一新型客車鈑金式車架的側翻仿真與結構改進

龔運息，林志立

（廣西科技大學 工程研究中心，柳州 545006）

0 引言

車架是底盤中的重要承載部件，客車的所有總成與零部件都安裝在車架上，并使所有組成部分保持一定的相互位置，所以車架除了要具有足夠的強度外，還必須具有足夠的剛度。車架是支承客車各個部件并傳遞工作載荷的承載結構，由于中部所受到的彎矩最大，所以中部的斷面高度最大，由此向兩端的斷面高度逐漸減小，如此一來，可以使應力分布均勻，又減輕了質量[1]。

現有的文獻資料主要集中在客車車架的滿載靜壓及彎扭結合的模態分析，局限于靜力學分析范疇[2～5]，關于車架動力學分析的論文較少，對隨車身側翻時車架側翻的應力、變型和能量的變化鮮有研究。有學者[6]提出我國需要進一步普及強制性標準，提高客車的安全性，重視動態研究，很有必要且意義重大。在此以鈑金式客車車架為研究對象，依照2014年7月1日頒布的GB 17578-2013《客車上部結構強度要求及試驗方法》[7]，應用HyperWorks 12.0前后處理軟件和LS-DYNA 971求解器對客車進行側翻碰撞仿真分析，找出結構缺陷，提出改進方案，為車架的結構改進提供參考依據。

1 車架有限元模型

客車車架與車身的裝配關系效果如圖1所示，車架主要由左右兩根長縱梁及若干根短橫梁焊接成形，車架的縱梁、橫梁采用鋼板沖壓成槽形結構或空心管柱結構。車架左右縱梁上有許多安裝孔，用來安裝轉向器、鋼板彈簧、燃油箱、蓄電池等支架。

圖1 客車車身與車架示意圖

1.1 模型的簡化

為了準確地計算客車車架的力學特性，在建立車架有限元模型前，根據求解問題的要求對車架進行幾何清理與簡化[8]。簡化措施是：1）去除車架上對計算結果影響較小的零件；2）移去縱梁、橫梁和支架等零件的小孔、圓角和倒角；3）對導入的幾何模型進行拓撲修復，保持正確的連接關系；4）抽取鈑金件幾何模型的中性面。

1.2 有限元模型的建立

車架的有限元模型是通過導入使用UG軟件建立的三維CAD車架模型到HyperMesh中，進行模型簡化、劃分網格等得到的。該車架采用殼單元來模擬結構的力學特性，以四邊形單元為主、三角形但元為輔劃分網格，基本的單元尺寸為10mm。采用梁單元Bar2（Beam））來模擬焊點，反映主從關系的剛性單元（RBE2）模擬螺栓連接與焊接。車架采用彈塑性材料Q345，彈性模量E=2.1×105MPa，泊松比μ=0.3，密度ρ=7.8×10-9t/mm3，屈服極限σb=345MPa。左右縱梁的厚度為3mm，橫梁的厚度為3mm～4mm，支架厚度為3mm～5mm。經離散化后的客車車架有限元模型如圖2所示。

圖2 客車車架有限元模型

2 邊界條件

2.1 傾翻平臺的定義

客車傾翻試驗描述：客車在總有效質量下，平放在一個可以傾斜的水平平臺上，該平臺距碰撞平面的高度是800mm，客車在沒有搖晃與不受任何外力影響的情況下，隨著該平臺不超過5°/s（0.087rad/s）的角速度側翻到碰撞平面上，測量和記錄側翻過程中及側翻后車內生存空間的變化。

在這里，客車車架的側翻仿真計算是把車架放在整個客車中進行的，為了減少計算時間，一般把開始計算的位置放在不穩定的平衡位置，如圖3所示。

圖3 整車傾斜示意圖

2.2 初始條件

在客車側翻碰撞分析中，需要對整個模型定義初始角速度為0.087rad/s。設定方法為：繞X軸的旋轉點位置值是前或后剛化輪胎距地面最近節點的位置值，旋轉的方向按照總體坐標的右手法則判定。

整個模型的重力加速度設定，定義方法為：在Curve Editor界面中，建立重力加速度曲線Curve，然后在Card卡片中選擇剛建立的加速度曲線Curve，設定加速度曲線的縮放系數SF為1.0。

2.3 接觸定義

在客車側翻碰撞分析中，應該對客車車架與相連接的零部件、車胎與側翻平臺等所有可能存在物理接觸的模型之間定義接觸，防止有限元模型發生穿透，確保計算的穩定性與準確性[9]。

在本算例中，所有部件之間的接觸設置成“單面自動接觸”類型，輪胎與側翻平臺之間的接觸設置成“自動面面接觸”類型，所有焊點與各部件之間的接觸類型設置成“焊點接觸”類型。為了避免額外的噪聲產生，靜、動摩擦系數（Fs、Fd）定義為相同的值，對所有接觸的靜、動摩擦系數定義為0.1。

3 傾翻計算

3.1 應力分析

LS-DYNA采用顯示積分算法來求解側翻仿真問題，所得計算結果的應力具有一定的參考價值，最大變形時刻的應力云圖如圖4所示，用八個位置點標記。從圖4發現，這些應力的高應力區域都位于車架與車身的結合部位。其中有兩個位置點出現最高的應力374MPa、347MPa，已經超出材料的屈服極限值（σb=345MPa），說明車架存在結構設計上的缺陷，必須對車架結構進行改進設計。

圖4 最大變形時刻的應力云圖

3.2 變形分析

最大變形時刻的變形云圖如圖5所示。從圖5發現，在客車的側翻碰撞過程中，車架與車身結構的結合部位發生非線性大變形，產生明顯交叉干涉，車架承受來自車身的較大沖擊力。此外，還發現此新型客車車架的第六、七橫梁與車身結構的橫梁錯開，自然會產生彎矩，這種車架的結構設計也是不合理的。

圖5 最大變形時刻的變形云圖

3.3 側翻能量變化

客車側翻過程的能量變化，根據能量守恒定律，有以下關系：

式中： Ek為動能 ，Eu為內能，Ef為摩擦耗能，Ew為外部荷載作功，Eqb為周邊媒介阻尼耗能。

為了加快計算速度，在顯示分析中采用縮減積分算法，即單元計算時積分點數少于實際個數。但是這種操作，會造成一種單元的零能模式，造成沙漏（hourglass energy），產生零應變和應力。一般認為，計算結果沙漏能小于總能量的5%時，側翻仿真的計算才是可靠的。

客車側翻及車架的能量變化曲線如圖6所示。其中圖6(a)為客車側翻能量變化、圖6(b)為車架縱橫梁的動能、內能變化、6(c)為車架縱橫梁的沙漏能。

從客車側翻能量變化圖可知，客車碰地時刻是在1.38s，最大變形時刻是在1.7s，從側翻能量變化曲線來看，從碰地時刻到最大變形時刻的整個過程，動能基本上轉化轉內能，計算過程是連續、穩定的，沙漏能占總能的比例小于5%，符合能量變化要求，所以計算結果是可信的[10]。

在整個側翻碰撞計算過程中，由圖6(b)車架縱橫梁的動能、內能可知，左右縱梁的能量變化較大，而橫梁的能量變化較小，這也表明左右縱梁在大變形碰撞過程中產生了較大的變形，在1.42s時動能達到6.33×105N.mm，然后開始轉化為內能直至1.7s為止。

圖6 客車側翻及車架能量變化曲線

4 結構改進

針對上述車架的應力、變形與能量變化分析，已經明確了車架中左右縱梁承受較大的應力、變形與能量變化。結構改進的對象，應首先著重考慮左右縱梁的結構優化，確保左右縱梁的強度。其次，若有必要再進行橫梁的的結構優化?；诖?，提出以下結構改進建議，以提高該車架的強度，優化傳力路線，從而改善其抗側翻安全性。

優選方案：

1）增加兩邊縱梁的厚度。將兩邊縱梁的厚度從3mm更改為4mm，提高縱梁的強度；

2）調整車架的橫梁布局。朝車架的尾部方向，向后水平移動車架第六橫梁95mm、第七橫梁130mm至車身地板橫梁的正下方位置，從而優化車架結構的傳力路線，減小彎矩。

預留備選方案：

1）增加車架的橫梁數量?？梢钥紤]增加1～2根橫梁。

2）圓柱管狀橫梁改成“U”型鈑金橫梁，加大橫截面積，提高抗彎強度。

執行優選方案做結構改進后，參照前文所述方法，再次將HyperMesh軟件輸出的K文件提交LS-DYNA進行求解，所得的計算結果如表1所示。結果表明，車架與車身結合處的高應力降低到材料屈服極限內，車架其他部位的變形也有所減小，強度得到改善，滿足設計要求。預留備選方案暫不執行。

表1 結構改進前后位移與應力對比

5 結束語

車架結構的改進，涉及到安全與成本問題。車輛安全與成本之間，安全首先是放在第一位的。在確保安全的前提下，也需要盡量降低制造成本。因此，結構的優化就顯得非常重要。本研究依據GB 17578-2013規定的客車碰撞安全性法規，采用有限元分析求解側翻碰撞仿真問題，分析車架在側翻碰撞狀態下的應力、變形與能量變化情況，發現車架的強度不足之處，并提出改進方案。該車架的側翻仿真分析，對其他車型的車架結構改進具有一定的參考價值。當然，同時進行包括靜力學和動力學分析在內的完整的力學分析，將會給車架設計提供更加可靠的解決方案。

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