寬設計為2520mm(確定車寬時，應在滿足法規(guī)要求的前提下，盡量加大，從而使座椅在滿足寬度440~的情況下，有足夠的過道寬度。還應考慮到制造誤差，使車輛制作出來后車寬不大于法規(guī)要求。)。 此車型的車身主要尺寸見下表2. 2 0 2.4車輛質量參數(shù)的確定 車輛質量參數(shù)確定時首先要考慮能滿足國家法規(guī)要求，因法規(guī)要求比較低容易滿足。車輛質量參數(shù)確定時還要參考其他廠家同類產品質量參數(shù)以及本廠其他相同長度車型。為了滿足載客量，同時又要降低燃油消耗量，所以車輛的最大總質量盡量加大，但車輛自重盡量減小。 1、車輛的總質量Ma和前后橋的選擇 根據(jù)此車乘客區(qū)長度尺寸可以計算出此車最大載客量為39人(具體計算方法見后面章節(jié))。乘客每人按65千克計算，乘客重量為65X39=2535千克。車輛整備質量的估算:根據(jù)底盤上自制件以及所選各總成件和電器件等所有部件質量的總和約為4000千克;綜合考慮我廠的工藝保障能力及技術突破水平，車身部分的總質量可控制在4550千克內;可以確定車輛整備質量Mo=8550千克。 2535千克+8550千克=11085千克 根據(jù)以上計算進行前后橋的選擇。 前橋:選用東風4.2T車橋，其型號為30JS20E-00005，其理論承載重量為4200千克，因此可以確定此車前橋的承載能力為MI } 4200千克，我們取3800千克。后橋:選用東風8T后橋，其型號為24BRS 15M-00005，其理論承載重量為8000千克，我們取7800千克。 由以上可以得出此車輛最大總質量11600千克。 2、輪胎的選擇 根據(jù)車輛最大總質量以及所選的車橋，我們選用佳通9822.5輪胎，此輪胎理論承載能力單胎時每胎為2240千克，雙胎時每胎為2120千克。此車輪胎總的承載能力為12960千克。 綜合以上所述，此款車輛最大總質量確定為Ma=11600千克。 2.5車輛主要性能參數(shù)的確定 1、動力性能參數(shù)見下表2. 3 2、燃油經濟性參數(shù) 等速90km/h百公里油耗毛18L/100km; 3、制動性能參數(shù)見下表2. 4 表2. 4制動性能參數(shù) 4,最小轉彎直徑Dmin 本車最小轉彎直徑Dmin -14米。 5、通過性參數(shù) 此車最小離地間隙在后橋中間位置處，最小離地間隙為 現(xiàn)在大部分客車接近角在8}-13。之間，離去角在7~140 220mm。 第3章 客車車身UG建模 UG是法國達索公司大型高端計算機輔助設計/制造/工程集成應用軟件，在全球計算機輔助設計/制造/工程領導。隨著產品生命周期管理(產品生命周期管理)協(xié)作解決方案，是一個非常重要的組成部分，它可以幫助制造商設計自己的新產品，它可以支持從生產項目的早期階段，具體的設計，分析，仿真，組件保持在所有的工業(yè)設計過程。UG是汽車工業(yè)的事實標準， 在歐洲，亞洲和北美國最大汽車制造商的核心設計系統(tǒng)。在造型，車身和發(fā)動機設計具有獨特的優(yōu)勢，適合各種車輛設計和制造提供了一個端到端解決方案。 3.1客車式長途客車車身底架建模 本車型底架建模共分為三個設計單元即: C1)前段底架總成;C 2}中段底架總成(行李艙區(qū)，析架結構);C3) 后段底架總成具體布置見下圖3. l o 這種三段式底架的前段為槽形的兩大梁，中間部分為析架結構(此處為行李艙區(qū))，后段也為槽形的兩大梁，因后端安裝發(fā)動機，載荷較大，所以此處大梁斷面比前段大梁尺寸大。根據(jù)客車車型和承載情況的不同，中間析架結構部分采用不同截面尺寸的型鋼組焊成一個框架結構。這個框架結構通過鉚接或焊接同前后段大梁固定在一起。如果是鋼板彈簧懸架，中間析架部分一般不會超過懸架安裝區(qū)域;但如果是氣囊懸架，為了盡量增大行李艙容積，部分底盤的中間析架可能超出懸架安裝區(qū)域。只有駕駛員操縱區(qū)域和發(fā)動機 安裝區(qū)域采用比較短的槽形大梁。 這種結構被普遍用于長途大客車和旅游客車。國內引進和開發(fā)的豪華客車大部分都采用這種結構。這種結構便于設計制造，并且增大了行李艙的容積，但這種結構前后段縱梁與中間析架的連接比較復雜，工藝難度比較大。 1、前段底架總成建模 前段底架的左右縱梁采用截面為190x70x6的槽形16Mn鋼。由于本車型采用前2后4空氣懸架，因此前段底架總成設計不僅要考慮底架和前橋的裝配關系，還要考慮此車轉向機和兩個前氣囊的的安裝。前段底架第一橫梁位置(底架前懸)由整車前懸尺寸，儀表臺尺寸和轉向管柱位置確定。前段底架左右縱梁之間由三個橫梁相連。左右縱梁與三個橫梁組成兩個封閉方框。第一橫梁在前段底架最前端，為拖車橫梁。由于位置所限，此車型拖車橫梁與左右縱梁的連接方式為用螺栓與左右縱梁上下翼面連接在一起。這種連接方式可以增加左右縱梁的抗扭剛度，但同時也容易產生約束扭轉集中應力，造成左右縱梁的上下翼面出現(xiàn)比較大集中應力。但因此款車型為客車式車身，底架與車身骨架共同承受車身載荷，所以可以采用。第二橫梁和左右兩 縱梁的下翼面和腹板同時連接在一起。這種橫梁與左右縱梁的連接方式同時具有剛性抗彎和柔性抗扭的這兩種特點，是這種客車底架橫梁和左右縱梁的所有連接方式中最好的一種。橫梁與左右縱梁連接時，橫梁與左右縱梁的連接部分產生最大的應力，因此為了避免橫梁兩端局部區(qū)域產生很大的連接負荷應力，第二橫梁兩端與縱梁連接部分的斷面尺寸很大，以增大連接區(qū)域減小連接負荷應力集中。第三橫梁與左右縱梁的連接方式與前面所講第二橫梁 相同。因為此車為前2后4空氣氣囊懸架。懸架處為高負荷區(qū)。為增加此處縱梁強度，通過連接型鋼將此處前段底架縱梁與中段底架縱梁連接起來，并在連接型鋼外面增加加強鋼板。連接型鋼和加強鋼板與縱梁的連接方式為塞焊。兩縱梁的最后端為車輛倉體的前端。底架前段模型見圖3. 2 0 2、中段底架建模 中段底架是用橫截面為160x60x5的型鋼作為兩縱梁，用橫截面70x40x3，40x40x3，40x30x3，40x40x2等型鋼組焊成析架結構。 用以增加此析架結構的強度和剛度在矩形方框的各個角部位設計有加強角兩縱梁的前端為車內乘客過道前端臺階處，兩縱梁的后端為車內后排五人椅前臺階處。中段底架具體布置見圖3. 3 0 3、后段底架總成建模 后段底架總成分為兩部分:一部分是后橋處底架，另一部分是發(fā)動機處底架。 后橋處底架左右縱梁采用橫截面為180x70x6的槽形16Mn鋼。因為此車為前2后4空氣氣囊懸架。懸架處為高負荷區(qū)。為增加此處縱梁強度，通過連接型鋼將此處前段底架縱梁與中段底架縱梁連接起來，并在連接型鋼外面增加加強鋼板。后橋處第一橫梁在空氣懸架前方靠近空氣懸架處，第二橫梁在空氣懸架后方靠近空氣懸架處。第一橫梁，第二橫梁與左右側縱梁組成一個封閉的方框結構，增加了后橋處底架的強度。 本車型地板骨架建模分為 1、前懸地板骨架建模 前懸段地板骨架由40x40x2.0,40x40x3.0; 40x30x1.5等截面的型鋼焊接而成。第一格柵與第二格柵前后位置由乘客門位置確定。第一格柵與乘客門前立柱對齊并焊接在一起。第二格柵與乘客門后立柱對齊并焊接在一起。在第一格柵上有三根連接梁與前圍骨架焊接在一起。第二格柵與乘客門后立柱和司機窗后立柱及頂骨架上此處的橫梁組成一個封閉環(huán)以增加客車整體強度。此車裝壁掛式導游椅。因此需在乘客門后立面上預留導游椅固定板。為了使導游椅不影響乘客上下車，我們在乘客門后立面上預留導游椅凹臺，在凹臺后立面上預留固定板，使導游椅安裝后盡量不占用乘客過道。第三格柵為駕駛區(qū)與乘客區(qū)分界處。第三格柵前為駕駛區(qū)，第三格柵后為乘客區(qū)。在左右側乘客區(qū)前端分別焊接乘客隔欄固定板以固定隔欄。前懸地板骨架建模見下圖3. 7。 2、中間地板骨架建模 中間地板骨架在前后兩車橋之間，他由四個格柵和其他連接梁組成。四個格柵分別是前橋后格柵，后橋前格柵以及中間兩個行李倉的前橋后格柵的位置由輪胎到擋泥板的距離確定。此格柵位置要求既要盡量向前靠用以增大行李倉容積又要保證車輛行駛時輪胎不與此格柵干涉。基于以上兩點要求，此格柵位置定在與前橋中心相距610mm處。后橋前格柵的位置確定方法與前橋后格柵的位置確定方法一樣。因此后橋前格柵的位置定在與后橋中心相距610mm處。中間行李倉前格柵位置的確定。因此車油箱放在前輪后第一個倉中，因此中間行李倉前格柵位置只要保證此格柵前的空間能放開油箱即可。 中間行李倉后格柵位置的確定。因此格柵前后都為行李倉，因此此格柵位置確定時，考慮此格柵前后兩個行李倉門大小的統(tǒng)一性。己利于車間工人的施 工。中間兩個格柵與底架上的格柵前后位置一致，形成封閉析架結構，此種結構既降低骨架重量，又能保證骨架強度。在兩格柵之間，上部用縱向小截面型鋼連接，下部用小型鋼組成的三角框連接，此框同時與底架連接在一起，這使車身整個下部骨架組成一個完整的空間框，增加了骨架的強度。中間地 3、后段地板骨架建模 后段地板骨架建模時需注意骨架不與發(fā)動機干涉，注意預留變速箱和發(fā)動機檢修口。后段地板骨架建模見下圖3. 9 0 3.2左側骨架總成建模 左側骨架位于車身左側，它由邊窗立柱，兩根貫通縱梁，倉門立柱和若干斜支撐以及連接型鋼組焊而成。左側骨架厚度分為兩部分，分界點為側窗下60X40X2P異型材貫通縱梁。此縱梁以下骨架厚度SOmm，此縱梁以上骨架厚度為40mm。在側窗下貫通縱梁下方，行李倉上部是一SOXSOX2P的異型材貫通縱梁，此貫通縱梁與地板骨架上格柵焊接在一起。為了便于施工與采購，邊窗中間三塊玻璃尺寸大小一樣。同時為了骨架的良好承載性，邊窗立柱與地板骨架在前后輪處的格柵位置盡量對齊以形成封閉環(huán)。在邊窗下縱梁 與行李倉上縱梁之間用立柱與斜撐連接兩縱梁。左側骨架總成建模見下圖3. 10。圖3. 11為左側骨架和底架及地板骨架配合在一起時位置關系。 第四章車身結構有限元分析 4.1車身模型的簡化 客車式客車的骨架主要是由矩形梁構成，另外還有一部分異形梁，槽鋼梁和鋼板等構成。各個梁之間大多采用焊接的方式連接在一起。在不影響應力和變形的條件下，在建模的過程中我們采取了一些簡化措施 1、將空間中的曲面梁簡化為直梁，例如將前后圍左右側及頂蓋骨架上曲面立柱簡化為若干個直梁，這種簡化對整個車身結構的計算影響很小。 2、將有厚度的梁簡化為無厚度的梁，在計算時再約束梁的厚度。 3、忽略車身蒙皮。車身蒙皮大多數(shù)是焊接在骨架上，少數(shù)是鉚接在骨架上，因此他對車身骨架的強度具有加強作用。這樣計算的結果將更加安全可靠。 4.2車輛載荷工況分析 4.2.1水平彎曲工況分析 水平彎曲工況下，此款客車式客車車身骨架所承受的載荷主要是由車身骨架、底架、底盤、座椅、乘員、空調系統(tǒng)及車身各種附件的重量產生的。根據(jù)車輛上各總成的質量的分布的空間位置將他們換算成為節(jié)點載荷，放置在其所在位置的薄壁梁的節(jié)點位置上「<6-}0}0 1)、載荷處理 本文中，載荷可分為底盤各總成質量、車身骨架質量、車身附件質量和乘客質量等。底盤各總成質量可均勻分布到底架上的各對應的薄壁梁單元上;車身骨架質量可分布到骨架各個骨架型鋼的幾何形心上;車身附件的質量根據(jù)其質心所在的位置可均勻分布在相對應空間位置的節(jié)點上，使之成為這些相應節(jié)點上的集中載荷。乘員重量(按65千克/人計算)載荷均勻分布到骨架的各對應的薄壁梁單元上。 2)、約束處理 邊界條件是約束此車兩后輪位置處節(jié)點的全部自由度以及兩前輪位置處節(jié)點的3個轉動自由度和2個平動自由度，釋放一個平動自由度UX。其計算結果如下圖4. 1所示。 由上圖可以看出在水平彎曲工況下，底架的最大應力為后懸架前，截面突變處可以達到165MPa，前懸架處應力也比較大，在100-140MPa之間，底架其余位置一般較高處在50-60MPa之間，大部分區(qū)域在30MPa以下;頂骨架最大應力在第一橫梁處，其應力值為70MPa左右，其余位置應力較高處出現(xiàn)在中部的橫梁的中間部位以及橫梁與兩側縱梁的連接部位，其應力值為50-60MPa之間;左右側骨架的最大應力為70MPa左右，出現(xiàn)在中部兩側窗立柱，斜支撐以及窗下沿以及行李倉門上橫梁的中段位置，其余位置應力較高處的應力值一般為50-60MPa。地板骨架應力較大處在地板骨架與底架連接 部分，其應力值一般在80MPa以下，其余部分都較小。此款客車骨架型鋼材料為Q235和Q345鋼，底架型鋼和槽鋼材料為16Mn鋼。Q235鋼的屈服強度為235MPa, Q345鋼的屈服強度為345MPa,16Mn鋼的屈服強度為280-350MPa。而此款客車水平彎曲工況下的最大應力值為165MPa，這種工況下安全系數(shù)為1.7-2.2。安全儲備系數(shù)比較高，滿足車輛安全要求。 4.2.2緊急制動工況分析 緊急制動工況計算時主要考慮客車在滿載的狀態(tài)下以最大制動加速度0.758制動時，地面產生的制動力對整個車身產生的影響。由于此款客車采用前2后4空氣氣囊懸架，空氣氣囊只能承受豎直方向的作用力，而對于縱向和橫向的作用力則需要通過推力桿傳遞到底盤車架上。這種情況下，推力桿及推力桿支座將會承受比較大的力，因此它們必須具有足夠大的強度 1)、載荷處理 緊急制動工況下的載荷處理方法與水平彎曲工況下的載荷處理方法相同。 2)約束處理 本文中采取約束兩前輪裝配位置處節(jié)點的所有三個平動自由度，并約束兩后輪裝配位置處的節(jié)點的垂直自由度以及縱向自由度，釋放其他自由度。其計算結果見下圖4. 20 由圖4. 2我們可以看出在緊急制動工況下，由于制動軸荷發(fā)生轉移，整車質心位置的變化較大，前懸處所受載荷將大大增加。底架最大應力發(fā)生在車架前段與中段的連接處，其應力值為251MPa;前懸架處的橫梁位置的應 力值為90-1 OOMPa，后懸架處的應力值比較小;頂骨架的最大應力發(fā)生在頂橫梁與兩側的縱梁的連接處，其應力值為100MPa左右，其余部位應力值比較小在50-70MPa之間;左右側骨架的最大應力發(fā)生在兩側窗立柱的根部位置，其應力值在130-150MPa之間，其余部分的應力值在100MPa以下;地板骨架最大的應力發(fā)生在地板骨架格柵的斜支撐型鋼處，其應力值為150MPa，地板骨架其余部位應力都比較小。由以上結果可以看出在緊急制動工況下，此款車的最大應力在底架上，最大應力值為251MPa，遠小于此處底架型鋼的屈服強280MPa。而上部骨架的最大應力發(fā)生在兩側窗立柱的根部位置其應力值為130-150MPa，也小于此處型鋼的屈服強度235MPa。在這種工況下骨架強度安全系數(shù)為1.2-1.40滿足車輛安全要求。 4.2.3極限扭轉工況(右前輪懸空)分析 扭轉工況計算主要考慮車輛的一個車輪懸空而對面的車輪被抬高時施加在車軸上的扭矩的作用。實踐證明:車身遭受到上面所述的劇烈的扭轉工況時，大部分是在客車J漫速通過凹凸不平的路面的情況下發(fā)生的。在這種工況下車輛的動載荷，由于它在時間上變化的很慢，它的慣性載荷很小，所以我們可以把車身的扭轉特性看作是靜態(tài)的。無數(shù)的實驗也證實了這一點，車輛的動載扭轉試驗和靜載試驗所得到的骨架強度的薄弱部位是相同的。所以，我們利用車身的靜扭轉試驗得出的車身骨架強度可以反映出此款車身骨架的實際強度「1}-5i70 1)、載荷處理 極限扭轉工況(右前輪懸空)下的載荷處理方法與水平彎曲工況下的載 荷處理方法相同。 2)、約束處理 本文約束左側前輪裝配位置處節(jié)點的所有三個平動自由度，同時釋放此處所有三個轉動自由度;并且釋放右側前輪裝配位置處的節(jié)點的所有自由度;約束兩后輪裝配位置處的節(jié)點的垂向自由度UZ，同時釋放此處其他自由度。其計算結果見下圖4. 3 0 處為最大應力處。最大應力可以達到178MPa，其余一般較高處在60-70MPa之間，大部分區(qū)域在30MPa以下;頂蓋骨架最大應力在前5根頂橫梁處，為60-70MPa左右，其余部分在40MPa以下;左右側骨架最大應力為90-100MPa左右，出現(xiàn)在右側前窗立柱的下根部，其余較高處一般為50-60MPa。地板骨架應力較大處在后懸架前2個格柵與底架連接部位其應力值在100-120MPa之間，其余部位應力都比較小。由以上結果可以看出在右前輪懸空的情況下，此款車的最大應力為178MPa左右，小于底架型鋼的屈服強度280-350MPa 和上部骨架型鋼的屈服強度235MPa。這種工況下安全系數(shù)為1.6-2.0。安全儲備系數(shù)比較高，滿足車輛安全要求。 4.2.4極限扭轉工況(左前輪懸空)分析 左前輪懸空的極限扭轉工況與右前輪懸空的極限扭轉工況相似。 1)、載荷處理 極限扭轉工況(左前輪懸空)下的載荷處理方法與水平彎曲工況下的載荷處理方法相同。 2)、約束處理 本文約束右側前輪裝配位置節(jié)點的所有三個平動自由度，同時釋放此處所有三個轉動自由度;并且釋放左側前輪裝配位置節(jié)點的所有自由度;約束兩后輪裝配位置節(jié)點的垂向自由度，同時釋放此處其他自由度。其計算結果 見圖4. 4 0 在左前輪懸空的工況下，底架左縱梁后懸架前和底架右縱梁前懸架處為最大應力處，最大應力可以達到1812米Pa，其余位置最大應力60-70MPa;頂蓋骨架最大應力在第一橫梁處，為100MPa左右，其余較高處出現(xiàn)在中部的橫梁上為50-60MPa;其它較大應力處在中間幾根橫梁為50 MPa;左右側骨架最大應力為90-100MPa左右，出現(xiàn)在左側前窗立柱的下根部，其余較高處一般為50-60MPa。地板骨架應力較大處出現(xiàn)在后懸架前2個格柵與底架連接部位，其應力在100-120MPa左右，其余部未應力都比較小。由以上結果可 以看出在右前輪懸空的情況下，此款車的最大應力為1812米Pa左右，小于車架型鋼的屈服強度280-350MPa和上部骨架型鋼的屈服強度235MPa。此種工況下安全系數(shù)為1.5-1.9。安全儲備系數(shù)比較高，滿足車輛安全要求。 第5章 論文總結 本論文的研究工作是結合項目組承擔的產品LCK6899H客車式長途客 車車身開發(fā)試制計劃進行的。本論文在綜合描述了長途客車的發(fā)展概況，UG技術在汽車生產開發(fā)上的應用以及客車式客車車身技術的在國內的研究現(xiàn)狀后，詳細講述了此款車輛的總體設計方案及設計參數(shù)，并對此款客車式客車車身進行了三維建模，理論計算及有限元分析。以上工作完成后，我們得知此款車輛的設計是合理的。然后進行樣車試制，通過樣車試驗我們得到了車輛的實際性能參數(shù)。通過這些實際性能參數(shù)我們也驗證了前期的設計結果是正確合理的。此次論文完成的主要研究工作如下: 1、對此款車進行三維建模，搭建出此車的骨架總圖及各分總成圖。 2、對設計的此款車身進行理論校核計算，通過計算得出此車強度滿足車輛要求的結論。 3、對設計的此款車身進行有限元分析，通過分析也得出了此車強度滿足車輛要求的結論。本課題所設計的客車式車身的長途客車， 而且具有較低的燃油消耗率和良好的舒適性不僅具有高強度，能保證 安全，此款客車式客車的車身底架和地板骨架采用格柵式，小矩形管焊接。在保證強度的前提下，此種格柵式結構可有效的減輕整車重量。此車整備質量8547千克，比市場同類車輛輕0.5噸左右。此車的良好的輕量化水平為車輛的低燃油消耗率提供了良好的條件。 綜上所述，本課題采用順向設計的此款客車式車身的長途客車由于其良好的安全性，舒適性和經濟性己經得到很好的推廣和普及?，F(xiàn)在此款客車 在全國各地市場均實現(xiàn)了批量銷售，己成為我廠中型客車的一款主力車型。 參考文獻 [1]石琴.基于現(xiàn)代設計理論的車身結構設計方法研究[D].合肥:合肥工業(yè)大 學，2006.1. 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