在嘗試NJ6826TMF 型客車車身的數字化設計中，根據其幾何、物理、材料特性，運用ANSYS對車身強度和剛度、固有頻率振型和路譜進行了分析，并提出使該車身輕量化的設計方案。模型的簡化原則是，略去功能件和非承載的工藝結構，對于大圓弧和過渡圓弧，以曲面分塊和曲線分段的思想進行適當的以直代曲;模型反映對象的主要力學特性;強度、剛度、動態分析采用殼元，輕量化設計用梁元。這樣，既能保留整車結構的主要特征，又能提高數值模擬的解算效率;所有計算結論由企業采納或供其參考，為它實現客車的數字化設計與制造打下了基礎。

　　1 前言

　　自20 世紀70 年代，國產客車占據國內客車市場。與先進客車工業相比的主要差距是，豪華車的制造主要是組裝式。進一步提高客車工業采用數字化設計和制造整體水平和徹底擺脫客車設計的傳統經驗設計技術路線，是使我國開發出具有國際先進水平客車產品的重要途徑之一。數字化設計技術摒棄傳統設計的產品重復定義模式，建立從設計到制造的唯一的產品數字化定義模型;應用模擬、仿真、干涉檢查、CAE 等數字分析技術，提高產品開發效率和可靠性，為基于網絡的全球制造提供數字化產品模型和制造信息。

　　以某集團NJ6826TMF 型客車為對象和使用ANSYS 工具，本文進行靜態的剛度強度分析和動態性能評價的模態分析和譜分析，殼元算法徹底克服梁元的弊病;以截面位置調整為輕量化基礎，提出基于截面位置、截面參數、材料變化的優化方案。模態分析選取無車架自由模態、白車身約束模態、滿載模態進行。以滿載模態分析為基礎;研究不同車速下的骨架對路面譜激勵的加速度功率譜的響應。整個優化過程以車身剛度性能為約束。驗算和實際應用表明，修改建議是合理的。

　　2 面向數字化設計的客車車身模型的建立

　　據統計，客車車身的質量約占整車自身質量的40%～60%。因此，車身是客車更新換代的關鍵。基于Pro/E 或UG 的NJ6826TMF 車身骨架數模是用ANSYS 建立基于殼元的強度、剛度、模態、功率譜分析和基于梁元的輕量化計算的基礎;該數模坐標系(圖1)保證了從設計到制造的產品信息的唯一性。

圖1 NJ6826TMF 車身骨架數模整體坐標系

　　2.1 基于殼元和梁元的有限元模型

　　根據車身結構和載荷分布特點，采用ANSYS 的標準4-節點四邊形殼元SHELL63，以自定義方式將模型劃分成若干區域和各區域單元尺寸，總共為2838 個區域，單元數為102717，節點數為102313。圖2 為基于殼元的整車車身的有限元模型。

圖2 殼元模型

　　考慮到，影響車身骨架性能的主要因素是其剛度，結構優化設計只需從整體分析整車性能;其次，使用梁元進行結構優化的效率明顯高于殼元的，再一點，應用ANSYS 建立整車骨架的參數化面模型是非常困難的。故，選用ANSYS 的3-節點梁元BEAM188 建立車身骨架結構優化模型(圖3)，共4715 個單元和9165 個節點。

圖3 梁元模型

　　2.2 承載特點和邊界條件

　　2.2.1 載荷處理

　　NJ6826TMF 車身骨架所承受的載荷包括自重、集中載荷、均布載荷。骨架自重計算是通過定義模型的材料密度和重力加速度實現。乘客和座椅質量按集中載荷施加在座椅與地板連接處的節點上;發動機和變速箱等動力裝置質量按連接方式施加在車架上。風載荷、玻璃、空調的質量按均布載荷分別施加在前風窗框架上、相應的窗框位置上、空調位于的頂蓋橫梁和縱梁上。

　　2.2.2 約束處理

　　NJ6826TMF 車身與車架鉚接按剛性連接處理;忽略充氣輪胎變形，按全約束處理。減振裝置的處理是，靜態分析時，為避免鋼板彈簧和前扭桿彈簧的變形干擾，彈簧與車架聯接處按全約束處理;約束模態分析時，考慮車架下的彈簧系統對車身振動的影響，加入彈簧單元。該車前懸架采用扭桿彈簧;后懸架采用鋼板彈簧，起導向和減振作用。該彈性元件(圖4)剛度K =294000N/m;ANSYS 有限元模型的連接點a、b、c、d 沿Y 軸方向約束為零，其他5 個自由度均給于約束;段ab 和cd 為彈簧元Combin14，bd 段采用梁單元Beam4。彈簧剛度系數由扭桿彈簧剛度系數和鋼板彈簧的剛度系數換算得到。

圖4 鋼板彈簧模型

　　2.2.3 連接方式處理

　　骨架結構件的連接方式為鉚接、螺栓連接、焊接?；贏NSYS 殼元，用以模擬鉚釘、螺栓、焊點傳遞力和力矩效果的連接處理是采用共面方式進行。例如，圖5(a)所示的8個小圓面為實現結構件剛性連接的共用面，其網格分別與兩結構件的網格形成連接;圖5(b)所示的縫焊連接的模擬是，將兩結構件相連的部分粘接(glue)在一起。對于梁元的連接模擬，ANSYS 的處理是，將梁元的節點融合(merge)在一起，模擬其剛性連接。

圖5 基于殼元的連接模型

　　2.3 最優化方法的選擇

　　嚴重的能源消耗和地球環境污染，使汽車輕量化逐漸成為結構設計的重要指導原則。優化目的是，以骨架體積Volume 為目標函數，達到骨架質量降低，共4 種優化方案(圖6);選取對車身性能影響較大的整車扭轉剛度、車身一階扭轉模態頻率、一階彎曲模態頻率為優化用的車身狀態;優化設計變量(截面尺寸)是立柱長度(車門，側窗，側圍)、側圍立柱寬、底骨架輔橫梁長、底骨架輔橫梁寬、頂蓋橫梁、車架前圍斜支撐參數、底骨架主橫梁厚度、側圍腰梁厚度等。這些變量對車身質量有重要影響，但對骨架剛度貢獻不大。為提高優化效率和能夠在全設計空間得到最優解，采用ANSYS零階法;通過對目標函數添加罰函數將約束問題轉換為非約束問題;該法能夠有效地處理車身結構優化計算。ANSYS 提供分析—評估—修正的循環過程;即，分析初始設計，對分析結果按設計要求評估，修正設計;重復進行這一循環過程，直到滿足為止。

圖6 車身結構優化方案

　　3 分析計算舉例

　　3.1 彎曲和彎扭聯合工況的剛度計算

　　彎曲工況下，骨架的最大變形位于后排五人座的橫梁中部，其值為5.92mm(圖7)。彎扭工況下，左前輪懸空，變形最大部位產生在底架左前端，其值為5.778mm(圖8)。

　　3.2 滿載的模態分析

　　為用于譜分析，考慮汽車滿載行駛時的運行工況，將乘員、座椅、行禮和發動機等附加質量按質量元mass21 分布;車身的前十階模態計算舉例如圖9 所示。

圖9 滿載情況的車身約束模態振型舉例

圖10 后行李箱的變形對比

　　4 結束語

　　計算結果與客車實際情況基本吻合：結構薄弱的后部存在較多應力集中，在較好路況下可滿足要求，長期在差路況下行駛易出現骨架的疲勞斷裂;圖10 所描述的是改進前后的結構變形分析例子。通過4 種輕量優化方案分析，它們的質量分別下降8.1%、7.5%、13.1%、67.9%;方案1 扭轉剛度基本不變，中間方案的扭轉剛度分別提高4.9%、0.3%，方案4 扭轉剛度下降4.8%。方案1 和方案2 的質量變化相當，方案2 扭轉剛度明顯提高。鋁合金的應用，方案3 輕量化明顯，扭轉剛度提高，一階扭轉頻率降低明顯(圖11);方案4 的輕量化效果最佳，剛度水平下降最多。綜合考慮，方案3 優化效果最好;但是，它的鋼-鋁混合式結構存在著不同材料的連接工藝的實現問題。對于小批量手工生產，膠鉚連接方式較合適，強度高，連接可靠;方案3 的實施具有一定的可行性。

圖11 方案3 的振型