第六章車身的簡化計(jì)算

第六章車身的簡化計(jì)算§6-1概述到目前為止，對待汽車尤其是車身計(jì)算載荷的方法，與對待其它交通工具的方法是不一樣的。至今未制訂出計(jì)算載荷的基本準(zhǔn)則。如：飛機(jī)、船舶、鐵道車輛等——以載荷的各種計(jì)算方法和標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范為基礎(chǔ)。如：不平路面→汽車激起不同的振動→車身、車架承受隨機(jī)載荷→汽車結(jié)構(gòu)產(chǎn)生疲勞損壞?！y以準(zhǔn)確確定，隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展——如隨機(jī)振動理論、結(jié)構(gòu)分析技術(shù)、測試技術(shù)等的迅猛發(fā)展，為深入開展此項(xiàng)研究提供了基礎(chǔ)。汽車行駛中所受的載荷一—兩大類：1．疲勞載荷——造成疲勞破壞的隨機(jī)載荷。只能用統(tǒng)計(jì)的方法描述。獲得方法：道路試驗(yàn)法對汽車在典型路面上進(jìn)行短距離實(shí)測，然后用數(shù)理統(tǒng)計(jì)的方法對所測得的資料進(jìn)行整理和推斷，最后編制成載荷譜的方法來取得載荷資料。數(shù)學(xué)分析法——根據(jù)積累的路面不平度的測量統(tǒng)計(jì)資料（路面功率譜密度）和反映結(jié)構(gòu)參數(shù)的系統(tǒng)頻率響應(yīng)函數(shù)→求得相應(yīng)的輸出功率譜和均方值→進(jìn)而求出構(gòu)件的載荷方差和均方值。——可參考有關(guān)資料。疲勞載荷——適用于計(jì)算零部件的疲勞強(qiáng)度，估算疲勞壽命。2．偶然的大載荷——偶然因路面沖擊引起這種大載荷將使構(gòu)件的工作應(yīng)力超過材料的屈服極限或強(qiáng)度極限而破壞。試驗(yàn)表明：若結(jié)構(gòu)尺寸選擇正確，能承受最大的偶然載荷的作用，則它的疲勞強(qiáng)度也足夠。學(xué)習(xí)本章的目的在于對計(jì)算所需外力進(jìn)行系統(tǒng)分析并給予科學(xué)、合理的確定。

§6-2車身的計(jì)算載荷一、動載荷和靜載荷的關(guān)系靜載荷——靜止時，汽車懸掛著的自身載荷Gr和車身有效載荷（懸掛質(zhì)量和額定裝載質(zhì)量）。動載荷——汽車在不平路面上行駛時所承受的載荷。汽車行駛時所受的載荷：經(jīng)驗(yàn)表明：如結(jié)構(gòu)的尺寸選擇正確，該結(jié)構(gòu)能承受最大的偶然載荷的作用，因此，疲勞強(qiáng)度亦足夠。載荷計(jì)算的問題可以歸結(jié)為如何確定動載荷向靜載荷轉(zhuǎn)變的系數(shù)。由車軸上的載荷分配→靜載荷的大小，用動載荷系數(shù)→以車身殼體的靜力分析取代疲勞計(jì)算。汽車行駛時，作用在車身上的慣性力Fd與自重和有效重量，以及加速度成正比：式中：Fst——靜力，求自重量在車軸上的分配，N；g——重力加速度，m/s2；a——汽車加速度，m/s2；m——動載系數(shù)，m=a/g。即：動載力可以簡化為一個靜力與動載系數(shù)的乘積。在一般情況下，汽車行駛時作用在車身上有三個力和三個力矩：三個方向的力：垂直方向：Fz=mz·Gs式中：mz——垂直方向動載系數(shù)；Gs——懸掛質(zhì)量，N。橫向：Fy=my·Gs行駛方向（縱向）：Fx=mx·G式中：mx、mY——汽車縱向和橫向動載系數(shù)。三個方向的力矩水平面內(nèi)彎曲力矩：Mz——繞z軸，x—y平面內(nèi)扭轉(zhuǎn)力矩：Mx——繞x軸垂直平面內(nèi)彎曲力矩：My——繞y軸因所有殼體的EJx很大（材料的彈性模量和繞X軸的極慣性矩），在一般計(jì)算時，MZ可以忽略不計(jì)。二、對稱垂直載荷——與汽車縱軸線對稱的垂直載荷，是汽車行駛于不平路面上當(dāng)前后兩車輪同時碰到障礙物時產(chǎn)生。Fzs=mzs·Gs（N）式中：mzs——對稱加載（垂直載荷）時的動載系數(shù)。Fzs將引起彎曲力矩My，使車身殼體在垂直方向發(fā)生彎曲變形。大量試驗(yàn)表明，最大垂直對稱加速度值：轎車和客車在1.5～2.5g范圍，而載重汽車其數(shù)值范圍將更大一些。一般，對稱加載動載系數(shù)：轎車：mzs=2.0～2.5；客車：mzs=2.0～2.5；載重汽車：mzs=3.0；特種汽車：mzs=3.5～4.0。mzs也可按下式計(jì)算：——日本推薦，前后輪同時駛上具有相等凸起高度的地面障礙時的動載系數(shù)（半經(jīng)驗(yàn)公式）：式中：Ga——汽車總重力，N；C1、C2——前、后懸架與輪胎的合成剛度，N/mm；Ct1、Ct2——前、后輪胎剛度，N/mm；Cs1、Cs2——前、后懸架剛度，N/mm；δ——懸架變形系數(shù)：h——路障高度，mm。轎車、客車：h=80mm；貨車：h=100mm。λ——經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，取1000(km/h)2；Va——車速，km/h。上式說明了動載系數(shù)與路面不平、車速、汽車結(jié)構(gòu)參數(shù)的關(guān)系。如：Va↑——mzs↑當(dāng)Va>100km/h時，<0.1，mzs→定值h↑或C↑→mzs↑上述所推薦的mzs值，因越來越精確的車身計(jì)算方法得到應(yīng)用，以及制造工藝的發(fā)展，懸掛及輪胎特性的改善→車身加速度得以降低，加工缺陷得以改善，→mzs有減小的趨勢。三、非對稱垂直載荷——與汽車縱軸線不對稱的垂直載荷。產(chǎn)生原因：汽車行駛時車輪不同時碰到障礙物時產(chǎn)生。結(jié)果：同一根軸上的左右車輪上作用著不同的支反力，致使車身除承受彎曲力矩外，還承受扭轉(zhuǎn)力矩的作用。1．非對稱垂直加載時的力——彎曲工況，垂直載荷產(chǎn)生Fzn=mzns·GsN式中：mzns——非對稱垂直加載的動載系數(shù)；Gs——懸掛質(zhì)量，N。2．由車輪懸掛產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)力矩——扭轉(zhuǎn)載荷，因路面凸起而產(chǎn)生的不對稱于汽車縱軸的垂直載荷使車身繞X軸扭轉(zhuǎn)。Ms=mzns（Rfr-Rf1）·（N·m）式中：Rfr-Rf1——左、右前輪上作用力的差，N；Bf——前輪距，m。扭轉(zhuǎn)力矩Ms（或Tx）取決于一般：轎車：mzns=1.3載重汽車：mzns=1.5客車：mzns=1.3特種汽車：mzns=1.83．非對稱垂直載荷的特點(diǎn)1°非對稱垂直載荷取決于動載系數(shù)mzn和懸掛質(zhì)量Gs非對稱垂直載荷產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)力矩，取決于：·動載系數(shù)mzn·作用在車輪上的力的差值：Rfr-Rf1·前輪距：Bf2°Rfr-Rf1取決于某一車輪所碰撞的障礙物的高度h極限工況下，Rfr-Rf1=Rf（前軸反力），若某一車輪懸空，即：Rfr=RfRf1=0——以左輪懸空為例3°一個車輪脫離路面4°車身殼體的扭轉(zhuǎn)變形一般，車身殼體的扭轉(zhuǎn)變形與懸架、輪胎等彈性元件相比微小得多（<10%），常忽略不計(jì)→使分析計(jì)算時對h的考慮變得簡單，可以在初步設(shè)計(jì)的最初階段——進(jìn)行殼體扭轉(zhuǎn)剛度計(jì)算的全部車身截面尚未完全確定時，就考慮不平高度h。4．非對稱垂直載荷的計(jì)算①設(shè)：當(dāng)車輪碰撞到單個凸臺時，根據(jù)卡·爾茨的研究結(jié)果，懸掛與車身的位移：式中:ft1、ft2——前后輪胎的變形，取懸架變形的10%～20%，mm；fs1、fs2——前后彈簧或懸架的變形，mm；Bf、Br——前后輪矩，mm；Z1、Z2——前后彈簧的左右彈簧間的距離，mm。式中第一項(xiàng)ft1、第二項(xiàng)Bf——表示前車軸抬高量的表達(dá)式，取決于前輪與前懸架裝置的參數(shù)；第三項(xiàng)Bf（ft2/Br），第四項(xiàng)Bf（fs2/Z2）——表示產(chǎn)生于后輪的相應(yīng)的反作用力矩所引起的后輪與后懸架變形的結(jié)果，即后懸掛參數(shù)的影響。②當(dāng)碰到道路的兩個不平度時——設(shè)左前輪、右后輪碰到障礙，則汽車前面或后面部分隨車軸承載狀況變化而發(fā)生的位移：式中：ft——輪胎變形，mm；fs——懸架或彈簧變形，mm；B——輪距，mm；Z——左右彈簧的距離，mm。③若給定汽車的計(jì)算載荷與懸掛和輪胎的剛度，則：對單個不平度：對兩個不平度，使一個車輪開始脫離地面的凸起高度值：式中：Rf——前軸上的載荷，N；B——輪距（注腳f—前輪距，r—后輪距），mm；Ct——輪胎的剛度系數(shù)，N/mm；Cs——懸掛的剛度系數(shù)，N/mm。計(jì)算位移h1和h2應(yīng)與汽車所能克服的實(shí)際不平度進(jìn)行比較。據(jù)大量的統(tǒng)計(jì)研究，各類汽車所能克服的實(shí)際道路不平度為：如果計(jì)算出的懸架參數(shù)滿足h1、2<H，則出現(xiàn)一個車輪離開路面的極限情況。此時，根據(jù)力矩平衡方程式，可求出作用于車輪上的力和轉(zhuǎn)矩為：右前輪作用力：Rf1=0左前輪作用力：Rfr=mzns·Rf（N）右后輪作用力：Rr1=mzns（N）左后輪作用力：Rrr=mzns（N）扭轉(zhuǎn)力矩：Ms=mzns·Rf·（N·m）可見，作用于承載系統(tǒng)上的最大轉(zhuǎn)矩發(fā)生于荷重較小的車軸上的一個車輪離開路面時，所以，上述公式是基于Rf<Rr的情況。如果懸架設(shè)計(jì)有足夠行程，使車輪不致離開地面，即h1、2>H，則作用在車輪上的力和汽車上的轉(zhuǎn)矩為：右前輪上的作用力：Rf1=mzns（N）左前輪上的作用力：Rfr=mzns（N）右后輪上的作用力：Rr1=mzns（N）左后輪上的作用力：Rrr=mzns（N）汽車上的轉(zhuǎn)矩：Ms=mzns·Rf··（N·m）實(shí)踐證明，大多數(shù)汽車不會發(fā)生車輪脫離路面的現(xiàn)象，可以用上述方法進(jìn)行驗(yàn)證，并計(jì)算作用在汽車上的力。在進(jìn)行車身的結(jié)構(gòu)計(jì)算時，也可以根據(jù)駛過路面凸起時車輪的抬起高度→求得車身支承處的位移，作為車身計(jì)算的已知條件。四、縱向載荷汽車在制動、加速以及碰撞到道路不平障礙時產(chǎn)生。在考慮汽車的安全性時，需確定一旦發(fā)生碰撞時保險杠所受力的大小。一般：轎車最大制動減速度：a=10m/s2；客車和載重汽車：a=7m/s2；突然松開離合器踏板或制動踏板，所產(chǎn)生的附加速度，可取制動時的減速度值?！獙?shí)際上要小些。一般情況下，由于行駛速度改變而引起的縱向力：Fx=±m(xù)x·Gs（N）式中：mx——縱向力動載荷系數(shù)，mx=0.7～1.0；Gs——懸掛質(zhì)量，N。當(dāng)車輪碰上前述所列數(shù)據(jù)的障礙時，通過懸架固定點(diǎn)傳到汽車殼體上的縱向力將會很大Fx=mx·Rf·tgθ式中：Rf——車輪碰撞到寬的障礙物時前軸上的靜載荷，或當(dāng)車輪碰上窄的障礙物時一個前輪上的靜載荷（計(jì)算與非對稱載荷相同）；θ——力作用點(diǎn)夾角，取決于rd（胎徑）、h（障高）；θ=arcsin（1-）Rd——車輪的動力半徑，mm；h——不平度的實(shí)際高度，mm。五、側(cè)向載荷汽車沿曲線軌跡行駛或側(cè)面撞到障礙物時產(chǎn)生。1．曲線行駛產(chǎn)生的側(cè)向力曲線行駛產(chǎn)生的側(cè)向載荷，在Fy為極限數(shù)值時由外輪的地面?zhèn)认蚍戳λ胶?。即：Fy≤Fymax時，F(xiàn)y=Ry——地面對車輪的側(cè)向反力；當(dāng)慣性力C繼續(xù)↑→Fy>Ryφmax——地面?zhèn)认蚋街ΑＷ畲罂赡艿碾x心力取決于輪距B和汽車的重心高度hg。由：tgγ=式中：B——輪距，mm；hg——重心離地高度，mm；Cy——慣性力的側(cè)向分力，N?？傻茫篊y=Ry=mzs·G·（N）Rfy=mzs·G··（N）Rry=mzs·G··（N）式中：L——汽車軸距，mm；a、b——重心到前、后軸的距離，mm。慣性力在汽車縱向產(chǎn)生的分力Cx與道路不平對車輪碰撞時所產(chǎn)生的縱向力相比較小，在計(jì)算縱向載荷時有時可將Cx忽略不計(jì)。2．路面不平產(chǎn)生的側(cè)向力——與道路不平障礙發(fā)生側(cè)面撞擊時產(chǎn)生。Fy=my·Gs（N）式中：my——側(cè)向力動載荷系數(shù)，my=0.7～1.0。六、計(jì)算方案計(jì)算載荷Fzs、Fzns、Fx和Fy一般并不孤立存在，實(shí)際上往往同時產(chǎn)生。可能出現(xiàn)的組合工況——8種：各種載荷的組合情況及動載荷系數(shù)載荷所引起的變形方式對應(yīng)于所指載荷的動載系數(shù)組合工況12345678彎曲mzs（對稱）2.01.31.31.21.51.21.51.0扭轉(zhuǎn)mzns（非對稱）-1.30.50.5-0.5--側(cè)向壓縮my--0.40.40.6-0.8-縱向壓縮mx---0.40.40.6-1.0對單個載荷，動載系數(shù)mzsmzns、my和mx的數(shù)值應(yīng)取該類汽車的最大值。對復(fù)合載荷，動載系數(shù)不會達(dá)到最大值——由汽車運(yùn)動性質(zhì)決定。對于車身結(jié)構(gòu)來說，在8種載荷的組合中，起決定作用的是引起彎曲和扭轉(zhuǎn)的非對稱垂直載荷。在實(shí)際計(jì)算時，應(yīng)考慮組合情況，把載荷分解為彎曲和扭轉(zhuǎn)。當(dāng)應(yīng)力接近于計(jì)算應(yīng)力時，結(jié)構(gòu)中不會出現(xiàn)殘余應(yīng)力或發(fā)生損壞，安全系數(shù)一般?。簄=1.3～1.5;對處于來自懸架、發(fā)動機(jī)、變速器這樣一些部件的大的集中力作用之下的殼體部位的構(gòu)件，取：n=1.5～2.0

§6-3車身的簡化計(jì)算一、車架的簡化計(jì)算對車架的要求：具有行駛穩(wěn)定性——受載下變形小，強(qiáng)度大，能充分發(fā)揮性能，且重量輕，工藝好。車架是否滿足要求，可以通過計(jì)算確定。車架是汽車的基礎(chǔ)承載件，主要承受行駛中的各種外力，其中以垂直動載荷以及行駛在凹凸不平路面時產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)載荷最為重要。1．車架的彎曲計(jì)算——靜強(qiáng)度法1）假設(shè)條件在一般彎曲計(jì)算中，多以垂直動載為標(biāo)定載荷。車架的彎曲計(jì)算主要對縱梁而言。為簡化計(jì)算，作如下假設(shè)：①縱梁為支承在前后車軸上的簡支梁；②車輛的自重、乘員及行李重量僅由兩根縱梁承受；③左、右縱梁所受載荷對稱；④所有的力均通過截面的彎心——忽略不計(jì)局部扭轉(zhuǎn)的影響；⑤計(jì)算時，將鋼板彈簧、傳動軸質(zhì)量的一半作為懸掛質(zhì)量。2）計(jì)算方法①確定縱梁上的作用載荷1°各總成的重量及重心位置原則：小零件——重力直接作用于支座；大零件——將重力分配給各個支承。按重心到前后支承距離計(jì)算——x、y、z座標(biāo)，由此即可得縱梁上的各作用載荷——靜彎曲乘客——按座位數(shù)考慮，由乘客、座椅重量→每個座位的重心，按人、座椅等作為集中載荷；車架、車身——按本身自重，以其長度作為均布載荷；城市客車——站立乘客按均布載荷考慮。最后，將各作用力大小、到前端距離列表（按x座標(biāo)）總成名稱總成質(zhì)量到前端（中心）的距離x·········2°求支反力∵車軸反力由前后鋼板彈簧傳給車架。設(shè)前后軸上的反力為Rf和Rr，則：Rff+Rfr=Rf，Rrf+Rrr=Rr有：F1+F2+Fi+···+Fn=Rf+Rr而：F1·l1+F2·l2+···+Fi·li+···+Fn·ln=Rf·lf+Rr·lr式中：F1，F(xiàn)2，···Fn——縱梁上的各作用載荷，N；l1，l2，···ln——各載荷作用點(diǎn)到車架前端的距離，mm。由此可以求出Rf和Rr：如果采用的是對稱式鋼板彈簧，則：Rff=Rfr=RfRrf=Rrr=Rr或：ΣM01=0Rr=Fi·Xi/LΣM02=0Rf=Fi-Rr求出了F、R、l后就可以用解析法或作圖法畫出彎矩圖和剪力圖。②縱梁各截面的彎矩——用材力中的彎矩差法對某一點(diǎn)的彎矩，應(yīng)是前面所有力對該點(diǎn)力矩之和。例：圖中的F5作用點(diǎn)彎矩M5：M5=F1（L5-L1）+F2（L5-L2）+F3（L5-L3）+F4（L5-L4）-Rff（L5-Lff）-Rfr（L5-Lfr）應(yīng)從前面一點(diǎn)算到最后一點(diǎn)，最后一點(diǎn)的彎矩應(yīng)為0，否則不平衡。由于計(jì)算誤差，最后一力作用點(diǎn)的彎矩可能不為0，但要求≯±50N。（前、后一點(diǎn)都應(yīng)為0）③各截面的剪力Qi點(diǎn)前的所有力之和即為i點(diǎn)的剪力Qi-1即：Qi-1=F1+F2+···+Fi-1+Fi以上求出的是靜載，實(shí)際行駛中汽車由于道路不平產(chǎn)生碰撞、振動，所受的動載比靜載大得多。因此，應(yīng)在靜載的基礎(chǔ)上乘上一動載系數(shù)。彎曲應(yīng)力對于常用的槽形截面縱梁，可按下式計(jì)算彎曲應(yīng)力：式中：Wx——抗彎截面系數(shù)，Wx=mm3。計(jì)算的彎曲應(yīng)力不應(yīng)超過縱梁材料的疲勞極限σ-1。對16Mn鋼，σ-1=220～260N/mm2。2．扭轉(zhuǎn)計(jì)算除保證車架的彎曲強(qiáng)度和扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度外，還必須保證足夠的扭轉(zhuǎn)剛度。車架扭轉(zhuǎn)：·影響安裝在其上的車身和各總成工作；·降低高速行駛下的行駛穩(wěn)定性。車架的扭轉(zhuǎn)剛度以多大合適？——十分復(fù)雜一般：要求車架扭轉(zhuǎn)剛度應(yīng)與輪胎和懸架剛度相匹配。輪胎、懸架剛度小→車架扭轉(zhuǎn)剛度可大一些；輪胎、懸架剛度大→車架扭轉(zhuǎn)剛度可小一些。設(shè)計(jì)車架時，應(yīng)根據(jù)使用條件和行車要求來確定車架的扭轉(zhuǎn)剛度。如：1°在坑洼不平的道路上行駛的汽車，為保證行駛穩(wěn)定性，應(yīng)盡可能保持車架和車身的水平，減少車身的扭轉(zhuǎn)變形，延長使用壽命—↑車架扭轉(zhuǎn)剛度，路面不平度首先由輪胎和懸架承擔(dān)；2°為得到較好的車架強(qiáng)度和穩(wěn)定性→也可適當(dāng)↓車架扭轉(zhuǎn)剛度，主要由懸架系統(tǒng)承受負(fù)荷（采用剛度較大的彈簧）——撓性車架（如Benz-3500車架）。對于梯形車架的扭轉(zhuǎn)剛度：式中：Ms——扭矩，N·mm；θ——扭轉(zhuǎn)角，rad；L1——左右鋼板彈簧的平均間隔（前后平均），mm；L——軸距，mm；I1p——橫梁的二次極慣性矩，mm；l1——橫梁的有限長度，mm；Ip——縱梁的二次極慣性矩，mm；l——縱梁的有限長度（各橫梁間的長度），mm；G——剪切彈性系數(shù)，MPa。由上式可知，車架各斷面的二次極矩越大，車架的扭轉(zhuǎn)剛度越好。箱形斷面與槽形斷面相比，箱形斷面的二次極矩大，抗扭剛度高。以角度（deg）作為θ的單位，以N·m表示扭矩，則公式變?yōu)椋阂话阆Ｍ恨I車N·m/deg；載貨車、客車N·m/deg。因扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的計(jì)算比較復(fù)雜，誤差也大，一般多由試驗(yàn)得到。二、轎車車身的簡化計(jì)算轎車車身大多為薄鋼板經(jīng)沖壓、卷邊、加強(qiáng)及加筋后組焊而成，空間幾何結(jié)構(gòu)異常復(fù)雜，不可能用傳統(tǒng)的解析數(shù)學(xué)方法計(jì)算。不僅如此，轎車車身所承受的載荷也十分復(fù)雜，不僅受到車身自重的作用，同時路面激勵響應(yīng)的隨機(jī)載荷使車身的強(qiáng)度計(jì)算格外困難。到目前為止，轎車車身強(qiáng)度計(jì)算唯一的數(shù)學(xué)方法是“基本結(jié)構(gòu)板面法”（也稱邊力法），這種方法把車身簡化成一個六面的“長方形盒子”，主要用于設(shè)計(jì)的初步階段，目的是盡可能得到簡化的模型，以便對車身結(jié)構(gòu)進(jìn)行定性的分析。隨著計(jì)算機(jī)水平的提高，現(xiàn)代轎車車身及零部件基本上都使用了有限元的方法計(jì)算。以下簡單介紹轎車車身強(qiáng)度計(jì)算的“基本結(jié)構(gòu)板面法”1.基本結(jié)構(gòu)板面法基本結(jié)構(gòu)板面法是在有限元法出現(xiàn)之前，為了得到初步設(shè)計(jì)階段所需的盡可能簡化的模型而發(fā)展起來的車身力學(xué)分析方法，只研究車身各基本結(jié)構(gòu)版面各邊界之間的剪力。采用基本結(jié)構(gòu)板面，把汽車殼體分解成基本結(jié)構(gòu)板面系統(tǒng)，確定內(nèi)力常分為兩步：①計(jì)算板面內(nèi)的邊界力；②以邊界力的函數(shù)形式，確定內(nèi)力。2.薄壁結(jié)構(gòu)的半薄殼系統(tǒng)為減少工作量，簡化為半薄殼結(jié)構(gòu)。在半薄殼結(jié)構(gòu)中，蒙皮板對骨架斷面的作用只有剪應(yīng)力的形式。實(shí)際中，骨架各構(gòu)件受到拉伸車身殼體作為一系列基本結(jié)構(gòu)板面和扭轉(zhuǎn)的作用，臨近的蒙皮區(qū)受到正應(yīng)力的作用，蒙皮板經(jīng)常設(shè)計(jì)一些用于提高剛度的凹槽，凹槽制成使板條不承受正應(yīng)力作用。此時，有必要將這些力換算成明確規(guī)定的板條中的應(yīng)力。若不考慮抗彎剛度，剪應(yīng)力的分布可認(rèn)為是均勻的，數(shù)值為：τ=QS/(Jδ)=QFp(h/2)/［Fp(h2/2)］=Q/(hδ)式中:Q——剪力；S——靜力矩，只考慮只有蒙皮板條承受正應(yīng)力作用；Fp——承受正應(yīng)力蒙皮的截面；h——形成薄壁斷面的構(gòu)件板條的重心距離；J——薄壁斷面的截面慣性矩；δ——壁厚。3.轎車基本結(jié)構(gòu)板面模型從車身力學(xué)觀點(diǎn)來看，根據(jù)設(shè)計(jì)處理方式，轎車車身殼體具有三種基本類型：平面式殼體——固定發(fā)動機(jī)、底盤各部件的底座、框梁等。開式殼體——應(yīng)用于敞篷式等類型的車身。閉式殼體——應(yīng)用于雙門、四門類型的車身。三、轎車車身結(jié)構(gòu)有限元法如前所述，基本結(jié)構(gòu)板面法是在有限元法沒有發(fā)展起來時，在初步設(shè)計(jì)階段盡可能簡化模型形成的數(shù)學(xué)計(jì)算方法。但是，轎車車身結(jié)構(gòu)是一個非常復(fù)雜的空間結(jié)構(gòu)，且汽車受到的載荷隨時變化，車身結(jié)構(gòu)部件之間的作用難以用統(tǒng)一的公式計(jì)算。有限元法的引入為更精確計(jì)算轎車車身結(jié)構(gòu)的剛度、強(qiáng)度及模態(tài)等提供了可能。在轎車設(shè)計(jì)過程中，幾乎所有零部件都可以利用有限元法計(jì)算其剛度、強(qiáng)度等。目前，世界各技術(shù)先進(jìn)的汽車公司都無一例外地將由有限元計(jì)算作為產(chǎn)品設(shè)計(jì)的常規(guī)。以下就轎車車身結(jié)構(gòu)有限元分析的簡化、強(qiáng)度、剛度及模態(tài)分析作簡單介紹。1.轎車車身的簡化原則轎車車身結(jié)構(gòu)復(fù)雜，模型化工作要求較高。建立一個合理的車身有限元計(jì)算模型，不僅可以減少工作量，還可以正確地反映車身的受力等特征。車身的簡化應(yīng)遵循以下原則：①模型規(guī)模要適當(dāng)——不盲目追求網(wǎng)絡(luò)細(xì)密，抓住關(guān)鍵區(qū)域細(xì)化，滿足計(jì)算目的和精度的基礎(chǔ)上，控制節(jié)點(diǎn)規(guī)模。上表為模型規(guī)模與計(jì)算時間的關(guān)系，不是簡單線形關(guān)系。②選擇適當(dāng)要求的組件構(gòu)造模型——根據(jù)構(gòu)件的力學(xué)特征和分析的目的來決定采用什么樣的單元類型。③計(jì)算模型中不能有危形結(jié)構(gòu)和局部機(jī)動變形。危形結(jié)構(gòu)——受很小的載荷會產(chǎn)生非真實(shí)很大內(nèi)力的結(jié)構(gòu)。如一根拉得很平直的繩子。機(jī)動結(jié)構(gòu)——受很小的作用力，即可產(chǎn)生非常大的不真實(shí)變形的結(jié)構(gòu)。如平行四連桿結(jié)構(gòu)。④避免出現(xiàn)病態(tài)方程——要求在簡化模型的時候，模型中避免將過硬的組件和過弱的組建相連接。若出現(xiàn)此情況，可用主從節(jié)點(diǎn)的關(guān)系。⑤支承模擬——也成為邊界條件，是模型簡化中最重要的，也是最困難的一項(xiàng)技術(shù)，若處理不當(dāng)，計(jì)算結(jié)果出入很大甚至導(dǎo)致計(jì)算失敗。車身常見的支承和邊界問題：一是懸架支承；二是車身與車架之間的支承條件；三是對稱邊界的支承。⑥載荷處理——車身所受載荷為彎曲、扭轉(zhuǎn)、側(cè)向和縱向載荷幾種。車身的載荷計(jì)算條件涉及產(chǎn)品競爭，一般都是公司保密內(nèi)容?，F(xiàn)代多數(shù)轎車車身結(jié)構(gòu)的基本拓?fù)湫问娇梢詺w類為重量輕、承載大的殼體結(jié)構(gòu)，且大部分構(gòu)件是由薄鋼板沖壓件焊接而成。殼單元在平面剛度、彎曲剛度及曲率效應(yīng)比梁單元和板利用殼單元劃分網(wǎng)格的車身有限元模型單元具有更高的計(jì)算精度。所以采用殼單元建立的車身有限元模型符合車身結(jié)構(gòu)的力學(xué)特性，計(jì)算精度較高。2.轎車車身強(qiáng)度分析與計(jì)算使用有限元法可以有效地分析車身的強(qiáng)度，并可以以應(yīng)力云圖的方式圖形化顯示特定載荷下車身各處的應(yīng)變和應(yīng)力分布情況。轎車車身的使用工況雖然很復(fù)雜，但直接關(guān)系到車身結(jié)構(gòu)靜態(tài)強(qiáng)度的主要是彎曲和滿載扭轉(zhuǎn)（即彎扭）兩種工況：彎曲工況——在滿載情況下，研究車身的抗彎強(qiáng)度；彎扭工況——車身受到最劇烈的扭轉(zhuǎn)工況，汽車以低速度通過崎嶇不平的路面時的受力情況。通過有限元法，設(shè)定邊界條件及載荷情況，通過求解整體剛度方程Ka=p即可求出各點(diǎn)的應(yīng)力及變形。3.轎車車身剛度分析與計(jì)算轎車車身靜剛度分析的關(guān)鍵在合理確定載荷及其目標(biāo)值。車身載荷狀態(tài)很復(fù)雜，但主要有三種：①扭轉(zhuǎn)（模擬車輪抬高）：扭矩由車橋負(fù)荷、懸架剛度和路面不平度計(jì)算確定。②彎曲（模擬乘客載荷）：載荷由乘客人數(shù)決定。③尾部彎曲（模擬行李載荷）：載荷值可由行李箱設(shè)計(jì)負(fù)荷確定。計(jì)算時可將上面三種基本負(fù)荷進(jìn)行組合，分析車身剛度狀態(tài)。在左、右前輪罩頂部施加大小相等、方向相反的力；乘客和行李作為集中載荷施加到相應(yīng)位置；后輪罩頂部節(jié)點(diǎn)自由度完全約束。由此可可得到車身各點(diǎn)的變形量，進(jìn)而評價車身的剛度。車身的彎曲剛度可由車身前后的變形量來衡量；車身的扭轉(zhuǎn)剛度可由前后窗和側(cè)窗的對角線變化量、車身鎖位及車身扭轉(zhuǎn)角等指標(biāo)衡量。4.轎車車身模態(tài)分析與計(jì)算車身模態(tài)尤其是低階彈性模態(tài)不僅反映了車身的整體剛度性能，而且是控制汽車常規(guī)振動的關(guān)鍵指標(biāo)。通常轎車車身的第一階固有頻率在20～40Hz之間。在該領(lǐng)域，外部激振源主要有兩種：·車輪不平衡激振，頻率1～30HZ·發(fā)動機(jī)的怠速激振，頻率20～40HZ⑴模型簡化方法：·車門、發(fā)動機(jī)罩、座椅、保險杠、車身附件等對車身的整體的抗彎及扭轉(zhuǎn)剛度貢獻(xiàn)可忽略。·工藝孔、倒角、翻邊等也可忽略。⑵主要考慮因素：·空間基本完整閉合的梁類構(gòu)件，如前后縱梁、立柱、風(fēng)窗橫梁等?！ち硪活愂前孱惛采w件，如頂蓋、地板、輪罩等。二、客車車身的簡化計(jì)算客車車身是一個高次超靜定結(jié)構(gòu)，很難精確計(jì)算其強(qiáng)度。特別對結(jié)構(gòu)強(qiáng)度總體設(shè)計(jì)的合理性分析更為困難?，F(xiàn)代電子計(jì)算機(jī)的應(yīng)用和有限元法的引入，為車身計(jì)算提供了強(qiáng)有力的工具。本節(jié)介紹一種簡單實(shí)用的辦法，可供初步設(shè)計(jì)計(jì)算參考。由電測資料知，客車車身結(jié)構(gòu)最嚴(yán)重的工況是車身相對于車輛縱軸線的扭轉(zhuǎn)，其結(jié)構(gòu)的薄弱部位是門立柱和窗立柱。在此，主要介紹扭轉(zhuǎn)工況下車身結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度計(jì)算。1．車身受扭時的剪流在非對稱垂直承載情況下，車身受扭矩MS作用，所有構(gòu)件之間均產(chǎn)生剪力流。前力流的大小可由下述方法確定：①布雷特——巴索公式[航空工業(yè)的布雷特——巴索（Bredt-Batho）]q=Ms/2A′式中：Ms——車身所受的扭矩，N·m；A′——客車縱向截面面積，m2。②阿爾日（Erz）公式（Erz1957年發(fā)表了有關(guān)商用車輛應(yīng)力分析的長篇論文，其中有一章涉及到客車）q==式中：e——軸距，m；B——車身寬度，m；A′——客車側(cè)向（縱向）截面面積，m2。③楊·巴甫洛夫斯基公式q·L=K2=式中：q——單位長度剪力，N/cm；L——車身總長，m；li——各窗立柱間距，m；H——車身總高，m；h——側(cè)圍高，m；Ri——懸架傳給車身側(cè)圍的力，N；Ri=Ms/2BiMs——車身所受的扭矩，N·m；Bi——車身寬度，m；K2——側(cè)圍骨架所受的縱向剪力，N。假定車身的寬度一致，且H≈h，則上式可變形為：式中：A=B·H，為客車橫向截面面積。∴q=由Erz公式：q=，Mt=可得：q=這樣，可以得出一個十分有趣的結(jié)論：1°剪流的大小和車身所受的扭矩成正比，和車身縱向截面積成反比；2°車身總長一定時，軸距加大，會增大車身的剪流?，F(xiàn)代大客車一般：=0.5～0.55(軸距/總長)。2．窗立柱的彎矩車身受扭時，受力最大的部位是窗立柱。因剪流q的作用而使窗立柱發(fā)生彎曲，彎曲的大小和車身結(jié)構(gòu)的連接方式有關(guān)。為簡化計(jì)算：假定：1°客車側(cè)圍承受彎曲和扭轉(zhuǎn)兩者的主要載荷；2°窗臺以下（窗下沿梁以下）的結(jié)構(gòu)與車窗和車門四周的元件相比，剛性是無限大的。兩種極限工況：a）當(dāng)窗上沿梁不具備抗彎剛度，彎曲力臂將等于窗洞的全高h(yuǎn)0。則彎矩：Mti=Qti·h0=q·L·h0式中：Ii——第i根窗立柱的慣性矩，mm4；h0——窗高，m；q——剪力，N/cm。b）當(dāng)窗上沿梁可以承受固端力矩時，彎曲力臂將減小，其數(shù)值約等于窗高h(yuǎn)0的一半。則彎矩：Mti=Qti·h0=q·L·h0實(shí)際情況是，窗縱梁不會出現(xiàn)上述兩種極限情況，即既不會完全撓性，又非完全剛性。Erz提出用一個經(jīng)驗(yàn)系數(shù)2/3來修正，即：Mti=Qti·h0=q·L·h0車身簡化計(jì)算中窗立柱的計(jì)算方法用得最多的有兩種：1°結(jié)構(gòu)力學(xué)的方法：利用布雷特·巴索公式的結(jié)構(gòu)力學(xué)法——力法，參見《大客車車身》，湖南大學(xué)出版社，1988年8月，黃天澤編。該法計(jì)算結(jié)果與有限元計(jì)算結(jié)果比較，前者誤差大部分在20%以下，個別超過30%（乘客門處立柱等）。2°結(jié)構(gòu)分析的另一種方法——位移法利用轉(zhuǎn)角位移方程求窗立柱的彎矩，誤差比力法稍好一些，但仍偏大。參見《客車車身結(jié)構(gòu)與設(shè)計(jì)》，西安公路學(xué)院，1988.12。隨著計(jì)算機(jī)的普及和性能的提高，利用有限元法進(jìn)行車身的強(qiáng)度分析已成為非常容易和方便的事情。因此，傳統(tǒng)的簡化計(jì)算方法已較少采用?！?-4車身的有限元分析一、概述上節(jié)介紹的是傳統(tǒng)的車身計(jì)算分析，其最大的缺點(diǎn)是精確不高，消耗大量的人力物力。隨著電子計(jì)算機(jī)的發(fā)展，計(jì)算機(jī)模擬仿真技術(shù)的進(jìn)步，CAE被逐漸應(yīng)用到客車車身的結(jié)構(gòu)分析中，并發(fā)揮著越來越重要的作用。CAE的重要組成部分——有限元分析技術(shù)應(yīng)用到車身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中后：①可以根據(jù)初步設(shè)計(jì)方案建立車身結(jié)構(gòu)的有限元仿真模型，通過考察仿真模型的結(jié)構(gòu)特性來判斷初步設(shè)計(jì)方案是否合理；②對于設(shè)計(jì)不合理的結(jié)構(gòu)也可以在有限元模型上方便地進(jìn)行修改，并快速獲得修正模型的結(jié)構(gòu)應(yīng)力、變形狀況，以此綜合考察某處結(jié)構(gòu)的修改對于相鄰結(jié)構(gòu)或整體結(jié)構(gòu)的影響，防止出現(xiàn)局部應(yīng)力狀況得到改善而其他區(qū)域被惡化的情況。因此，有限元分析結(jié)果可以為實(shí)際設(shè)計(jì)生產(chǎn)提供一定的指導(dǎo)依據(jù)。近年來，越來越多的高校、研究機(jī)構(gòu)和企業(yè)運(yùn)用有限元方法對車身結(jié)構(gòu)進(jìn)行了分析，實(shí)踐證明，在車身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中利用計(jì)算機(jī)進(jìn)行有限元模擬是一條低成本高效益之路。所謂有限元法，是運(yùn)用離散概念把連續(xù)體劃分為有限個單元的集合，通過單元分析和組合，考慮邊界條件和載荷，得到一組方程組，求解此方程組而獲得相應(yīng)指標(biāo)。有限元方法的基本思想在20世紀(jì)40年代就已被提出，早期的計(jì)算機(jī)運(yùn)算速度和存儲量都不足以使其實(shí)用化。隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的快速發(fā)展和普及以及有限元理論的日漸成熟，大量優(yōu)秀商用有限元分析軟件隨之涌現(xiàn)，從而使有限元法的應(yīng)用越來越廣泛，已迅速從結(jié)構(gòu)工程強(qiáng)度分析計(jì)算擴(kuò)展到幾乎所有的科學(xué)技術(shù)領(lǐng)域，成為一種實(shí)用高效的數(shù)值分析方法。優(yōu)點(diǎn)：·能夠分析形狀復(fù)雜的結(jié)構(gòu)·能夠處理復(fù)雜的邊界條件·能夠保證規(guī)定的工程精度·能夠處理不同類型的材料從應(yīng)用角度來看，有限元分析過程可分為三個階段——前處理、計(jì)算和后處理。1.前處理——前處理(Pre-processing)的任務(wù)就是建立有限元模型，故又稱建模(modeling)。2.計(jì)算——計(jì)算(solving)的任務(wù)是基于有限元模型完成有關(guān)的數(shù)值計(jì)算，并輸出需要的計(jì)算結(jié)果。3.后處理——后處理(Post-processing)的任務(wù)是對計(jì)算輸出的結(jié)果進(jìn)行必要的處理二、車身有限元法實(shí)踐證明，利用有限元法對客車車身骨架結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜態(tài)和動態(tài)分析，可獲得承載特性和振動特性等評價指標(biāo)，對其強(qiáng)度、剛度和固有振型有充分的認(rèn)識，了解車身可能會有的應(yīng)力和變形情況。車身有限元法的一般步驟和處理內(nèi)容如下：①建立車身的數(shù)學(xué)模型·模型簡化·約束條件·載荷處理②車身結(jié)構(gòu)的靜態(tài)分析·彎曲工況·彎扭工況③車身結(jié)構(gòu)的模態(tài)分析④結(jié)果分析對比⑤結(jié)論1.建立車身數(shù)學(xué)模型建立車身骨架的有限元模型（ANSYS）時，既要如實(shí)地反映汽車車身實(shí)際結(jié)構(gòu)的主要力學(xué)特征，又要盡量采用較少的單元和簡單的單元形態(tài)，避免使問題變得過于復(fù)雜，同時保證較高的計(jì)算精度原則：①在保證計(jì)算目的和精度的條件下，控制單元數(shù)量，關(guān)鍵在于抓住關(guān)鍵區(qū)域結(jié)構(gòu)進(jìn)行模擬；②合理選擇單元類型，減少數(shù)據(jù)輸入量和計(jì)算時間；③焊點(diǎn)模擬。通常在靜強(qiáng)度分析中采用的焊點(diǎn)模擬手段有兩種：耦合節(jié)點(diǎn)自由度和合并相應(yīng)節(jié)點(diǎn)；④支承模擬。車身常見的支承和邊界問題有兩個：懸掛支承和車身與車架之間的支承條件。簡化措施：略去某些非承載構(gòu)件及裝飾件。如儀表板、風(fēng)窗玻璃、前后保險杠等；將車身中的各微曲梁進(jìn)行直化處理，對變截面桿件和曲桿結(jié)構(gòu)可根據(jù)其長度用多段變截面直桿來模擬；車身上的縱梁、橫梁交叉聯(lián)接處可按照主承載性能等效原則簡化為一個節(jié)點(diǎn)；對于兩個靠得很近而又不重合的交叉連接構(gòu)件，也可以簡化為一個節(jié)點(diǎn)；對于空間疊交的兩焊接梁，若其中心線之間的距離較大，平移其中一梁中心線將引起不可忽略的誤差，則可于模型中另加一個梁來連接兩梁；⑤盡量取約束、載荷作用點(diǎn)處為梁單元節(jié)點(diǎn)，一般情況下，車身骨架各構(gòu)件之間的連接點(diǎn)、集中載荷作用點(diǎn)、支承點(diǎn)及構(gòu)件的拐點(diǎn)等都應(yīng)作為模型的節(jié)點(diǎn)，根據(jù)結(jié)構(gòu)分析需要還可增設(shè)一些節(jié)點(diǎn)或虛節(jié)點(diǎn)；⑥在建模過程中即考慮載荷與約束的施加問題，某些單元節(jié)點(diǎn)位置與實(shí)際載荷的作用點(diǎn)相對應(yīng)，以提高模擬真實(shí)載荷、約束的準(zhǔn)確度；⑥對線單元可以采取剛度補(bǔ)償?shù)姆椒▉斫档驼`差；⑦對某些截面形狀不很規(guī)范的構(gòu)件應(yīng)進(jìn)行適當(dāng)?shù)暮喕?；⑧對車身前后圍薄殼部分進(jìn)行簡化，適當(dāng)增加這些部分的橫向與垂直方向梁的橫截面積。為了進(jìn)一步簡化計(jì)算,可以對車身骨架結(jié)構(gòu)中緊密相鄰的兩根或多根梁進(jìn)行合并,用一根梁代替。由于梁單元在計(jì)算中的應(yīng)力和變形取決于截面形狀、慣性矩和外部邊界條件的相互作用，因此，為保證簡化后梁的應(yīng)力、變形結(jié)果與簡化前相同，只要保證簡化前后梁的截面形狀和慣性矩相同。為此，用戶可以利用ANSYS梁截面的自定義功能，根據(jù)實(shí)際需要定義符合需要的截面形狀。利用ANSYS建模必須定義單元類型。ANSYS單元庫中有超過150種不同的單元類型，用來模擬工程中的各種結(jié)構(gòu)和材料,建立車身骨架和車架的計(jì)算模型一般采用空間梁單元和空間薄壁梁單元。利用梁單元建立的客車車身有限元模型利用殼單元建立的車身模型2.邊界約束條件的處理邊界約束條件主要是考慮輪胎和懸架對車身的影