以某電動客車為例，對其車身強度進行ANSYS有限元分析，并對其進行輕量化設計。

   8 m電動客車是國家“863”重點項目。作為電動客車，其動力總成為電池組。電動客車車架承載也與一般客車不同，一般后置式發(fā)動機客車安裝發(fā)動機的位置，現(xiàn)放置電池，行李艙位置也放置電池，要求車身結構強度和剛度必須足夠。而車身輕量化對提高客車的動力性，降低成本，延長行駛里程，提高經濟性都有重要意義。因此，如何優(yōu)化車身結構，在保證強度和剛度滿足使用要求的情況下使其輕量化非常重要，而且也是該車設計中一個關鍵的問題。 

   1 車身模型的建立 

   (1) 首先，通過在三維設計軟件PROE上建立電動大客車的整車結構幾何模型。然后，利用ANSYS軟件[ 2 ]建立該車整車的詳細有限元模型。

   (2) 電動客車的骨架采用標準的矩型管型材組焊而成，因此，在用有限元進行車身結構計算時，采用梁單元模型，其優(yōu)點是劃分的單元數(shù)目和節(jié)點數(shù)目少，計算速度快，而且模型的前處理工作量不大。 

   (3) 采用梁單元時，做了以下一些簡化： 

   ① 略去蒙皮和某些非承載構件，如面板、窗玻璃等。 

   ② 將車身中的各微曲梁直化處理，對側圍和頂蓋中一些曲率較小的構件近似地看作由直梁單元分段組成。 

   ③ 對兩個靠得很近但并不重合的交叉連接點簡化為一個節(jié)點處理。 

   ④ 對兩個并聯(lián)焊在一起的梁當作一根梁，相應橫截面積加大。 

   ⑤ 取約束、載荷作用點處為梁單元節(jié)點。模型中載荷、約束模擬真實的精確程度對整體結構的位移、應力影響很大。因而載荷的類型、作用點、大小，約束的類型、作用點應盡量逼近實際情況。

   由于采用了簡化處理，會使結果出現(xiàn)誤差，但從簡化措施來看，相當于降低了整車的強度和剛度，會使應力結果偏大，是一種偏安全的分析，因此是比較可靠的。 

   2 載荷和約束處理 

   電動客車使用情況不是很復雜，基本上是在城市普通公路上行駛，因此選取彎曲、扭轉、緊急制動和急轉彎四種工況。

   2.1彎曲工況 

   根據(jù)GB /T 6792 - 1996《客車車身骨架應力、變形測量方法》，彎曲工況主要是對客車滿載狀態(tài)下，模擬客車在靜態(tài)下，或良好路面下勻速直線行駛時的應力分布和變形情況。 

   載荷處理：結構自重、各裝備重量、乘客重量。座位上的乘客與座椅載荷分配到相近的節(jié)點上；站立乘客載荷均布于車廂通道地板上，電池載荷均布于其支撐梁上；控制箱、空調、電機及其控制器、空氣壓縮機、電容等載荷則各自平均分配到相應的支撐節(jié)點。 

   約束處理：將懸架彈簧與車架連接點6個方向自由度全部約束。 

   2.2 緊急制動工況 

   緊急制動工況主要考慮當客車以最大制動加速度017 g制動時，地面制動力對車身的影響。由于低地板客車前后橋均采用空氣懸架，空氣彈簧僅能承受垂向力，而縱向和橫向力必須通過拉桿傳遞到車架上，此時，拉桿及拉桿座將承受較大的拉壓載荷，必須具有足夠的強度。 

   載荷處理：除了集中載荷同彎曲工況外，在X方向上還要附加- 0.7 g的慣性力。 

   約束處理：同彎曲工況。 

   2.3 急轉彎工況 

   急轉彎工況主要考慮當客車以最大轉向加速度014 g轉彎時，慣性力對車身的影響。與緊急制動工況類似，橫向力必須通過拉桿傳遞到車架上，此時，拉桿及拉桿座將承受較大的拉壓載荷，必須具有足夠的強度。 
   載荷處理：除了集中載荷同彎曲工況外，在Y方向上還要附加014 g的離心力。 

   約束處理：放松一側Y方向的位移約束。 

   2.4 扭轉工況 

   扭轉工況主要考慮一個車輪懸空而另一車輪抬高時施加在車橋上的扭矩的作用。這是最嚴重的扭轉工況，但在電動大客車的使用過程中不易出現(xiàn)，因此計算時只將左前輪懸空。此種扭轉工況下的動載，在時間上變化得較緩慢，其扭轉特性可以近似地看作是靜態(tài)的，許多實驗結果也都證實了這一點，即靜扭實驗下的骨架強度可以反映出實際強度。因此，利用靜扭轉試驗可以反映出車身骨架的實際強度。 

   載荷處理：同彎曲工況。

   約束處理：去掉下沉的前輪的約束。 

   3 計算結果分析 

   按照所給工況和載荷、約束條件，分別建立模型進行計算，得出車身骨架最大應力及最大位移。

   由計算結果可知：在這幾種工況下，大部分車身骨架應力值都不太大，最大處均在后懸架連接部位，以左前輪懸空車身扭轉時為最大。該車骨架均采用16 Mn， 由《機械設計手冊》可知： σb = 470 ～620MPa，取中間值550MPa，可得最小安全系數(shù)為 n =σb /σ = 550 /307.958 = 1.79

   由于計算時用的是極限工況，且最大應力值只出現(xiàn)在后懸架連接點，而其它部位的應力很小，所以安全系數(shù)能滿足要求。

   4 車身輕量化設計

   通過對電動客車車身骨架有限元建模計算，結果表明，該車身骨架的強度和剛度有足夠余量。實際上，本模型由于略去了蒙皮和非承載構件的影響，所計算的車身強度和剛度比實際的偏低，而應力分布不均衡，大部分車身的應力不超過100 MPa，因此，進行輕量化分析是很有實際意義的。

   (1) 選擇輕量化結構件的原則：

   ①該部件的質量在車身結構件總質量中占有較大的比重。 

   ②該部件的改變對整車的剛度影響不大。

   (2) 通過客車車身各部分結構件對整車剛度影響的分析，采取如下措施：

   ①各種工況下，頂棚骨架應力都較小，考慮將其中間位置的橫、縱梁的厚度由2 mm縮小到1.5mm。 

   ②車身左右圍的骨架側窗上、下縱梁的厚度由2 mm縮小到1.75 mm；部分橫梁由2 mm 縮小到1.75 mm；斜支撐梁全部由2 mm縮小到1.5 mm。 

   ③將應力低的底架牛腿、橫梁、縱梁的厚度縮小。底架斜支撐梁厚度由原來的2 mm縮小到1.5mm。

   (3) 將輕量化后的車身再次進行有限元計算，在最危險的扭轉工況下，最大應力為307.958 MPa，最大變形為17.193 mm。其最大應力位置與輕量化前的相同，是后懸架面與后橋連接點。

   從結果分析得出，經過輕量化后電動客車車身骨架總質量減少了98.32 kg， 占原車總質量的9.7% ，而整車的最大應力只增加了1.3%， 為307.958MPa，仍在允許范圍內，變形量也不大，只增加了原來的0.7%。

   5 結束語

   本文采用ANSYS有限元軟件對8 m電動客車進行了強度和剛度分析。通過計算表明，該車身骨架的強度和剛度有足夠余量。根據(jù)結果對車身進行了輕量化設計：在車身的強度和剛度滿足要求的條件下，車身骨架總質量可減少98.32 kg，占原車總質量的9.7%。