以某電動客車為(wei) 例，對其車身強度進行ANSYS有限元分析，並對其進行輕量化設計。

   8 m電動客車是國家“863”重點項目。作為(wei) 電動客車，其動力總成為(wei) 電池組。電動客車車架承載也與(yu) 一般客車不同，一般後置式發動機客車安裝發動機的位置，現放置電池，行李艙位置也放置電池，要求車身結構強度和剛度必須足夠。而車身輕量化對提高客車的動力性，降低成本，延長行駛裏程，提高經濟性都有重要意義(yi) 。因此，如何優(you) 化車身結構，在保證強度和剛度滿足使用要求的情況下使其輕量化非常重要，而且也是該車設計中一個(ge) 關(guan) 鍵的問題。 

   1 車身模型的建立 

   (1) 首先，通過在三維設計軟件PROE上建立電動大客車的整車結構幾何模型。然後，利用ANSYS軟件[ 2 ]建立該車整車的詳細有限元模型。

   (2) 電動客車的骨架采用標準的矩型管型材組焊而成，因此，在用有限元進行車身結構計算時，采用梁單元模型，其優(you) 點是劃分的單元數目和節點數目少，計算速度快，而且模型的前處理工作量不大。 

   (3) 采用梁單元時，做了以下一些簡化： 

   ① 略去蒙皮和某些非承載構件，如麵板、窗玻璃等。 

   ② 將車身中的各微曲梁直化處理，對側(ce) 圍和頂蓋中一些曲率較小的構件近似地看作由直梁單元分段組成。 

   ③ 對兩(liang) 個(ge) 靠得很近但並不重合的交叉連接點簡化為(wei) 一個(ge) 節點處理。 

   ④ 對兩(liang) 個(ge) 並聯焊在一起的梁當作一根梁，相應橫截麵積加大。 

   ⑤ 取約束、載荷作用點處為(wei) 梁單元節點。模型中載荷、約束模擬真實的精確程度對整體(ti) 結構的位移、應力影響很大。因而載荷的類型、作用點、大小，約束的類型、作用點應盡量逼近實際情況。

   由於(yu) 采用了簡化處理，會(hui) 使結果出現誤差，但從(cong) 簡化措施來看，相當於(yu) 降低了整車的強度和剛度，會(hui) 使應力結果偏大，是一種偏安全的分析，因此是比較可靠的。 

   2 載荷和約束處理 

   電動客車使用情況不是很複雜，基本上是在城市普通公路上行駛，因此選取彎曲、扭轉、緊急製動和急轉彎四種工況。

   2.1彎曲工況 

   根據GB /T 6792 - 1996《客車車身骨架應力、變形測量方法》，彎曲工況主要是對客車滿載狀態下，模擬客車在靜態下，或良好路麵下勻速直線行駛時的應力分布和變形情況。 

   載荷處理：結構自重、各裝備重量、乘客重量。座位上的乘客與(yu) 座椅載荷分配到相近的節點上；站立乘客載荷均布於(yu) 車廂通道地板上，電池載荷均布於(yu) 其支撐梁上；控製箱、空調、電機及其控製器、空氣壓縮機、電容等載荷則各自平均分配到相應的支撐節點。 

   約束處理：將懸架彈簧與(yu) 車架連接點6個(ge) 方向自由度全部約束。 

   2.2 緊急製動工況 

   緊急製動工況主要考慮當客車以最大製動加速度017 g製動時，地麵製動力對車身的影響。由於(yu) 低地板客車前後橋均采用空氣懸架，空氣彈簧僅(jin) 能承受垂向力，而縱向和橫向力必須通過拉杆傳(chuan) 遞到車架上，此時，拉杆及拉杆座將承受較大的拉壓載荷，必須具有足夠的強度。 

   載荷處理：除了集中載荷同彎曲工況外，在X方向上還要附加- 0.7 g的慣性力。 

   約束處理：同彎曲工況。 

   2.3 急轉彎工況 

   急轉彎工況主要考慮當客車以最大轉向加速度014 g轉彎時，慣性力對車身的影響。與(yu) 緊急製動工況類似，橫向力必須通過拉杆傳(chuan) 遞到車架上，此時，拉杆及拉杆座將承受較大的拉壓載荷，必須具有足夠的強度。 
   載荷處理：除了集中載荷同彎曲工況外，在Y方向上還要附加014 g的離心力。 

   約束處理：放鬆一側(ce) Y方向的位移約束。 

   2.4 扭轉工況 

   扭轉工況主要考慮一個(ge) 車輪懸空而另一車輪抬高時施加在車橋上的扭矩的作用。這是最嚴(yan) 重的扭轉工況，但在電動大客車的使用過程中不易出現，因此計算時隻將左前輪懸空。此種扭轉工況下的動載，在時間上變化得較緩慢，其扭轉特性可以近似地看作是靜態的，許多實驗結果也都證實了這一點，即靜扭實驗下的骨架強度可以反映出實際強度。因此，利用靜扭轉試驗可以反映出車身骨架的實際強度。 

   載荷處理：同彎曲工況。

   約束處理：去掉下沉的前輪的約束。 

   3 計算結果分析 

   按照所給工況和載荷、約束條件，分別建立模型進行計算，得出車身骨架最大應力及最大位移。

   由計算結果可知：在這幾種工況下，大部分車身骨架應力值都不太大，最大處均在後懸架連接部位，以左前輪懸空車身扭轉時為(wei) 最大。該車骨架均采用16 Mn， 由《機械設計手冊(ce) 》可知： σb = 470 ～620MPa，取中間值550MPa，可得最小安全係數為(wei) n =σb /σ = 550 /307.958 = 1.79

   由於(yu) 計算時用的是極限工況，且最大應力值隻出現在後懸架連接點，而其它部位的應力很小，所以安全係數能滿足要求。

   4 車身輕量化設計

   通過對電動客車車身骨架有限元建模計算，結果表明，該車身骨架的強度和剛度有足夠餘(yu) 量。實際上，本模型由於(yu) 略去了蒙皮和非承載構件的影響，所計算的車身強度和剛度比實際的偏低，而應力分布不均衡，大部分車身的應力不超過100 MPa，因此，進行輕量化分析是很有實際意義(yi) 的。

   (1) 選擇輕量化結構件的原則：

   ①該部件的質量在車身結構件總質量中占有較大的比重。 

   ②該部件的改變對整車的剛度影響不大。

   (2) 通過客車車身各部分結構件對整車剛度影響的分析，采取如下措施：

   ①各種工況下，頂棚骨架應力都較小，考慮將其中間位置的橫、縱梁的厚度由2 mm縮小到1.5mm。 

   ②車身左右圍的骨架側(ce) 窗上、下縱梁的厚度由2 mm縮小到1.75 mm；部分橫梁由2 mm 縮小到1.75 mm；斜支撐梁全部由2 mm縮小到1.5 mm。 

   ③將應力低的底架牛腿、橫梁、縱梁的厚度縮小。底架斜支撐梁厚度由原來的2 mm縮小到1.5mm。

   (3) 將輕量化後的車身再次進行有限元計算，在最危險的扭轉工況下，最大應力為(wei) 307.958 MPa，最大變形為(wei) 17.193 mm。其最大應力位置與(yu) 輕量化前的相同，是後懸架麵與(yu) 後橋連接點。

   從(cong) 結果分析得出，經過輕量化後電動客車車身骨架總質量減少了98.32 kg， 占原車總質量的9.7% ，而整車的最大應力隻增加了1.3%， 為(wei) 307.958MPa，仍在允許範圍內(nei) ，變形量也不大，隻增加了原來的0.7%。

   5 結束語

   本文采用ANSYS有限元軟件對8 m電動客車進行了強度和剛度分析。通過計算表明，該車身骨架的強度和剛度有足夠餘(yu) 量。根據結果對車身進行了輕量化設計：在車身的強度和剛度滿足要求的條件下，車身骨架總質量可減少98.32 kg，占原車總質量的9.7%。