基於UG軟件的客車車身曲面設計，客車車身曲面不同於轎車車身曲面，其曲面最復雜的地方集中於車頭和車尾，側圍和頂蓋的曲面相對而言較為簡單。所以對於客車車身外表面最方便易性的構造方法是直接由車身的二維輪廓線出發，在計算機上繪制出車身的主要輪廓線，再由這些輪廓線出發構造車身外表面模型。由此，我們定出了9根車身外表面輪廓線，通過這些輪廓線可確定車身外表面的基本形狀。如側圍曲面可由。1曲線沿c2曲線平行掃掠構成;頂蓋曲面由c6,c4和c8曲線沿0曲線掃掠而成;後圍曲面由0和c9曲線沿c8曲線掃掠而成;前圍曲面較為復雜，除需要車身外表面主要輪廓線c5和c6曲線外，還需根據車身的造型特點，再另外構造3根曲線，才能生成前圍曲面。
側圍主視向輪廓線(客車左右側對稱，可任選壹根);側圍俯視向輪廓線(壹般中間是直線，兩端向前後圍縮壹偏移頂蓋側視向輪廓線;頂蓋主視向輪廓線(壹般頂蓋為大圓弧，兩端為與側圍主視向輪廓的上部相切的倒圓弧線);前圍與側圍相交處輪廓線
(客車左右側對稱c6:前圍與頂蓋相交處輪廓線c7:後圍與側圍相交處輪廓線(客車左右側對稱);c8:後圍與頂蓋相交處輪廓線;
c9:後圍側視向輪廓線。
為確保輪廓線的光順性，使用UG軟件的曲線分析功能，對這9根車身外表面輪廓線的曲率進行分析、編輯和調整。
3種分析方法:<br />
1.基於UG軟件的車身骨架設計
由於客車車身骨架截面在各個不同的空間位置上其形狀和大小都保持不變，故用UG構造客車車身骨架時，可采用曲面掃描法，求出骨架桿件截面的空間運動軌跡(即車身骨架桿件外表面中心線)，將該截面沿其空間運動軌跡掃掠即可得車身骨架的實體模型。又因為客車車身骨架是壹個空間多層次的桿件結構，分為底架，前圍、後圍、左側圍、右側圍和頂蓋六大部分，在具體設計時，先根據六大片的設計參數進行布局設計，壹般是先進行底架布局設計，確定底盤各總成的具體布置位置後，再根據底架設計中的壹些關鍵參數進行前、後圍、左右側圍及頂蓋的設計;然後利用在UG上已建立好的車身表面數字模型和骨架六大片布局設計參數求取車身骨<br />
架與車身表面數值模型的截交線即車身骨架桿件外表面中心線，構造出車身六大片的線框模型。根據客車車身結構需要，選取合適的骨架構件截面，如矩形、槽形、L形(角鋼)和工字型等，由此截面沿車身六大片的線框模型掃掠構造出車身六大片骨架實體模型。最後利用UG的裝配模塊，進行整車裝配，生成車身骨架圖。
2模型的簡化
因為建立車身有限元模型時，既要如實的反映客車車身實際結構的重要力學特性，又要盡量采用較少的單元和簡單的單元形態，以保證較高的計算精度及縮小解題規模。在有限元模型中，我們壹般人為的用壹根通過截面形心的直線來代替具有壹定橫截面尺寸的實際構件。所以在利用ANSYS軟件的數據接口程序導入在UG中完成的客車骨架結構圖時，只需導入車身骨架線框圖並對其進行以下簡化:1、略去蒙皮和某些非承載構件;2、將車身中的各微曲梁進行直化處理，側圍和頂蓋中壹些曲率較小的構件近視的看作由直梁單元分段組成;3、對於兩個靠得很近而又不重合的交叉連接點則可考慮簡化為壹個節點來處理。4、對於鄰接構件在空間交接的軸線不重合，出現了兩個離得很近的節點，在力學特性上它們的變形很接近，把它們簡化成壹對主從節點，這樣就避免了可能出現的總剛度陣的病態，同時也可提高結構分析的效率。5、對於空間疊交的兩焊接梁，若其中心線的距離a較大，平移其中壹梁中心線將引起不可忽略的誤差，則可於模型中加壹個長度為a的梁(該梁截面、材料特性參數為兩梁中較大者)來連接兩梁。例如，底橫梁與車架縱梁之間就存在著很大的“偏心”，橫梁置於車架縱梁之上，兩軸線相差距離為0.5(h+H)。為了使模型根接近實際，將底橫梁於車架縱兩連接處分量各節點考慮，並設其間有壹剛臂連接;6、對於兩同向焊接梁，因其焊接處強度近似於材料內部強度，故可將其視為壹根梁來簡化;
7、對線梁單元采取剛度補償的方法來降低誤差。以線單元表示梁，要滿足梁相交的空間拓撲關系，須將其中的某些梁單元線延長至相交，這樣處理將大大降低梁單元的剛度，使得位移解偏大而應力解偏小，同時增加了額外的重量。采用剛度補償的方法來降低誤差，經補償前後結果比較後，己驗證了該方法簡單有效。以梁單元xoy平面內彎曲((1軸為x軸，2軸為z軸)為例，說明該補償方法。采用二節點Hermite單元的有限元求解方程Ka=p的單元剛度矩陣K“和位移矢量1其中，l為梁單元沿1軸的長度，。，為單元節點1處的撓度，乓為單元節點l處的轉角，由於模型中的梁單元比實際的延長了△l，故可通過改變E或者Iz來抵消該變化，使K“基本不變。8、確定單元長度l。用有限元法分析梁彎曲問題時，於二節點Hermite單元中，試探函數(形函數)采用3階完全多項式，位移解的誤差是o(l小若梁單元長度過長，則會引起較大的位移誤差。在分析車身梁單元模型時，經FEA驗證當梁單元長度15400mm時，其解已收斂到足夠的精度。梁單元長度l也不應劃分得過小，若梁單元長度Z過小(接近於截面尺寸)，主從自由度的原理將不再適用，模型單元簡化為梁單元也就不合理。各相鄰梁單元長度1相差也不應過大，理論和實踐已證明，l相差過大將引起較大的剛度壁，這易導致剛陣病態而得不到方程組的解。根據以上模型的簡化原則，樣車車身骨架被劃分為3044個長度不等，截面形狀各異的單元和5929個節點。
3載荷處理
在車身計算模型中，載荷可按如下方式處理:1、對於車身骨架的自重，在ANSYS軟件前處理程序中輸入骨架材料的密度和重力加速度，程序便根據所輸入的單元截面形狀、實常數自動將單元載荷因子的信息計入總載荷，進行計算
2、安放在車身或車架上的汽車總成、設備重力，如發動機總成、備胎、蓄電瓶、油箱等，可作為集中載荷，按安放點的實際位置及各位置所分擔的重力，作用於相應的節點上。
3、載重力，如乘員及座椅的重力，可作為集中載荷，按支點跨距分配於相應梁的結點上。車上有站立乘員者，可按每平方實際站立人數，作為均布載荷作用於地板上並傳到底架梁單元上。由於在有限元法中認為內力或外力均由結點來傳遞，在整體剛度方程中的載荷項均為結點載荷。因此，當梁單元受有均布載荷或其他非節點載荷時，必須將其向結點移置，即將非結點載荷換算成作用在結點上的效果相當的集中載荷(稱等效結點載荷)。非結點載荷移置方法如下
有非結點載荷作用的單元的兩端位移完全約束住，再根據材料力學中求支反力的方法，求得梁單元兩端的反力，稱固端力，記作仇}02、將固端力反號，並進行坐標變換，即得整體坐標系中的等效結點載荷，可將它直接送入結構整體剛度方程的載荷向量中去進行計算。在ANSYS軟件中，如果先在車身有限元模型上加載再進行網格劃分能直接將非結點載荷轉換成等效結點載荷。<br />
4邊界約束條件
鋼板彈簧除了作彈性元件外，還起導向作用，因此其在各個方向上均有剛度，且其在其他方向上的剛度要比垂直方向上的剛度大得多，故用剛性梁壹柔性梁結構模擬鋼板彈簧。在約束處理中忽略輪胎的變形。懸架彈簧剛度K用水平柔梁的垂直彎曲剛度來等效;對於剛性梁，為使其受力時垂直位移遠小於水平柔梁的垂直位移，取其軸向剛度為6.0x106N/mm。剛性梁截面取為正方形，面積由式A=KxLIE計算。
5.強度分析工況<br />
客車的使用工況很復雜，有彎曲工況、扭轉工況、轉彎工況和加速工況等。理論分析、室內試驗和使用實踐都表明，直接關系到車身結構強度的主要是彎曲和扭轉兩種工況。<br />
I、彎曲工況<br />
客車在平坦路面上以較高車速行駛時，路面的反作用力使車身承受對稱的垂直載荷。它使車身產生彎曲變形，其大小取決於作用在車身各處的靜載荷及垂直加速度。在ANSYS中通過約束四車輪六個方向的自由度來模擬計算客車在平坦路面上，以較高車速滿載行駛產生對稱垂直動載荷時，車身的剛度和強度。2、扭轉工況<br />
扭轉工況是車身變形最嚴重的工況，壹般都是當汽車以低速通過崎嶇不平路面時發生的。此種扭轉工況下的動載，在時間上變化得很緩慢，當然此時慣性載荷也很小，所以，車身的扭轉特性可以近似的看作是靜態的，許多試驗結果也都證實了這壹點，即靜扭試驗下的骨架強度可以反映出實際強度。也就是說，靜扭時骨架上的大應力點，就可用來判定動載時的大應力點。文中將討論兩種扭轉工況，右前輪懸空工況和左後輪懸空工況。通過約束左後輪X,Y,Z方向的平動自由度和Z方向的轉動自由度，左前輪和右後輪Z方向的平動自由度，來模擬車身右前輪懸空，左後輪陷入坑中的扭轉工況。通過約束右前輪X,Y,Z方向的平動自由度和Z方向的轉動自由度，左前輪和右後輪Z方向的平動自由度，來模擬車身左前輪懸空、右後輪陷入坑中的扭轉工況。<br />
4.2.2剛度分析工況<br />
車身結構的剛度是指車身結構反映出的載荷與變形之間關系的特性。剛度不足，會引起車身的門框、窗框等開口處的變形大，以至車門卡死、玻璃砸碎、密封不嚴導致漏雨、滲水及內飾脫落等問題，還會造成車身振動頻率低、發生結構***振，破壞車身表面的保護層和車身的密封性，從而削弱抗腐蝕能力。車身剛度包括扭轉剛度和彎曲剛度兩部分，理論分析和許多試驗結果都表明，客車車身的彎曲變性很小，故只需考慮其彎扭工況下的扭轉剛度。我們用整車總長之間車身對角線相對扭角、左右上大梁的相對扭角狀況、底架兩縱梁的相對扭角狀況來表達車身的扭轉變形。<br />
4.2.3動態特性研究<br />
用模態綜合法來研究整車振動特性和動載荷時，車身結構的模態頻率是最重要的參數之壹。用它能夠預測車身與其它部件如懸掛系統、路面、發動機及傳動系等系統之間的動態幹擾的可能性，通過合理的設計可以避開***振頻率，壹般希望車身結構整體壹階模態頻率越高越好。<br />
<br />
4.3.1強度計算結果及分析<br />
1、彎曲工況<br />
彎曲工況下，車身的彎曲應力如圖4.3所示。彎曲應力集中的區域有:底架主縱梁與前後鋼板彈簧支撐梁位置處(50-90Mpa);車頂中部與側窗上沿的過渡連接區(30-40Mpa);中門立柱上半部的附近區域(10-30MPa);前門立柱上半部的附近區域(10-40MPa)。其中應力最大的地方是底架主縱梁與後鋼板彈簧支承梁位置處，應力值為90MPao<br />
<br />
2、右前輪懸空工況<br />
右前輪懸空工況下，車身X方向的應力分布如圖4.4所示。應力集中的區域有:底架主縱梁與前後鋼板彈簧支撐梁位置處(60-123Mpa);車頂中部與側窗上沿的過渡連接區(40-60Mpa):中門立柱上半部的附近區域(60-70MPa)。其中應力最大的地方是底架主縱梁與後鋼板彈簧支承梁位置處，應力值為123Mpao<br />
3、左後輪懸空工況<br />
左後輪懸空工況下，車身X方向的應力分布如圖4.5所示。應力集中的區域有:底架主縱梁與前後鋼板彈簧支撐梁位置處(80壹125Mpa);車頂中部與側窗上沿的過渡連接區(60壹90Mpa);中門立柱上半部的附近區域(90-177MPa)。其中應力最大的地方是中門上門梁位置處，應力值為177MPa<br />
<br />
通過上述三種工況的計算，我們知道彎曲工況下車身骨架的應力水平較小，應力值大於50Mpa的單元數目為30個，僅占單元總數的0.9%;右前輪懸空工況下，車身骨架的應力水平要比彎曲工況下的應力水平高很多。由於發動機後置，左後輪懸空工況(彎扭聯合工況)是客車行駛過程中最惡劣的工況。考慮到客車行駛過程中的動載荷、疲勞及材料缺陷引起的應力集中等問題，取安全系數為1.5，則骨架材料Q215A3鋼的許用屈服應力[cr]-153MPa，底架材料09SiV低合金結構鋼的許用屈服應力<br />
葉蔔220MPa。可以看出，在彎扭工況下，中門上門梁位置處的應力超過了許用應力，需要對門梁的截面尺寸進行優化。另外，從整個結構來看，應力分布是不均勻的，且大小相差幾個數量級。這無疑將造成材料的浪費，增大整個車身的重量。因此，從應力角度分析，可以通過優化方鋼厚度來合理經濟的使用材料。多梁相交處的應力值特別大，去掉壹些可取掉的單元後，交點處的應力值將大大降低。<br />
4.3.2剛度計算結果及分析<br />
1、右前輪懸空工況<br />
車身右前角區域從車頂至車架各部分均有較大的位移，而且越靠近角<br />
部位移越大，垂直方向向下的最大位移為11.868mm。車身變形如圖4.6<br />
<br />
4.3.3模態計算結果及分析<br />
模態分析主要是計算車身固有頻率和振型。整體車身空間框架模型的6階固有頻率如表4.9所示，前六階振型車身的變形如圖4.10-4.15所<br />
<br />
圖4.15車身骨架第六階振型圖<br />
車身骨架的動態優化設計要求車骨架的模態頻率錯開載荷激振頻率。同時為防止第壹階彎曲模態和第壹階扭轉模態的禍合效應，要求這兩種固有頻率錯開3Hz以上。雖然由於客車模型略去了蒙皮的影響，略去了非承載構件，所計算的車身固有頻率比實際的要低，但是該車前六階固有頻率集中在5-13Hz，而路面激勵頻率又往往低於20Hz，且第壹階彎曲模態和第壹階扭轉模態的固有頻率僅錯開了2Hz左右，因而在客車行駛過程中產生局部振動的構件受此激勵將在客車內部形成噪聲源，影響到乘客的乘座舒適性。<br />
4.4結論<br />
從原模型計算結果可以看出，該車車身骨架的高應力區***有3個部位:中門立柱附近區域;車頂中部與側窗上沿的過渡連接區和底架主縱梁與前後鋼板彈簧支撐梁位置處。2、由計算結果可知，該車在彎曲工況下，骨架的變形和應力均較小，表明該車在靜載下滿足強度和剛度要求;在左後輪懸空工況下，除了車身中門門上梁中間部位應力超過了許用應力，車身骨架的其他單元應力都未超過許用應力。而左後輪懸空工況是車身變形最嚴重的工況，實際上由於該車是城市公交車，不可能出現如此嚴重的扭轉工況，因此該車車身結構是能夠滿足強度使用要求。<br />
3、由計算結果可知，總體上車身骨架的變形量相對較小，對於車身剛度而言，從整體結構考慮，門窗對角線變形大小尤為重要。從整理的彎扭工況下車身骨架各節點變形數據中可看出，彎扭工況下各門窗對角線位移均較小，因此該車車身結構是能夠滿足剛度使用要求的。<br />
4、由車身模態分析可知，車身骨架前六階的固有頻率都低於20Hz，而路面激勵頻率又往往低於20Hz，這會造成車身骨架發生***振，造成車內噪聲過大，因此進行車身結構的動態優化設計，提高車身的固有頻率很有必要。<br />
<br />
5車身結構的優化設計<br />
5.1優化設計的基本概念壹般的工程問題都有許多可行的設計方案，如何根據設計任務和要求從眾多的可行性方案中，尋求壹個最好的方案，是設計工作者的首要任務。實踐證明，結構的優化設計是保證產品具有優良的性能，減輕結構自重或體積，降低工程造價的壹種有效方法。優化方法的出現可追溯到Newton,Lagrange和Cauchy時代，由Newton,Leibnitz和Weirstrass等奠定了變分學的基礎;Lagrange創立了包含特定乘子的約束問題優化方法，並將其命名為Lagrange乘子法;Cauchy最早應用最速下降法來求解無約束極小化問題。盡管如此在20世紀中以前，優化法的進展甚小。直到後來，高速計算機的出現，才使優化程序成為可能，促使了各種新方法的進壹步發展。五十年代以前，用於解決最優化問題的數學方法，僅限於古典微分法和變分法。無約束優化數值方法領域中的主要進展只是在60年代才在英國形成，數學規劃方法被首次用於結構最優化，並成為優化設計中求優方法的理論基礎，線性規劃和非線性規劃是其主要內容。1947年，Dantzig提出求解線性規劃問題的單純形法;1957年，Bellman對動態規劃問題提出了最優化理論。60年代初，Zoutendijk和Rosen對非線性規劃右很大貢獻。Canon,Fiacco和Mclomick的研究使很多非線性規劃問題能用無約束優化方法予以解決。幾何規劃是60年代由Duffin,Zener和Peterson發展起來的。概括來講，優化設計工作包括以下兩部分內容:1、將設計問題的物理模型轉變為數學模型，建立數學模型時要選取設計變量，列出目標函數，給出約束條件。2、采用適當的優化方法，求解數學模型，可歸結為在給定的條件下求目<br />
標函數的極值和最優化值的問題。機械最優化設計，就是在給定的載荷或環境條件下，在對機械產品的性能、幾何尺寸關系或其他因素的限制範圍內，選取設計變量，建立目標函數並使其獲得最優化值的壹種設計方法。實際的工程優化設計按其原理不同區分為數學規劃法和準則法兩個分支，按其優化層次不同可分為總體方案優化和設計參數優化。<br />
5.2ANS丫S軟件中的設計優化<br />
ANSYS程序提供了分析壹評估壹修正的循環過程對設計方案進行優化，對初始設計進行分析，根據設計要求對分析結果進行評估，然後對設計進行修正。重復執行這壹循環過程直到所有設計都滿足要求，得到最優設計方案。<br />
5.2.1優化方法<br />
ANSYS提供了零階方法和壹階方法兩種優化方法。絕大多數的優化問題都可以使用這兩種方法。零階方法(直接法)是壹個很完善的處理方法，其中有兩個重要的概<br />
念:目標函數和狀態變量的逼近方法，由約束的優化問題轉換為無約束的優化問題。該方法使用所有因變量(狀態變量和目標函數)的逼近，而不用他們的導數，用因變量的近似值工作，而不用實際函數;目標函數近似為最小值，而不是用實際的目標函數;狀態變量近似為使用設計約束，而不用實際狀態變量，可以很有效的處理大多數的工程問題。所有變量至少要適應所有的全部現有設計集，以形成近似式:<br />
壹階方法(間接法)基於目標函數對設計變量的敏感程度，使用因變量的壹階導數來決定搜索方向並獲得優化結果，因為沒有近似，所以精度很高，尤其是在因變量變化大，設計空間也相對較大時，更加適合於精確的優化分析。每次叠代涉及多次分析(對分析文件的多次循環)，以確定適當的搜索方向，因此分析時間較長。當零階方法不夠精確，而精度又非常重要時，要用壹階方法進行優化。<br />
5.2.2優化工具<br />
ANSYS程序還提供了壹系列的優化工具以提高優化過程的效率。優化工具是搜索和處理設計空間的技術。下面是常用的優化工具:單步運行:實現壹次循環並求出壹個FEA解。可以通過壹系列的單次循環，每次求解前設定不同的設計變量來研究目標函數與設計變量的變化關系。隨機搜索法:進行多次循環，每次循環設計變量隨機變化。可以指定最大循環次數和期望和理解的數目。主要用來研究整個設計空間，並為以後的優化分析提供合理解。往往作為零階方法的先期處理。等步長搜索法:以壹個參考設計序列為起點，生成幾個設計序列。按照單壹步長在每次計算後將設計變量在變化範圍內加以改變，用於設計空間內完成掃描分析。對於目標函數和狀態變量的整體變化評估可以用本工具實現。<br />
乘子計算法:是壹個統計工具，用二階技術生成設計空間上極值點上的設計序列數值。主要用來計算目標函數和狀態變量的關系和相互影響。最優梯度法:對用戶指定的參考設計序列，計算目標函數和狀態變量對設計變量的梯度，可以確定局部的設計敏感性。<br />
5.2.3優化變量<br />
設計變量、狀態變量和目標函數總稱為優化變量。設計變量為自變量，優化結果的取得就是通過改變設計變量的數值來實現的。狀態變量是約束設計的數值，是“因變量”，是設計變量的函數，狀態變量可能會有上下限，也可能只有單方面的限制，即只有上限或下限。目標函數是設計最小化或最大化的數值，是設計變量的函數。目標函數值由最佳合理設計到當前設計的變化應小於目標函數允差。壹個合理的設計是指滿足所有給定的約束條件(設計變量的約束和狀態變量的約束)的設計。如果其中任壹約束條件不滿足，設計就被認為是不合理的。而最優設計是既滿足所有的約束條件又能得到最小目標函數值得設計。(如果所有的設計序列都是不合理的，那麽最優設計是最接近合理的設計，而不考慮目標函數的數值)<br />
5.3車身骨架的優化設計<br />
5.3.1參數化優化模型<br />
進行車身骨架的優化設計首先必須要建立車身骨架的參數化模型，我們采用了車身骨架的早期靜態有限元模型，作為其參數化模型的原型。由於該模型的建立沒有參數化，所以必須重新劃分單元，簡化模型，使骨架單元數控制在4000個以下，模型的簡化過程中保持計算偏差在8%以內，然後提取簡化模型的節點、單元、形參、單元類型等模型信息，通過這些信息生成優化分析文件。車身骨架是壹個高次超靜定的復雜空間桿系結構，各桿件截面形狀並不相同，承受的載荷也非常復雜，如果將所有桿件截面參數都選取為設計變量，這是很不現實的。根據前面車身的靜力分析得出的計算結果，我們知道扭轉工況是車身承受的應力和扭轉最嚴重的工況，該車的剛度基本上達到要求，而強度不足，所以選擇扭轉工況下，車身骨架應力最高區，中「〕立柱附近區域、頂蓋中部區域和車身骨架應力相對較小的地方，後圍、<br />
側圍擱梁區域的桿件的截面尺寸參數作為設計變量。選擇車身骨架的應力作為狀態變量，以車身應力最大的五個點作為應力控制點，保證車身骨架的最大應力值小於材料的許用應力。選取車身重量作為目標函數，通過改變設計變量，在滿足車身應力強度的條件下，對車身進行輕量化。由於車身形狀比較復雜，精確計算車身<br />
重量比較困難，因此可以通過有限元分析計算單元的重量，然後逐個單元疊加來得到整體車身的重量。<br />
5.3.2計算結果<br />
采用ANSYS軟件提供的零階方法進行了30次叠代優化計算，車身總質量由以前的2169kg減少到2131kg;根據市場型材的規格及廠方實際生產條件，對主要桿件優化後的截面尺寸進行了尺寸處理，具體參數見表<br />
對彎扭工況下的車身，取優化後各桿件的截面尺寸，重新計算車身的彎曲應力，車身骨架在彎扭工況下的車身SX方向的應力分布如圖5.3所