某越野车车身结构强度有限元分析与平顺研究硕士学位.doc

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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流某越野车车身结构强度有限元分析与平顺研究硕士学位.精品文档.某越野车车身结构强度有限元分析与平顺性研究硕士学位论文第1章 绪论1.1研究背景及意义汽车这一被人们称之为“创造时空价值的现代化加速器”的交通工具，正越来越大的改变着人类的社会生活。它的生产能力代表了一个国家制造业整体发展水平。而我国汽车工业经过改革开放三十多年的艰难探索，从开始的引进技术、合资生产到现在拥有自主品牌的国产车。在规模和品种方面不断缩小了与世界先进汽车制造业的差距。但是在科技含量，保护环境，人文关怀层面我们和国外先进汽车制造业还有很大的差距。如何缩短我们新车型的研发周期

2、；如何保证安全性能的前提下降低企业成本；如何提高乘客的舒适性及整车的平顺性，是亟待解决的难题，也是制约中国汽车行业发展的“瓶颈”所在。随着人们生活水平的提高，汽车已不在是一种奢饰品而走进千家万户，成为人们出行所选的重要的交通工具之一。这就使得越来越多的用户关注汽车的乘坐舒适性和安全性，因此这两项指标(舒适性、安全性)也成为了现代汽车设计中两大焦点问题。车身作为汽车的主要承载部件，它承受着来自道路激励、载重货物自重和颠簸惯性载荷等各种力的作用。良好的车身结构是汽车安全性的重要保证。特别是越野车，它经常处于极其恶劣的工作环境，如低温、低压、坏路甚至是无路的条件下处行驶。该车所载的仪器设备需要一个相

3、对稳定的环境。因此，在新车型的设计阶段，对车身结构和整车性能在各种路况下行驶的平顺性和通过性是否符合人们的要求，而进行动力学仿真计算是非常必要的。随着计算机技术的发展，CAD/CAE技术在汽车行业得以广泛的应用，使得对车身这一大型结构的计算成为可能。以国内某汽车研制中心所开发的新型三轴越野车为对象，利用有限元数值分析技术和动力学仿真技术，解决了手工计算根本无法解决的问题。通过车身建模、动静态分析计算，获得该越野车承载特性和模态特性的参数，找出车身强度的薄弱环节和危险部位，为结构的改进设计和新车型的研究提供了理论依据。另外，三轴车的平顺性一致以来都很差，而且对三轴车平顺性研究又比较少。因此对三轴

4、车平顺性进行仿真研究，对提高和改善驾驶员和乘客的舒适度都具有重要的实际意义。再者，针对越野车的实际使用工况，进行越障和跨沟壕试验，对越野车通过性能的评价提供了理论参考。总而言之，基于CAE技术的计算与仿真，对缩短新车型的研发周期，降低企业的生成成本都有实际的意义。1.2国内外车身研究现状1.2.1国内车身研究现状国内在车身 CAE 方面的研究已有不少学者做了大量有意义的工作。早在二十世纪七十年代末，长春汽车研究所的谷安涛教授等人建立了车架的有限元模型，并进行了分析计算1。当时研究工作主要集中在车架分析及用梁单元模拟大客车骨架来计算车身的强度。随着计算机技术的发展，有限元在车身结构分析上得到了更

5、为广泛的应用。合肥工业大学的曹文刚教授等人建立了全承载客车车身骨架结构的量体混合有限元模型，对应力场、位移场和低阶模态进行计算与分析，找出了结构刚度和强度的薄弱环节。并通过电测试验结果验证了所建立的有限元模型的正确性。2乔淑平等人用有限元法对某轿车白车身的弯曲刚度和扭转刚度进行研究3。从轻质量、高刚度角度出发建立了细化的网格模型，找出对整个白车身刚度影响比较敏感的零部件，并在综合考虑各种因素情况下提出改进刚度的方案。上海交通大学的胡志远博士等人建立某国产轻型客车车身刚度有限元分析模型,确定有限元模型的边界条件及分析载荷,并对有限元模型进行试验验证4。吉林大学的陈志勇博士等人在客车车身的有限元模

6、型的基础上进行了模态分析，并通过试验验证了计算结果的准确性，表明所建立的车身有限元模型能够很好的反应原车身结构的振动特性 5。江苏大学朱茂桃教授等人对某车辆车身进行了计算模态分析,得到其计算振频以及相应的振型,并通过试验得到试验模态频率及振型,对计算模态和试验模态进行振型相关性分析,将有限元的动态分析与试验数据有机地结合起来,验证了车身有限元模型,为车身结构设计提供了依据6。合肥工业大学的高玉华博士运用优化设计与硬件在环分析相结合的方法，提出硬件在环白车身优化设计方法，建立硬件在环轿车白车身优化设计流程，并进行了基于不同优化目标的白车身硬件在环优化设计7。总而言之，国内对客车和轿车车身结构强度

7、和刚度的分析已做了大量工作，取得了可喜的成绩，但是对越野车的车身安全性的研究却做的很少。另外由于软硬件对模型规模的限制，模型的网格细化程度不够，因而结构的刚度特别是强度的计算结果还比较粗略，与工程实际结果有一定的差距。1.2.2国外车身研究现状70 年代以来，随着高速大容量计算机的出现和美国宇航局结构分析程序 NASTRAN 的成功开发，美国几家大的汽车公司开始了汽车结构设计的革命，运用有限元技术对车身结构进行静、动态分析。福特公司在当时采用了 NASTRAN 软件中的板、梁单元模拟车身，对其进行静态分析，从而找到了车身结构的高应力区，并对其结构进行改进。日本五十菱汽车公司在80年代末已将有限

8、元技术应用到车身设计的各个阶段，从最初设计阶段的粗略模型到设计中、后期的细化模型，分析的范围包括强度、刚度、振动、疲劳及形貌和质量的优化。丰田中央研究所（Toyota Central R&D Labs.,Inc.）与密歇根大学（University of Michigan）总结了车身设计的特点，提出了车身结构分析的理念。他们利用CAE分析平台，可以实现车身结构的非线性分析、简化梁结构的强度和刚度的分析，以及局部车身的振动和噪声分析等。89福特汽车公司的相关设计人员进行了车身有限元模型和概念模型的弯曲刚度、低阶模态频率分析。10 A. Beevers和 S. M. Steidler以某客车为研究

9、对象，利用BEAM梁单元建立车身骨架有限元模型，在车身骨架上相应约束位置创建边界条件和根据作用力的分布施加载荷，对客车车身进行了水平弯曲、紧急制动、极限扭转和急转弯四种工况的分析计算。得出了车身结构强度和刚度薄弱环节。在此基础上，有对客车后门的某个连接点进行了疲劳寿命的分析，最后找出了连接点连接形式与疲劳寿命的关系。11总之，在国外各大汽车公司，有限元分析已贯穿车身设计的整个过程。在车身结构设计的不同阶段，依据不同的分析目的，选用不同的单元和边界条件进行车身结构分析。分析所用网格的细化程度在数量上已经达到百万之多。通过多年的经验和数据积累，已经形成工程分析规范。虚拟试验已逐步取代实车试验。概括

10、起来，国外各大汽车公司车身 CAE 分析的特点是：（1）应用范围广。包括车身的结构强度、刚度和模态分析、塑性变形分析,复合材料分析、疲劳寿命与可靠性分析、碰撞与安全性分析、气动或流场分析。（2）模型的细化程度高，而且对结构的细化研究也相当深入。特别是对结构受力明显的部位。（3）自动化程度高 欧美、日本的各大汽车公司利用有限元分析软件，并结合各自的CAD系统进行开发，达到了高度的自动化。节省了研究人员大量的工作时间，大大提高了工作效率。（4）CAE分析贯穿于汽车设计的整个过程。1.3国内外平顺性研究现状近年来，随着计算机技术和图形学技术的不断发展，虚拟样机技术得到了广泛的应用。虚拟样机技术又称为

11、动态仿真技术，是指在产品设计开发过程中，将分散的零部件设计和分析技术(指在某单一系统中零部件的CAD和FEA技术)揉合在一起，在计算机上建造出产品的整体模型，并针对该产品在投入使用后的各种工况进行仿真分析，预测产品的整体性能，进而改进产品设计、提高产品性能的一种新技术。基于虚拟样机技术的多体动力学仿真软件，其中以ADAMS软件最有代表性。它采用虚拟样机技术，将大位移、非线性分析求解与用户界面相结合，并提供与其它CAE软件如控制分析软件MATLAB、有限元分析软件ABAQUS等的集成扩展设计手段。 它把分散的零部件设计与分析技术结合在一起，以提供一个全面了解产品性能的方法，并通过仿真分析中的反馈

12、信息来指导设计。研究平顺性的目的是为了控制振动的传递，查明汽车振动系统中各部件的特性。行驶平顺性通过乘员的舒适程度来评价，因此行驶平顺性研究的是“人一车一道路”构成的振动系统。汽车在行驶过程中，路面的随机不平度以及发动机的振动、传动系统旋转和轮胎的转动，都会引起振动。振动由轮胎、悬架、座椅等弹簧或阻尼元件作用逐渐衰减后再传至车内，通过驾驶员和乘客的身体反应和内心感受给出综合评价。12输入：路面不平度、车速、动力总成振动系统：弹性元件、阻尼元件、车身输出：传至人体的加速度，悬架弹簧动挠度评价指标：加权加速度均方根值，车轮与路面的动载荷1.3.1国内平顺性研究现状当进入21世纪，世界汽车工业正朝着

13、安全、节能、环保、舒适的方向发展，尤其是乘坐舒适性(即汽车的平顺性)已经成为汽车技术发展的四大课题之一。在国内外汽车市场竞争日益激励的今天，如何在汽车设计阶段就能对汽车的平顺性进行准确的预测和评估，缩短设计周期，降低生产成本，已经成为市场竞争取胜的关键。因此汽车平顺性技术的研究日益受到国内外汽车设计专家的重视1314。哈尔滨工业大学的王连明等人建立了整车系统的动力学模型,运用随机振动理论给出了振动形态、悬架动挠度、车轮动载荷、座椅加速度等参量的计算方法15。南京理工大学的孙耀16和郑州大学的李成、张万枝等人利用多体动力学软件ADAMS建立两轴车的仿真模型，在随机路面和脉冲路面下进行仿真17，但

14、在计算加权加速度均方根时未将频率加权函数考虑在内。浙江大学的王乾廷和周晓军根据越野汽车的结构特点和平顺性试验方法建立越野车模型,研究了不同越野车型在多种路面下的平顺性18。沈阳金杯客车制造有限公司的赵珩通过理论分析,建立了路面对四轮汽车输入的时域模型，先是对平顺性的进行仿真计算，然后对悬架进行了改进设计19。吉林大学的李秀梅利用SIMULINK建立了基于被动悬架和基于半主动悬架的1/2三轴车七自由度数学模型，利用Lab VIEW软件搭建车辆平顺性试验测试系统，开发了车辆随机输入平顺性试验设计软件20。南京理工大学的姚亮21由CAD软件导入车身模型，在ADAMS中完成三轴车的装配。利用Visua

15、l Basic编制了不同的路面文件并进行仿真，但在后处理求解加权加速度均方根值时也忽视了频率加权函数。本文在ADAMS/CAR中建立三轴车仿真模型，在随机路面和脉冲路面下进行不同车速的平顺性仿真分析，并考虑到越野车长期工作在极端恶劣环境中，行驶在坏路甚至是无路的工况下，进行了该车通过石阶和沟壕的仿真试验。1.3.2国外平顺性研究现状在平顺性的研究方面，国外已经进行了半个多世纪的努力，早在1935年就有汽车平顺性的相关文献。1948年Janeway提出的Janeway准则和1957年Dieckman提出了K系数法22来对平顺性做出评价，这两者在那个阶段都很有影响力，然而却难以用来评价随机振动对汽

16、车平顺性的影响。这主要是因为这两者的试验都是在振动试验台上以正弦激励的形式输入。1968年 ,Pradko和Lee提出了吸收功率法（Absorded Power）来对平顺性做出评价，也颇有影响力，其中“吸收功率”为一数量值，输入给人体各个方向的吸收功率可以直接相加。231976年，Griffin教授提出的“总体乘坐值法”24比较全面，而且使用范围特别广。美国福特公司早在20世纪80年代就已在其开发的轻型车上采用了虚拟样机技术，之后，通用公司、克莱斯勒公司以及德国、日本等国的汽车公司，都纷纷开始研究与运用虚拟样机技术。并把它应用在整车的平顺性研究上。国外也有许多汽车设计师在对汽车的乘坐舒适性进行

17、研究，取得了很多科研成果。GOBBI，G.MASTINU和DONIESLLI等人按照多体动力学基本原理，将汽车用纯数学微分方程振动模型代替汽车物理样车进行整车性能的研究，这个模型可以对汽车很多重要性能进行模拟，可以通过修改各种零部件参数来实现对整车平顺性的优化设计25。M.Demic,和J.Lukic针对随机振动对车辆平顺性的影响进行了研究26。1997年，T.Yoshimura等采用了“天棚阻尼器”和模糊逻辑控制对一个六自由度非线性系统进行平顺性研究。Perseguim Odilon T， Neto A Costa, Argentino Marcos A等人通过动力学仿真软件建立了整车悬架的

18、多体动力学模型和主动悬架的液压系统，对主动悬架进行了可行性分析，仿真结果表明，采用液压悬架比采用被动悬架的车辆有更好的平顺性。271.4 本文研究内容根据上文所介绍的车身有限元分析和整车平顺性仿真的重要性，利用大型结构通用的有限元软件和动力学仿真软件，分别建立车身有限元模型和动力学模型，基于有限元法和动力学理论对该越野车进行了车身的模态、刚度、强度分析以及整车的平顺性研究。主要的研究内容如下： (1)通过分析车身结构的力学特性分析得出，该越野车和一般的车不同。车身蒙皮是主要的承载件，而骨架只是辅助支撑作用。在ABAQUS软件中，对整个模型进行材料属性、截面属性、约束、边界条件、载荷和分析步等定

19、义进而完成车身有限元模型的创建。(2)针对汽车行驶的不同路况，对车身进行了水平弯曲、极限扭转、紧急制动和紧急转弯四种工况下的有限元计算。得出了车身骨架、蒙皮的应力和位移分布。为车身的结构强度和刚度设计提供了理论参考。（3）根据该越野车动态性能要求，又考虑到车身结构和载荷的对称性。取车身的一半进行研究。对一半车身进行了正对称和反对称模态分析，提取前30阶固有频率和振型向量。计算得出了车身低阶的固有频率和振型向量。（4）对越野车车身进行了极限扭转状况下的时间历程向量分析。当越野车右前轮压过石块时，车身出现向左扭转的情况。所以在车身右前端与车架连接位置施加一个随时间变化的强制位移。得出使车身材料屈服

20、时，车身右前端的抬起高度。（5）在ADAMS/CAR软件中建立了三轴车九自由度系统力学模型，应用状态空间分析法确定了系统的状态方程。由于路面不平度是引起车辆振动最主要的激励形式，根据国家标准，创建C、D级随机输入路面和三角凸块脉冲路面。在不同车速和不同路面工况下对该车的平顺性进行仿真。参照国家平顺性评价指标，对仿真结果进行分析并得出该车的平顺性的评价结果。（6）对该款越野车进行了包括通过垂直台阶和水平壕沟的动力学仿真分析，得出质心位置的垂直位移曲线和加速度变化曲线。依据美国越野车辆试验评价标准，对该车通过一定垂直台阶和水平壕沟能力做出评价。1.5 本章小结本章阐述了课题的研究背景与意义，介绍了

21、车身有限元分析和整车平顺性研究的国内外研究现状，并且概括性的说明了本论文的研究内容。第2章 车身结构的有限元分析越野车车身要求具有较高的强度、刚度和较好的耐用性。进行车身结构的有限元分析之前，首先根据所研究车型的具体情况，建立车身的有限元模型。这部分工作是耗时而且繁琐的，模型合理性关系到对问题的求解规模和计算结果准确性。2.1 车身几何模型越野车车身造型以直线为主，棱角分明，威武雄壮。车身模型如图2.1所示，驾驶室和乘员舱连为一体，全金属结构。其主要有车身蒙皮和内部骨架两大部分构成。外表蒙皮采用超高强度钢，主要由上U型板和下V型板焊接而成。车内部的动力舱隔板、乘员舱隔板、乘员舱后门框钢板与车身

22、蒙皮焊接在一起。板的厚度与几何形状示意图如表2.1所示。车身底部通过高强度螺栓与车架连接，动力舱底板与车架有固定的连接位置，乘员舱底板通过每侧的三个支架与车架连接。如图2.2所示车身骨架模型，骨架由不同截面梁相互搭接构成框架结构，车身骨架焊接在车身蒙皮上，骨架与车身共同承载整个车身的重量。车身蒙皮钢板有较强的承载能力，同时内部骨架起辅助支撑作用。图2.1 车身蒙皮结构 1-动力舱盖板边缘板；2-动力舱隔板；3-前挡风窗边框；4-驾驶舱顶板；5-乘员舱顶板；6-上U型板；7-乘员舱后门框；8-乘员舱车窗侧板；9-乘员舱斜侧板；10-乘员舱左侧底板第三处支架；11-下V型板；12-乘员舱左侧底板第

23、二处支架；13-乘员舱左侧底板第一处支架；14-驾驶舱门框；15-乘员舱隔板；16-动力舱侧板；17-动力舱左侧底板第二处连接位置；18-动力舱左侧底板第一处连接位置；19-动力舱斜侧板；20-动力舱散热罩边框。表2.1 车身钢板厚度与形状名称包括部分板厚/mm示意图上U型板左/右侧车窗侧板8乘员舱顶板驾驶舱顶板下v型板左/右侧斜板10乘员舱底板动力舱底板乘员舱隔板6动力舱隔板10后门框板8第一处支架10第二处支架第三处支架图2.2 车身骨架模型1-右侧发动机承重梁；2-前挡风窗边框支撑梁；3-车顶横梁；4-车顶纵梁；5-车底横梁； 6-乘员舱立柱；7-乘员舱斜立柱；8-车底纵梁；9-驾驶舱斜

24、立柱；10-驾驶舱纵梁表2.2 骨架主要梁截面参数名称截面形状截面尺寸/mm发动机承重梁方管梁1001006风窗边框梁U型梁60303驾驶舱纵梁U型梁60303车顶横梁U型梁60303车顶纵梁U型梁60303车底横梁U型梁120604车底纵梁L型梁100605乘员舱斜立柱U型梁60303乘员舱立柱U型梁60303驾驶舱斜立柱U型梁603032.2 车身有限元模型有限元模型是有限元分析的基础，它的质量直接影响到有限元分析结果的准确性。建立越野车车身有限元模型时，既要如实的反应车身实际结构的力学特性，又要考虑采用较少的单元和节点数目，以保证较高的计算精度和较小的求解规模。2.2.1 模型的简化 越

25、野车车身结构复杂，建立详细的车身有限元模型是一项相当繁重的工作。车身上的一些非承载件，设计它们的目的是为了防尘保护和美观实用，而不是从提高刚度强度方面考虑的。由于它们的质量较轻，也不起到加强和连接作用，对车身整体的刚度和强度响应不大，所以在尽可能反应车身结构受力特点的基础上，忽略了这些非承载件。例如：汽车前部的防尘罩、车门把手、动力舱盖板和工具箱。忽略的工艺小孔包括动力舱散热罩边框上的安装孔和乘员舱斜侧板位置的座椅安装孔，驾驶舱及乘员舱内饰安装孔。忽略了一些仅是为了工艺上避让一些管路、线束而设的小尺寸的凸台和筋。忽略了对梁的刚度和强度影响不大的棱边倒角。2.2.2 单元类型的选择在建立有限元模

26、型时考虑到车身结构多为空间的薄壳板件，选用四边形壳单元(S4)模拟。这是一种具有4个节点的四边形有限薄膜应变线性完全积分壳单元，它考虑了薄膜模式和面内弯曲问题，具有较高的精度。在不规则的拐角区域或者不易使用四边形单元的地方选择三角形壳单元(S3)进行模拟，这是一种具有3节点的三角形有限薄膜应变线性壳单元。三角形单元和四边形单元相比较，在保证形状较好(没有很小的锐角)的情况下，即使两种单元变形不会产生很大差别，应力分布也会很大差别。当三角形最小锐角很小时，结点位移偏差较大1。所以车身蒙皮的选择主要以四边形壳单元为主，三角形壳单元为辅。选择壳单元模拟的优点是能相对真实的反应出连接处的情况，缺点是前

27、处理时间工作量大，计算时间长。2第一章车身骨架是由不同截面形状的梁组成。由于梁的横截面上的尺寸远小于其轴向尺寸，并且沿长度方向的应力是最主要的考虑因素。在有限元中是用一根通过截面型心的直线来代替具有一定横截面尺寸的梁。因此选用梁单元(B31)进行模拟。它及适用于模拟剪切变形起主要作用的深梁，又适用于模拟剪切变形不太重要的细长梁。用梁单元建模具有模型简单，求解速度快等优点，但是前处理中要为每根梁定义截面形状、梁的切线方向和截面轴方向，工作量特别大。2.2.3 单元尺寸对车身结构进行离散时，所采用的单元尺寸对模拟车身结构力学特性的准确程度非常重要。在确定单元尺寸大小时，存在计算精度和时间之间的矛盾

28、。从计算精度方面来说，单元尺寸越小，节点数越多，计算精度就越高，但是这样计算时间长，成本较高。当单元尺寸减小的一定程度时候，车身有限元模型对结果的准确性提高幅度会很小，然而计算成本却急剧的增加。因此，在离散实际结构时，一定要平衡好这一对矛盾。车身蒙皮钢板选用的单元尺寸为：20mm20mm ,骨架梁单元的尺寸是20mm 。单元数量如表2.3所示 表2.3 单元和节点数目模型总节点总单元S4单元S3单元B31单元数目126056126033122781133419182.2.4材料属性车身蒙皮钢板是一种超过强度钢，内部骨架的材料为Q345。材料的重要参数如表2.4所示。表2.4 材料参数名称材料名

29、称屈服强度MPa弹性模量/MPa泊松比密度车身蒙皮12002100000.3车身骨架Q3453452.2.5车身与骨架的连接 车身蒙皮钢板与骨架是焊接在一起的，在分析过程中它们之间牢固的粘结着，不考虑彼此之间有分离的情况。为了建立骨架与钢板的刚性连接关系，使用ABAQUS软件中的Tie约束的方式，这种约束可以用来模拟焊接等刚性连接关系，被连接的两个面可以有不同的几何形状和网格。2.2.6 定义载荷车身的主要载荷包括车身自重、发动机和传动箱载荷、负载设备、空调载荷、车窗玻璃、乘员和座椅。如图2.3所示 图2.3 车身受力图示意图载荷大小、作用位置和作用方式如表2.4所示 表2.4 载荷大小与分布

30、载荷名称载荷大小/N数量作用位置作用方式车身自重446881车身各个节点位置体积力（body force）发动机和传动箱161211发动机承重梁线载荷（line load）负载设备58801乘员舱顶部圆孔附近均布载荷（pressure）乘员和座椅93112下v型板的斜侧板上均布载荷（pressure）每块玻璃39208车窗下边框上壳边载荷（shell edge load）空调载荷10781乘员舱顶部中心线均布载荷（pressure）2.3 车身有限元分析的技术指标2.3.1 强度指标根据强度准则，强度是指机器或机械零件抵抗断裂、表面接触疲劳和塑性变形的能力。车身的主要失效形式是局部发生断裂或塑

31、性变形。对于由塑性材料组成的车身，因在外力作用下，车身处于三向复杂应力状态，所以按第四强度理论计算车身应力，其强度条件为 （3-1）式中、为主应力，许用应力的计算公式为： （3-2）其中为材料的屈服极限，为许用安全系数，轻型越野车车身骨架安全系数2，轻型越野车车架安全系数3。为了保证该越野车的足够安全，选用车身钢板安全系数，车身骨架安全系数，把安全系数代入（3-2）得出车身蒙皮钢板的许用应力=600MPa，车身骨架=230MPa。2.3.2 刚度指标刚度是指零件抵抗弹性变形的能力。越野车在静止或者行驶的情况下由于自重和负载的作用使车身产生弹性变形不得超过允许的限度，称之为车身的刚度要求。刚性准

32、则的一般表达式（广义的弹性变形量小于等于许用变形量）为 （3-3）式中y 为许用变形，目前，车身结构的刚度应该满足什么样标准尚无定论，也没有同类车型的越野车刚度评价标准，选用载货汽车车架和后置发动机的客车变形量的最大值都不得超过10mm456做为参考标准。车身刚度的另一种研究方法是开口变形率7。它是对角线的变化值与对角线的原始长度的比值。如图2.4、2.5所示车身左侧第一处车窗和乘员舱后门框对角线a、b示意图。当开口出现变形的时候，一条对角线变长，另一条会变短。无论对角线变长还是变短，取变化最大的研究开口变形率。开口变形的大小决定了紧急情况下车门能否开启。若开口变形过大可能造成车门开启困难，在

33、紧急情况下不利于乘客的逃生。另外大的变形会挤压挡风玻璃，使得玻璃更容易破损。也会造成车体密封不严，会出现灰尘、雨水和噪声的渗入。图2.4 第一处车窗 图2.5 乘员舱后门框2.4 水平弯曲工况2.4.1 载荷与边界条件越野车静止或者匀速行驶在平坦的路面时，由于路面的支反力和车身自重的作用使车身产生静弯曲。这一模型类似于经典的简支梁结构，梁的一端固支，另一端铰支，在梁的中部加一个垂直向下的作用力。梁相当于车身，车轮相当于固定点，作用力大小取决于车身各处的静载荷和垂直加速度的值。越野车在满载的情况下进行水平弯曲计算，所受的力包括：车身自重、车窗玻璃、重力发动机和传动箱、空调和负载、乘员和座椅等。车

34、身与车架采用高强度螺栓连接，在连接位置施加约束。如图2.6所示车身底板俯视图，车身底板与车架连接位置左右两侧各五处，左右位置相同，图中只标出来右侧位置。箭头指向汽车前进方向。连接位置1、2位于动力舱底板，对应的是汽车右前轮。连接位置3、4、5是乘员舱底板右侧的三处支架，用来与车架连接，对应越野车的中、后轮。整车的坐标系的原点如图2.6所示，x轴经过车身底板的纵向中轴线， y轴经过第二处支架的中心， z轴垂直于车底板向上。水平弯曲工况的约束条件是：左前轮约束y、z方向平动自由度；右前轮约束z方向平动自由度；左后两个车轮处约束x、y、z方向平动自由度；右后两个车轮处约束x、z方向平动自由度。图2.

35、6 车身底部约束位置示意图1-动力舱底板右侧第一处约束位置；2-动力舱底板右侧第二处约束位置；3-乘员舱底板右侧第一处约束位置；4-乘员舱底板右侧第二处约束位置；5-乘员舱底板右侧第三处约束位置2.4.2 强度计算结果与分析如图2.7所示弯曲工况下车身应力分布图，高应力区主要集中在车身与车架的螺栓连接点处， Mises应力最大值为135.6MPa，位于车身底部左侧第一处支架上如图2.8所示，其余部位应力值相对较小。如图2.9所示乘员舱顶板应力云图，由于车身顶部空调和负载设备的重力作用，使得乘员舱顶板对应位置横梁与纵梁交接位置出现了较大的应力，其Mises应力值为126.9MPa。图2.10为乘

36、员舱车窗侧板Mise应力云图，乘员舱侧板与顶板交接处也出现了较大的应力值，其值为110.3MPa，其原因一方面是空调和负载的重力作用，另一方面是顶板和侧板的交接处类似于简支梁的根部，当在简支梁的一端施加作用力时，结果是梁的根部应力最大，受力的位置位移最大。如图2.11所示动力舱隔板应力，Mises应力的最大值为49.6MPa，应力主要分布在隔板的下侧边缘与车身连接的位置。如2.12所示乘员舱隔板应力图，Mises应力的最大值10.49MPa，应力主要分布的区域在隔板门框下侧的内边缘。如图2.13所示后门框应力图，最大Mises应力值为35.92MPa，出现在门框的内侧尺寸突变的位置。水平弯曲工

37、况下车身钢板Mises应力最大值为135.6MPa，远小于许用应力600MPa，所以车身强度是安全的，并且有较大的安全富余。图2.14为车身内部骨架的Mises应力图，应力最大值为28.76MPa，出现在驾驶舱斜侧板处。即使是最大的应力值也远小于梁材料的许用应力230MPa。所以此种工况下车身骨架有较大的强度富余。 图2.7 车身应力分布图 图 2.8 应力最大的支架 图2.9 乘员舱顶板应力图 图 2.10 乘员舱车窗应力图 图2.11 动力舱隔板应力图 图2.12乘员舱隔板应力图图2.13 后门框应力图 图2.14 内部骨架应力分布图2.4.3 刚度计算结果与分析在水平弯曲工况下该越野车最

38、大位移发生在乘员舱顶板空调和负载设备之间的位置。如图2.15车身位移云图所示，合位移最大值为3.098mm。如图2.16、2.17和2.18所示车身在水平弯曲工况下x、y、z方向位移图。x方向位移的最大值是-0.1886mm（负号表示与规定的方向相反），出现在乘员舱隔板中间靠上的位置。y方向位移的最大值为-0.5832mm，出现在左车窗侧板的中部。z方向位移的最大值为-3.098mm，出现在乘员舱顶板中轴线上。如图2.19所示乘员舱顶板位移图，最大合位移为3.098mm。如图2.20所示乘员舱隔板位移云图，最大合位移为0.3799mm，出现的隔板门框上边缘的中间部位。车身钢板的最大位移值3.0

39、98mm小于参考的评价标准10mm，所以判断水平弯曲工况下车身钢板的刚度合格，而且有较大的刚度富余。图2.12为车身内部骨架的位移云图，梁合位移的最大值为3.031mm，图中指出了发生最大位移梁所在的位置。出现在乘员舱顶板从后往前第四段横梁上。产生最大位移的原因一方面是空调重力、负载和钢板自身的重力作用，另一方面乘员舱顶板的两个方向跨度都较大，即离支撑点的距离较远，造成这些位置的刚度相对薄弱。车身骨架x、y、z方向位移的最大值分别为-0.00576mm，-0.529mm，-3.031mm。车身骨架的最大变形量为3.031mm也小于参照评价标准10mm，所以车身骨架刚度合格。图 2.15 车身合

40、位移图 图2.16 车身x方向位移图图2.17 车身y方向位移图 图2.18 车身z方向位移图 图 2.19 乘员舱顶板位移图 图2.20 乘员舱隔板位移图 图 2.12 内部骨架位移分布图水平弯曲工况下，主要开口部位的变形，如何计算的？如表2.5所示。 最大变形量仅为0.11mm，出现在乘员舱后门框，其相应的变形率0.00614%。这一变形量远不会影响车门的开闭。表2.5 主要变形部位的开口变形量工况位置原长/mm变化量的绝对值/mm相对变化率/%水平弯曲驾驶舱门框1216.10.060.0049乘员舱第一风窗框5160.0370.072乘员舱第二风窗框5460.0180.00329乘员舱第

41、三风窗框5460.0130.00238乘员舱第四风窗框5460.0440.0073乘员舱后门框1788.960.110.006142.5 极限扭转工况2.5.1 载荷与边界条件 汽车行驶在崎岖不平的道路上时，由于路面的不平度使得车身承受非对称支撑下的静态扭转载荷。在扭转工况下，动载荷在时间上变化缓慢，所以车身的扭转特性可以看做是静态的。实验证明，静载荷和动载荷所测得的车身薄弱环节是一致的4。因此，以越野车在满载情况下右前轮悬空为例,就车身所在极限扭转工况下的应力和位移分布进行计算。极限扭转工况下的载荷与车身在水平弯曲工况下相同，在此不再重述。右前轮悬空的极限扭转工况的约束条件是：约束左前轮y、

42、z方向的平动自由度；为了模拟右前轮悬空的情况，释放右前轮的所有自由度；约束左后两个车轮x、y、z方向的平动自由度；约束右后两个车轮x、z方向的平动自由度。2.5.2 强度计算结果与分析如图2.13，2.14所示，极限扭转工况下车身上的最大Mises应力值为337.9MPa，大于静弯曲工况下的应力，且出现在车身右侧第一处支架上。如图2.15所示，动力舱底板的Mises应力最大值为215.8MPa，出现在动力舱底板的左侧螺栓连接位置。该连接位置与乘员舱右侧的第一处支架承担了主要的由于右前轮悬空而产生的多余载荷。由于对车身约束状况的不同，车身的其它部位应力均有所改变，但是都小于支架和动力舱底板位置。

43、如图2.16所示，乘员舱车窗所在钢板Mises应力最大值为103.5MPa。极限扭转工况下车身钢板的最大Mises应力值337.9MPa，小于许用应力600MPa，所以车身钢板有较大的强度安全裕度。如图车身骨架的最大Mises应力值为22.55MPa，位于前挡风玻璃框的右侧。其值小于许用应力230MPa,所以此种工况下车身骨架具有较大的强度富余。图2.13 车身的应力分布图图2.14 支架的应力分布图图2.15 动力舱底板图2.16 乘员舱车窗应力图 图 2.17内部骨架应力分布图2.5.3 刚度计算结果与分析右前轮悬空的极限扭转工况下，由于自重和发动机载荷的作用使得车身的右前端向右下偏斜。如

44、图2.18所示，整车的最大合位移仍然出现在乘员舱顶板负载设备和空调之间的位置，位移值为3.813mm。整车x方向的位移最大值-0.045mm，出现在车的右前端。y方向位移的最大值为2.329mm，出现在车顶后部。z方向位移最大值为-3.329mm，也就是整车最大合位移发生的位置。图2.19为乘员舱顶板位移云图，在极限扭转工况下最大的垂直位移出现在这块钢板上。与静弯曲工况（图2.11）相比，最大的位移点不是在顶板的中轴线上，而是向右侧有所偏移。车身钢板的位移的最大值3.813mm，小于刚度的参考评价标准10mm，所以判断该车身刚度合格，并且有较大的刚度富余。如图2.20所示内部骨架的位移图，合位

45、移的最大值为3.779mm，图中指出了发生最大位移梁所在的位置。骨架x、y、z方向位移的最大值分别为-0.043mm，2.312mm，-3.298mm。位移的最大值3.779mm，小于刚度的参考评价标准10mm，所以判断该车骨架刚度合格，并且有较大的刚度富余。 图 2.18 车身位移云图图 2.19 乘员舱顶板位移云图 图 2.20 内部骨架位移分布图在极限扭转工况下车身各个开口部位的变形量如表2.6所示。通过这些数据明显可以看出，乘员舱后门框的开口变形量的绝对值和相对变化率与其它开口部位相比较大，其值为1.53mm，相对变化率的最大值仅为0.085%，这一变形量不会影响车门的开闭。表 2.6

46、 主要变形部位的开口变形量 工况位置对角线原长/mm变化量绝对值/mm相对变化率/%扭转工况驾驶舱门框1216.10.40.032乘员舱第一风窗框5160.040.0078乘员舱第二风窗框5460.020.036乘员舱第三风窗框5460.010.018乘员舱第四风窗框5460.040.0073乘员舱后门框1788.961.530.0852.6 紧急转弯工况2.6.1 载荷与边界条件汽车在满载的情况下紧急转弯，车身除了受到乘客及车辆载荷外还受到横向的惯性力的作用。惯性力对车身钢板及骨架施加较大的弯矩作用，尤其当以较快的车速转弯时惯性力更大。另外惯性力的大小还与转弯半径和车载质量有关，转弯半径越小，车载