客車車身骨架結構設計研究范文

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隨著人們生活水平的不斷提高，對客車整車的性能要求也在不斷提升。客車的舒適度、安全系數、總體布局等是現代客車發展的主要趨勢。作為客車的承載單元，客車車身骨架設計水平的高低對整車的總體設計有著重要的影響。車身骨架的受力情況很復雜，主要由薄壁桿件構成的復雜空間結構，其質量約占整車質量的1/3。車身骨架由前圍骨架，后圍骨架，左側、右側骨架、車頂骨架和底骨架組成。

1客車主要參數

參考原型車CA6860CQ2型城間客車，營運級別為中型中級，發動機型號為CA6DE2-16。并參考原型車尺寸及GB1589-2004《汽車外廓尺寸界限》，確定本設計客車技術參數如表1所示。客車行駛的路況通常為市內公路和高速公路等，路面情況良好。根據GB13094-2007《客車結構安全要求》中的相關規定，確定車身上其他主要設計參數，文章設計為全承載式車身，如表2所示。

2車身骨架結構設計

2.1側圍骨架設計客車側圍骨架總成由左、右側圍兩部分構成，是整車重要的承載部件。當客車發生傾翻時，側圍是最脆弱的地方，極易發生壓潰失效，導致車內乘客受傷。因此，設計時要考慮加強側圍的結構強度，并特意在側窗下縱梁和行李艙上縱梁之間加上斜梁等加強結構來保證整車的彎曲特性和抗扭特性[2]。如圖1所示，側圍共有六根窗柱和立柱（位于側車窗下緣和行李艙上緣的兩根腰梁），還有八根行李艙立柱、六根斜支撐加強梁、車門立柱、底部邊梁和輪罩加強梁等組成。

2.2前后圍骨架設計前后圍骨架必須要充分考慮到風窗玻璃的安裝問題，最好與玻璃要有足夠的貼合度，便于車窗的定位。而且由于前圍的造型曲面比較豐富，因此其骨架結構也會比較復雜。可利用客車表面蒙皮前圍和側圍的交線為中心，掃略出前后圍骨架、左右立柱等形狀復雜的曲線。此外還要考慮到前后保險杠、前后燈具等部件的安裝。此次設計前圍骨架立柱兩根，后圍骨架立柱四根，前圍橫梁設置三根。因前后圍骨架受力較小，結構簡單可靠即可，如圖2所示。

2.3頂骨架設計頂骨架由頂部貫穿縱梁、橫梁、前后拱頂支撐梁等組成。有承受車頂負荷（如空調、行李架等）；連接側圍、前后圍，使整車成為一個封閉艙體；承受客車在運行中產生的部分彎曲、扭轉載荷等作用。為滿足整車輕量化的要求，頂部橫縱梁在滿足結構強度的前提下應盡量減少。此外還需留出頂窗的空間，并用加強梁圍出頂窗的邊框，保證車輛的安全性要求[3]。設計了四根縱梁、六根橫梁、前后各四根拱頂支撐梁和左右邊框縱梁，如圖3所示。

2.4底架地板設計底架地板主要承載乘客和行李等豎直方向的載荷，是車身重要的承重部分。設有乘客區地板和行李艙底架兩層，在車前方還設有220mm和205mm的兩級踏步高度。而且車身底架中部的兩大縱梁是結構受力的關鍵部位，所以要加大橫截面尺寸來保證結構剛度[4]，如圖4所示。

3車身骨架有限元分析

客車整車結構比較龐大，不適合選擇過小的單元尺寸，出于對精度的考慮，采用了15mm的單元尺寸對整車模型進行劃分。由于客車骨架多為形狀規則的矩形截面骨架型材，故只需對部分可見的形狀不好的網格進行拓撲改進，為進一步的計算求解打下基礎。最后需要對各部件之間做焊接處理。由于要簡化模型操作，所以全部的焊接被處理為剛性連接，如圖5所示。客車整車有限元模型總部件數313個，總單元數353374個，節點數349239個。其模型材料參數為16Mn，彈性模量210GPa，泊松比0.3，密度7.8×10-9t/mm3。

3.1客車骨架模態分析因客車車身結構要有足夠的結構強度來保證其使用和承載要求。低階模態的頻率能夠反映出客車車身骨架的剛度，一般頻率越高，車身骨架的剛度也越大。其次，客車骨架應具備合理的模態特性，以避免與客車發動機頻率產生共振，提高客車的安全性和舒適性[5]。還可以分析客車車身的剛度和阻尼特性，為車身結構的分析計算、改進等提供依據，如圖6所示。用LS-DYNA求解器對客車骨架進行模態分析，提取了前6階模態頻率值，如表3和圖6所示。車輛產生共振的原因有很多。路面不平和車輪不平衡引起的振動；發動機怠速下引起的振動；傳動軸引起的載荷振動等。車速大約在85km/h時，車輪引起的振動一般低于11Hz；客車發動機轉速在750r/min怠速下，激振頻率在35Hz左右。由表3可看出應注一階彎曲和一階軸向扭轉的頻率相差了3Hz以上，可以避免二者頻率互相耦合。客車低階模態頻率集中在10Hz～25Hz之間，能夠有效降低整體共振現象的發生概率。

3.2客車骨架強度分析

3.2.1彎曲工況彎曲工況為模擬客車在平直路面上滿載時的受力狀態。設車輪處骨架上圓周加強梁上最高一根桿為車輪懸置位置，將客車前后共四輪設為固定約束。設底架兩輪之間的加強橫梁與縱向梁的交點處作為車身承載的施力位置，每一處加載1000N的力，全車共加載為1.6×104。按上述約束方式及加載方式，將結果顯示放大200倍，得到的計算結果如圖7所示。根據圖6可以看出在底架處的骨架發生了最大的變形，故可用車身底架的最大垂直撓度來描述車身的剛度。在底架縱梁上從前到后均勻選取23個點的位移值，繪制底架撓度變化曲線。從圖8中可看出，彎曲工況下，底架的中部撓度較大，而前后懸處和骨架前后的變形較小。客車的彎曲剛度可以近似通過客車彎曲載荷與最大撓度的比值來衡量，如公式(1)所示：

3.2.2扭轉工況扭轉工況為模擬客車在通過不平整路面時車身扭轉的受力狀態。設車輪處骨架上的圓周加強梁上最高的一根桿為車輪懸置位置，將客車后兩輪設為固定約束。客車兩前輪的對應橫梁的中點為受力位置，左側車輪加載向上1000N的力，右側加載向下1000N的力，計算結果如圖9所示。客車行駛在不平整的路面上時，將存在左右不對稱的載荷作用在車身上，所以車身必須要有一定的扭轉剛度。其中扭轉角是車身結構扭轉剛度的重要評價指標。本設計懸前部左右兩輪并各施加1000N的作用力，扭轉角的計算公式如下列所示：測得客車兩加載點之間距離為1135mm，最終計算出客車車身載荷為1134N•m，將上述結果代入公式，得到車身扭轉剛度為6.517×104N•m/deg。

4結論

參考CA6860CQ2型客車和相關國家法規，以33+1座城間客車為設計對象進行，進行主要參數的設計：進行車身側圍，前后圍，項骨架，底架底板的主要骨架的設計，并利用HyperMesh軟件對生成的車身骨架進行了車身骨架有限元分析的前期處理工作，最后用LS-DYNA軟件對生成的車身骨架的力學性能進行求解，并對整車骨架進行簡單的模態分析和彎曲扭轉兩種工況下的靜力學分析。

作者：曲敬賢 陳海峰 王晶 單位：陜西科技大學 機電工程學院