客车车身骨架疲劳强度分析[周俊杰，严伊莉][郑州大学化工与能源学院，郑州450001][ 摘要] 运用有限元方法建立了某轻型客车车身骨架的有限元模型，在确定载荷的简化和施加方法后，进行了该车身骨架在满载弯曲工况下的有限元仿真，以此在ANSYS Workbench的Fatigue（疲劳）模块对其进一步的疲劳分析，为该车车身骨架的优化设计和进一步研究提供了理论依据。
[ 关键词] 车身骨架；有限元；疲劳分析Fatigue strength analysis of bus body frame[ZHOU Jun-jie, YAN Yi-li][School of Chemical and Energy, Zhengzhou University, Zhengzhou 450001,China] [ Abstract ] Finite element modeling of the bus framework is established by using finite element methods. When the simplified load and load way exerting on the framework areensured，the finite element simulation of bus framework is executed under fully loadedbending condition. And then further fatigue analysis with ANSYS Workbench Fatiguefinishes. These results provide theoretical basis for optimization and further study of thebus framework.[ Keyword ] Bus framework；Finite element analysis；Fatigue analysis1前言车身骨架是客车的主要承载结构，车身骨架的强度、刚度及疲劳性能都直接影响着客车的使用寿命、安全性、操作稳定性等基本性能。
本文运用通用有限元分析软件对某客车车身进行了准静态疲劳强度分析，为该车车身骨架的优化设计和进一步研究提供了理论依据。
2车身骨架几何模型的建立在建立几何模型时主要进行了以下简化措施[2]：（1）略去车身骨架蒙皮及非承载件，如挡风窗玻璃、车门、座椅等。
（2）不考虑发动机组、燃油箱、空调机组等，只简化为集中载荷添加到模型中对于位置。
（3）对车顶及侧围部分的一些曲率较小的构件近似看作直梁来处理。
（4）整个客车骨架结构存在大量的纵横梁交叉连接处，对于这些接头位置的焊接连接采用合并节点的形式进行模拟。
建立好几何模型如下图1所示。
图1 客车车身骨架几何模型3车身骨架有限元模型建立3.1单元的选取该客车车身骨架结构大都是通过薄壁杆件以及薄板冲压件焊接组装而成，同时为了后面ANSYS Workbench中疲劳分析的便利，建模时选取壳单元为模型单元类型。
3.2网格划分通过计算网格尺寸为15，20，30，40时的车身骨架模型，分别得到不同网格数下最大应力、最大位移比较，最后确定的网格尺寸为30mm。
该模型大部分结构采用四边形单元划分；对于几何形状较复杂的区域采用了三角形单元离散，以充分利用三角形单元的适应性强的优点。
划分好的模型节点为51882个；单元为53996个。
3.3载荷的处理及边界条件（1）载荷处理模型客车车身骨架所承受的载荷包括自重、集中载荷和均布载荷，载荷可按如下方式处理：客车骨架的自重在ANSYS Workbench中定义材料属性时输入材料的密度，在施加载荷时输入重力加速度，注意重力加速度方向应竖直向下；集中载荷一般是外部载荷作用的范围较小，近似等价为集中作用于一点的载荷。
比如，发动机、燃油箱、机组空调等载荷，这些载荷都可以以集中载荷的形式添加在对应的质心位置。
均布载荷一般是指外部载荷作用在结构上一定的面积或长度上，比如司机、乘客的载荷等。
具体载荷质量及加载位置如表1所示。
表1 客车各零部件重量以及位置坐标序号部件质量（kg）位置坐标1 发动机320 -990,0,3002 油箱及燃油系统120 1260,760,-2503 空调及压缩机200 -4 前钢板簧50 0,470,-180；5 后钢板簧50 3300,470,-260；6 备胎50 4600,0,-2907 前桥320 0,0,-3708 后桥400 3300,0,-4409 离合器20 -660,0,16010 变速箱96 -310,0,9011 乘客人数2550 -12 司机65 -（2）边界条件本文考虑的是准静态下的疲劳分析，故此处边界条件即满载弯曲工况下的约束：约束前、后轮与车桥相连的位置处，总体上约束6个方向的自由度。
4满载弯曲工况有限元分析疲劳分析是基于结构的有限元分析结果，结合载荷变化历史和材料的疲劳参数，应用相应的疲劳累积损伤模型来预示结构的疲劳寿命。
因此进行疲劳分析前首先需要一个有限元计算的结果。
本文以满载弯曲工况为例，使用的模型约束及加载情况详细如前面所述，经计算，其结果云图，如图2~3所示。
图2 整车骨架变形云图图3 整车骨架应力云图由以上云图可知，车身骨架大部分区域应力较低，但有部分骨架结构连接处出现了较大的应力，如底架前中部（发动机前置原因）以及车身右侧骨架前、后门处主要是右侧骨架两个开口结构的影响，局部最大应力（应力集中）分别达到198.1MPa及174.56MPa ；最大变形位置发生在车身底架前中部，为8.0721mm。
5车身骨架疲劳分析5.1车身骨架准静态疲劳分析疲劳寿命可定义为由于循环载荷导致裂纹产生及扩展，最后因裂纹导致构件最终被破坏。
疲劳分析使用累积破坏法，根据应力或应变时间关系曲线图来估算疲劳寿命。
CAE疲劳分析是以结构有限元分析结果为基础的，通过结构FEA求构件的应力分布，判断构件的疲劳危险部位，并结合疲劳载荷谱和材料应力疲劳周期（S-N）曲线来进行疲劳分析。
本论文客车车身骨架采用材料Q235，如图4所示，为Q235的S-N曲线。
图4 Q235钢S-N曲线在有限元计算结果基础上加载了材料的S-N曲线，就可以对车身骨架进行疲劳分析。
以材料的S-N曲线为参考，在进行总体寿命分析时将零部件内所有点的应力应变信息和材料的S-N数据结合，求得每一点的疲劳寿命，并对整车结构的疲劳情况进行评估。
在ANSYS Workbench Fatigue模块中，输入疲劳分析的制定参数，分析后的结果，如图5~6所示。
图5 车身骨架循环次数图图6 疲劳分析结果局部图5.2疲劳结果分析由于本文的载荷谱并非真实试验的载荷谱，因此所得到的疲劳寿命分布云图不能直接说明骨架的疲劳寿命，故不采用此方法直接评价车身骨架的疲劳寿命。
本文采用相对疲劳寿命的方法，即通过骨架各部位的损伤度的大小来评价车身的相对疲劳强度分布。
用损伤度估算车身骨架强度的思路：损伤度是描述车身骨架在受到一个循环载荷下所形成的疲劳损伤，损伤度的值越大，该部件的疲劳寿命越短，结构强度相对越弱。
计算疲劳损伤度的思路是：首先根据材料S-N曲线由等效应力幅计算出该应力幅下所等效的循环次数，然后根据线性疲劳累计损伤理论计算出疲劳损伤度的大小。
根据线性疲劳累积损伤理论的知识，车身骨架在每受到一次载荷循环时的疲劳损伤是一样的，假设一次载荷循环的损伤度是n，那么N次载荷循环次数的疲劳损伤就是N×n。
当车身骨架所受到的损伤累积到1时，就认为材料到了疲劳极限，要发生疲劳破坏。
因此损伤度大小就是循环次数的倒数[3]。
现在将准静态疲劳分析下的最危险节点的循环次数和疲劳损伤度，如表2所示。
表2 危险节点列表序号位置循环次数损伤度1 前门立柱与底架连接处 1.4675e5 6.814e-62 中门立柱与底架连接处 2.9886e5 3.346e-63 中门立柱与车顶连接处 4.0693e6 2.457e-74 底架前部7.6713e6 1.314e-7从上表可以看出，前门立柱与底架连接处的循环次数最少，为1.4675e5；同时它的损伤度为 6.814e-6，在所列的单元列表中是损伤度最大的一个。
用疲劳损伤度来判断，此处即是疲劳强度最低的地方。
同静力分析结果相比，位置基本一致。
在没有真实的疲劳载荷谱的情况下，用疲劳损伤度代替疲劳寿命来考察车身骨架的结构疲劳强度是可行的，这种考察的方式称为相对疲劳寿命法。
6结论本文对车身骨架进行了准静态疲劳分析，通过疲劳损伤度的大小来考察车身骨架的相对疲劳寿命，用于在真实的道路载荷谱未知的情况下用损伤度代替疲劳寿命估算车身骨架疲劳强度。
通过分析，得到最危险节点单元的相对疲劳寿命，从而为该车车身骨架的改进和研究提供了参考依据，具有一定的工程价值。
[参考文献][1]朱健,苏小平,陈本军.客车车身骨架准静态疲劳强度分析[J].机械设计与制造.2010,9（9）:99～101.[2]孙立君,谭继锦,蒋成武,等.多工况下客车车身骨架轻量化研究[J].汽车科技,2010. 3(5): 20～24.[3]陈军,刘成,王仲范.动态载荷峰值分布及在疲劳损伤分析中的应用[J].振动、测试与诊断,2004(2):149～152.[4]高云凯,李翠,崔玲等.燃料电池大客车车身疲劳寿命仿真分析[J].汽车工程.2010,32(1):7～12.[5]林忠钦,王玉瑞.客车骨架疲劳寿命的试验研究[J].福州大学学报.1994,22(2):107～109.。