張東貴，劉成武，肖開政，王乾廷，林光磊，范永達(dá)

(1.福建省閩鋁輕量化汽車制造有限公司，福建 南平 353000；2.福建工程學(xué)院 機(jī)械與汽車工程學(xué)院，福建 福州 350118；3.福建工程學(xué)院 材料科學(xué)與工程學(xué)院，福建 福州 350118)

據(jù)歐洲鋁協(xié)的研究表明，汽車質(zhì)量每降低100 kg，每100 km可節(jié)約0.6 L燃油；汽車每減重10%，油耗可降低6%～8%[1]。物流欄板車的車身結(jié)構(gòu)作為主要的承載基體，它的強(qiáng)度、剛度以及典型工況下的靜態(tài)特性關(guān)系到安全性、操控性及平順性,其輕量化研究將帶來十分可觀的節(jié)能效益。

在輕量化材料的應(yīng)用研究上，有專家學(xué)者在輕卡、客車和SUV等車上對車架、懸掛系統(tǒng)、主銷連接等結(jié)構(gòu)采用了鋁合金材料，經(jīng)過仿真分析驗(yàn)證了輕量化措施的可行性[2-6]，也有學(xué)者對現(xiàn)存的鋁、鎂合金如何與普通鋼合理裝配提出見解[7]。關(guān)于車身結(jié)構(gòu)優(yōu)化，有學(xué)者減小某載貨車前橋的橫截面尺寸改變臨界載荷進(jìn)行減重[8]。更多專家學(xué)者通過多學(xué)科多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì)的方法開展深入系統(tǒng)的輕量化結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析研究[9-12]。

相較于傳統(tǒng)的合金鋼，鋁合金在比剛度、比強(qiáng)度、抗腐蝕性及機(jī)械加工性能均有明顯的優(yōu)勢，采用鋁合金能夠?qū)崿F(xiàn)較大減重。目前關(guān)于鎂鋁合金等輕量化材料的研究成果已大量應(yīng)用在汽車上，但大多集中在客車與轎車的零部件，而將鋁、鎂合金輕量化材料應(yīng)用在物流欄板車上的相關(guān)文獻(xiàn)見諸不多，因此對該類車型進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)，對于提高其載貨重量和燃油經(jīng)濟(jì)性具有重要意義。本研究以鋁合金欄板車為研究對象，對其車身(包括車架)結(jié)構(gòu)進(jìn)行典型工況靜態(tài)特性仿真分析，探究車身結(jié)構(gòu)的應(yīng)力分布狀況，從而為欄板車的輕量化設(shè)計(jì)與應(yīng)用提供指導(dǎo)。

1 有限元模型的建立

1.1 車架和車身結(jié)構(gòu)特性

欄板車車架是由兩根通長的槽鋼縱梁和數(shù)根橫梁構(gòu)成的穿梁式車架，其中，縱梁是采用優(yōu)質(zhì)錳板埋弧焊接成工字形的鵝頸式結(jié)構(gòu)，橫梁沖壓成槽型并貫穿縱梁進(jìn)行整體焊接，車架采用噴丸處理。欄板車的地板和側(cè)墻等車身部位為鋁合金擠壓型材，牽引銷以及支腿等底架為優(yōu)質(zhì)鋼板鍛造，欄板采用封閉型腔鋁合金型材結(jié)構(gòu)形式。車架總長為16 000 mm，高1 500 mm，寬3 000 mm，質(zhì)量1 469 kg,車身側(cè)墻腹板高度500 mm。

根據(jù)其欄板車的二維結(jié)構(gòu)工程圖構(gòu)建三維實(shí)體模型，在導(dǎo)入有限元軟件HyperWorks之前，在不影響車身車架力學(xué)性能的前提下，對實(shí)體模型進(jìn)行合理簡化：(1)略去某些蒙皮和某些非承載結(jié)構(gòu)，計(jì)算結(jié)果與實(shí)際相比安全性更好；(2)采取殼單元來模擬現(xiàn)實(shí)安裝在車身(包括車架)上規(guī)則的型材；(3)基于車身和車架結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度和剛度受附件的復(fù)雜形狀影響較小，因此可略去附件在車身上的形狀。

1.2 車身有限元模型的建立

經(jīng)過簡化后的車身模型為車身與車架組合的裝配體，采用HyperWorks軟件中提供的殼單元來模擬車身和車架結(jié)構(gòu)，采用焊點(diǎn)單元來模擬車架中橫梁與縱梁以及車架與車身不同材料之間連接的焊點(diǎn)，經(jīng)過單元網(wǎng)格的合理劃分，最終得到離散的車身-車架有限元模型，如圖1所示。整個(gè)欄板車車身模型包括1 314 590個(gè)單元、1 176 090個(gè)節(jié)點(diǎn)和29 862個(gè)焊點(diǎn)單元。

圖1 車身-車架有限元模型Fig.1 Finite element model of the body structure and the frame

欄板車車身選用6061T6鋁合金型材，車架中局部采用Q345B結(jié)構(gòu)鋼制作，其余全部為6系鋁件制作，通過傳統(tǒng)電阻點(diǎn)焊將鋼件和鋁件焊接在一起，材料具體應(yīng)用部位如圖1(b)所示。實(shí)際應(yīng)用在車架和車身部位的材料力學(xué)特性可依據(jù)GBT6892-2006和GBT1591-2008選取，如表1所示。

表1 欄板車車身(包括車架)材料力學(xué)參數(shù)

1.3 載荷與邊界條件處理

作為欄板車承受載荷之一的車身(包括車架)的重量以均布載荷分布施加在對應(yīng)的節(jié)點(diǎn)上，載貨重力可作為集中載荷以支點(diǎn)跨距的形式分布到面或節(jié)點(diǎn)。根據(jù)滿載要求，在有限元模型中進(jìn)行重量加載，用質(zhì)量單元均布在鋁合金車身上，總重34 t。其中，前端梁加載3 t，后端梁加載2 t，主縱梁29 t。計(jì)算分析時(shí)，在車架縱梁鵝頸部位的連接盤區(qū)域約束除繞Y軸和Z軸轉(zhuǎn)動外其余4個(gè)方向的自由度，在后端6個(gè)輪胎處，左后側(cè)約束Y軸和Z軸移動自由度，右后側(cè)約束Z軸移動自由度，具體配重與約束如圖2所示。

圖2 載荷處理與邊界約束Fig.2 Load handling and boundary constraints

2 欄板車身及車架的靜態(tài)特性有限元分析

欄板車在實(shí)際物流運(yùn)輸時(shí)會采取不同的行駛工況，有時(shí)載貨駛過凹坑或發(fā)生側(cè)傾，有時(shí)也會緊急減速或碰到路障快速轉(zhuǎn)彎，這就導(dǎo)致欄板車的受力狀況時(shí)刻變化，這些復(fù)雜行駛狀況帶來的附加載荷必須由高強(qiáng)度和剛度的車身結(jié)構(gòu)保障安全。試驗(yàn)選取最具代表性的4種工況：水平彎曲、極限扭轉(zhuǎn)、緊急制動、緊急轉(zhuǎn)彎，通過有限元分析靜態(tài)特性獲得車身結(jié)構(gòu)的應(yīng)力分布情況。

2.1 工況設(shè)置

由于路況不好會對欄板車車身造成不小的沖擊載荷，在仿真時(shí)需要對不同工況考慮1.5至2.5的動載荷系數(shù)。設(shè)定彎曲工況動載荷系數(shù)2.5，制動工況、轉(zhuǎn)彎工況、扭轉(zhuǎn)工況的動載荷系數(shù)為1.5。根據(jù)半掛車的實(shí)際行駛工況及JT/T389《廂式貨車技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)》的要求，具體工況加載如表2所示。

表2 工況設(shè)置

注：g為重力加速度

2.2 典型工況強(qiáng)度分析

2.2.1 水平彎曲工況

彎曲工況下通常模擬欄板車在平整路面下勻速行駛或滿載時(shí)的應(yīng)力分布，主要評估欄板車在此狀態(tài)下各部位的強(qiáng)度和剛度，為將仿真結(jié)果盡可能符合真實(shí)行駛場景，對欄板車底板施加34 t的均布載荷，此工況的邊界約束條件是：約束牽引銷X、Y、Z向的平動自由度及X向的轉(zhuǎn)動自由度，約束左后3輪Y、Z向自由度，約束右后3輪Z方向的平動自由度。

完成前處理任務(wù)后，經(jīng)后處理模塊HyperView仿真得到了在滿載彎曲工況下車架與車身的應(yīng)力分布情況，圖3表示欄板車鋼制部分和鋁制部分在該工況下整體的應(yīng)力值和應(yīng)力最大值處，為使最大應(yīng)力處清晰查看，將變形后的結(jié)果做了一定放大處理。

由圖3可知：緊急轉(zhuǎn)彎工況下，其中最大等效應(yīng)力303.1 MPa發(fā)生在車架鋼制部分的鵝頸處工字梁下翼板處，屈服強(qiáng)度為345.0 MPa；欄板車鋁制部分側(cè)墻中部的部分應(yīng)力較集中，最大應(yīng)力值為194.4 MPa,材料屈服強(qiáng)度為240.0 MPa?？芍獌商幾畲髴?yīng)力值均小于材料的屈服極限。車身及車架的強(qiáng)度都能滿足設(shè)計(jì)要求。

圖3 彎曲工況下欄板車應(yīng)力分布圖Fig.3 Stress distribution diagram of the pallet car under bending conditions

2.2.2 扭轉(zhuǎn)工況

扭轉(zhuǎn)工況主要采取將一個(gè)車輪抬高一定高度的懸空狀態(tài)仿真實(shí)際的車架扭轉(zhuǎn)此工況下評估負(fù)載車身自質(zhì)量和最大載質(zhì)量的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力分布。載荷處理將板簧連接點(diǎn)強(qiáng)迫Z向位移+20 mm，此時(shí)的邊界約束條件是：約束牽引銷X、Y、Z向的平動自由度及X向的轉(zhuǎn)動自由度，約束左右輪Z方向的平動自由度，對右后3輪Y方向的強(qiáng)制位移20 mm。

同樣經(jīng)過HyperView后處理流程完成后得到欄板車在極限扭轉(zhuǎn)工況下車架和車身的等效應(yīng)力云圖和應(yīng)力最大值產(chǎn)生處。為表示最大應(yīng)力值處更明顯，將車架受力變形的結(jié)果進(jìn)行一定的放大，如圖4所示。

圖4 扭轉(zhuǎn)工況下欄板車應(yīng)力分布圖Fig.4 Stress distribution diagram of the pallet car under torsion

圖4(a)、(b)分別是欄板車車身及車架在緊急扭轉(zhuǎn)工況下的局部應(yīng)力圖，最大應(yīng)力出現(xiàn)在車架的板簧懸架處加強(qiáng)筋，其應(yīng)力值為320.1 MPa發(fā)生在鋼制部位，鋼材應(yīng)力值小于材料的屈服強(qiáng)度值(345.0 MPa)；欄板車鋁制部分形變部位與彎曲工況一致，應(yīng)力集中發(fā)生在欄板側(cè)墻中部，最大應(yīng)力值為211.7 MPa。因?yàn)樽畲髴?yīng)力值均小于相應(yīng)結(jié)構(gòu)材料的強(qiáng)度要求，可認(rèn)為強(qiáng)度合格。

2.2.3 緊急制動工況

滿載的欄板車在緊急制動時(shí)會因最大制動加速度產(chǎn)生沿縱向的慣性力作用，這種載荷劇變會使車身應(yīng)力顯著變化，此工況分析地面制動力對車身與車架的影響。除了在垂向施加1.5g重力，另外將縱向-0.7g的慣性力施加在車架上，邊界條件與水平彎曲工況一致。

經(jīng)過有限元模擬仿真后得到了欄板車在緊急制動工況下的應(yīng)力云圖，對應(yīng)力值較大處進(jìn)行適當(dāng)?shù)姆糯?，圖5(a)為欄板車鋼制部分局部應(yīng)力圖，圖5(b)為欄板車鋁制部分局部應(yīng)力圖。

圖5 緊急制動工況下欄板車應(yīng)力分布圖Fig.5 Stress distribution diagram of the pallet car under emergency braking conditions

根據(jù)車架應(yīng)力云圖5(a)可知，緊急制動工況下，車身結(jié)構(gòu)中鋼材應(yīng)力值最大為271.8 MPa，出現(xiàn)在牽引銷處鋼板區(qū)域，其應(yīng)力值小于鋼材的屈服極限345.0 MPa，認(rèn)為強(qiáng)度符合要求。由圖5(b)可知該工況下，欄板車的鋁材部分應(yīng)力值最大為154.5 MPa，側(cè)墻中部處應(yīng)力值小于鋁材的屈服強(qiáng)度值(240.0 MPa)，但應(yīng)力仍相對集中值得注意。

2.2.4 緊急轉(zhuǎn)彎工況

欄板車在緊急轉(zhuǎn)彎時(shí)其車身結(jié)構(gòu)在承受自身及載貨重量以外還會受到離心力作用產(chǎn)生側(cè)傾載荷，該工況主要考慮欄板車在側(cè)向慣性力作用下的受力狀況，分析其鋼制和鋁制部位能否滿足承受由緊急轉(zhuǎn)彎引起的側(cè)傾載荷。此工況的載荷施加是基于彎曲工況，另將橫向-0.4g的橫向加速度施加在車架上，邊界條件與水平彎曲工況一致.

利用HyperWorks進(jìn)行求解計(jì)算，在經(jīng)過一系列的前后處理得到欄板車在緊急轉(zhuǎn)彎工況下車架及車身的應(yīng)力分布情況，如圖6所示。

圖6 緊急轉(zhuǎn)彎工況下欄板車鋁制部分局部應(yīng)力圖Fig.6 Stress distribution diagram of the pallet car under emergency turning conditions

經(jīng)分析，緊急轉(zhuǎn)彎工況下欄板車中鋼材應(yīng)力值大于300.0 MPa的區(qū)域有1處，最大應(yīng)力出現(xiàn)在板簧懸架支座處，其應(yīng)力值為316.6 MPa，鋼材應(yīng)力值小于材料的屈服強(qiáng)度值345.0 MPa。欄板車鋁制部分最大應(yīng)力值為197.5 MPa，出現(xiàn)在側(cè)墻中部處，其應(yīng)力值小于鋁材的屈服強(qiáng)度值(240.0 MPa)，欄板車車身結(jié)構(gòu)都能滿足強(qiáng)度要求。

3 車身結(jié)構(gòu)輕量化改進(jìn)與校核

基于上述應(yīng)力分布狀況，此欄板車車身與車架能滿足不同工況的強(qiáng)度要求，但是在各工況下均有較大的設(shè)計(jì)余量，存在一定的改進(jìn)空間。在扭轉(zhuǎn)、緊急轉(zhuǎn)彎工況下，板簧懸架處與側(cè)墻中部局部應(yīng)力過大，為了防止在輕量化結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)局部應(yīng)力進(jìn)一步增加，也需要進(jìn)行結(jié)構(gòu)的改進(jìn)，本文從以下措施驗(yàn)證輕量化的可行性：

(1)將車架上第8根連接兩個(gè)縱梁之間的橫梁前移80 mm，以避開與板簧懸架處加強(qiáng)筋的連接，減少該處應(yīng)力集中。

(2)壁厚減薄。將車身側(cè)墻腹板壁厚由30 mm減少為26 mm；將車架縱梁壁厚由8 mm減少為6 mm。

經(jīng)過以上改進(jìn)設(shè)計(jì)的車身結(jié)構(gòu)的質(zhì)量由原來1 469 kg減少到1 386 kg，質(zhì)量減少了83 kg，與車架原來的質(zhì)量相比減少了5.7%，實(shí)現(xiàn)了輕量化目標(biāo)，通過校核，改進(jìn)后的車身結(jié)構(gòu)仍能滿足各工況的強(qiáng)度要求。針對一些工況下局部應(yīng)力過大問題，改進(jìn)后的車身結(jié)構(gòu)應(yīng)力集中效應(yīng)得到明顯改善；由于車身結(jié)構(gòu)壁厚有所減薄，各工況下的欄板車身側(cè)墻中部的最大應(yīng)力變大，但仍在滿足強(qiáng)度要求的合理范圍內(nèi)。其中，局部應(yīng)力最大的扭轉(zhuǎn)工況下，板簧懸架處加強(qiáng)筋的最大應(yīng)力從原來的320.1 MPa降低至304.6 MPa，車身側(cè)墻中部的應(yīng)力從211.7 MPa增加至223.4 MPa，應(yīng)力云圖如圖7所示。

圖7 改進(jìn)后的欄板車車身結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖Fig.7 Stress nephogram of the body structure of the improved pallet car

4 結(jié)論

本研究基于輕量化設(shè)計(jì)目標(biāo)對鋁合金欄板車進(jìn)行了車身結(jié)構(gòu)靜態(tài)特性仿真分析，欄板車車身與車架在滿載彎曲、扭轉(zhuǎn)、緊急制動和緊急轉(zhuǎn)彎4種典型工況下的應(yīng)力分布均在材料的屈服極限內(nèi)；在存有一定設(shè)計(jì)余量的基礎(chǔ)上，通過減薄壁厚以及移動橫梁的方式改進(jìn)了車身結(jié)構(gòu)，改進(jìn)后的車身結(jié)構(gòu)既符合各行駛工況的強(qiáng)度要求，車身質(zhì)量也有所降低，滿足了輕量化設(shè)計(jì)要求，為欄板車的輕量化結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與應(yīng)用提供了依據(jù)。

經(jīng)過設(shè)計(jì)改進(jìn)的車身結(jié)構(gòu)在某些局部部位仍有一定的安全裕度，以欄板車車身結(jié)構(gòu)質(zhì)量最輕為優(yōu)化目標(biāo)的輕量化結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)有待進(jìn)一步分析與探討。