劉恒，徐家川，張?jiān)?，亓偉東，曹琳琳，李迪，孫秀美

（1.255049 山東省 淄博市 山東理工大學(xué) 交通與車輛工程學(xué)院；2.255000 山東省 淄博市 山東科匯電力自動化股份有限公司；3.255000 山東省 淄博市 山東鑫能昆岡輕量化裝備制造有限公司）

0 引言

為了適應(yīng)愈加快速的社會節(jié)奏和人類的生活需要，半掛車在道路運(yùn)輸車輛中的地位越來越重要。作為商用車型，其運(yùn)載能力、成本控制是必須考慮的關(guān)鍵問題。車架作為半掛車的主要部件，如何在提高運(yùn)載利用率、避免車架斷裂、損壞的情況下，盡可能減少其質(zhì)量，達(dá)到輕量化的目的就變得十分重要。鋁合金材料相對于鋼鐵材料質(zhì)量較輕，耐腐蝕性能好，在半掛車領(lǐng)域的應(yīng)用具有一定優(yōu)勢。

關(guān)于鋁合金材料在汽車行業(yè)中的應(yīng)用，NAM[1]等人為了更準(zhǔn)確地預(yù)測汽車結(jié)構(gòu)的疲勞壽命，對某汽車鋁合金前副車架的疲勞壽命進(jìn)行了評估；席小松[2]等人從鋁合金在汽車上的應(yīng)用入手，針對一種新型6111 鋁合金，設(shè)計(jì)并分析了汽車車架結(jié)構(gòu)；GABRIELA[3]簡述了Audi 空間框架技術(shù)ASF 的發(fā)展，使鋁合金在部件連接技術(shù)中得到了高效的使用?？傊?，鋁合金材料在汽車行業(yè)中具有非常高的適用性。此外，遲壯[4]等人針對鋁制半掛車架及整車進(jìn)行水平彎曲工況、扭轉(zhuǎn)工況、制動工況下的靜強(qiáng)度分析，得到幾種工況下的應(yīng)力位移云圖，為油罐車的工藝優(yōu)化提供基礎(chǔ)，為實(shí)際生產(chǎn)提供幫助；王凱[5]等人以工業(yè)鋁合金為材料設(shè)計(jì)了一種新型的輕型城郊客車車架，進(jìn)行了多種典型工況的仿真分析，驗(yàn)證了6061 鋁合金應(yīng)用于客車車架輕量化設(shè)計(jì)的可行性。

1 有限元模型建立

本文所述車架主要采用鋁合金材料，應(yīng)企業(yè)要求對此車型做工況分析，驗(yàn)證車架是否滿足安全標(biāo)準(zhǔn)，并針對分析結(jié)果進(jìn)行適當(dāng)輕量化設(shè)計(jì)。該掛車車架總長13 866 mm，寬1 018 mm，主縱梁與14組橫梁為工字型結(jié)構(gòu)，采用鋁合金制成。車架整體連接方式主要有螺栓連接與焊接。由于鋁合金與鋼材物理性質(zhì)相差較大，熔點(diǎn)相差大，不能使用常規(guī)熔焊，鋁合金件與合金鋼之間多為螺栓連接。鋁合金部件之間通過焊接方式相連。掛車整體如圖1所示。

圖1 掛車整體示意圖Fig.1 Overall schematic diagram of trailer

在CATIA V5-6R2013 中進(jìn)行模型前處理，對車架進(jìn)行適當(dāng)簡化，刪除車架模型中對應(yīng)力影響不大的工具箱、側(cè)邊架等附屬結(jié)構(gòu)，簡化無關(guān)的工藝孔及倒角，以減少網(wǎng)格數(shù)量、提高網(wǎng)格質(zhì)量、提升計(jì)算精度，減少網(wǎng)格劃分和有限元分析計(jì)算的時(shí)間。

將簡化后的模型導(dǎo)入HyperMesh 劃分網(wǎng)格。車架模型為薄壁件，寬度長度方向尺寸遠(yuǎn)大于厚度方向尺寸，劃分網(wǎng)格需要使用殼單元，對簡化處理后的車架模型抽取中面處理，在抽取的中面上劃分網(wǎng)格并檢查網(wǎng)格質(zhì)量，網(wǎng)格尺寸為10 mm,單元數(shù)量為331 102。劃分網(wǎng)格后車架模型如圖2 所示。

圖2 劃分網(wǎng)格后車架示意圖Fig.2 Frame diagram after meshing

該車架主要采用鋁合金材質(zhì)，材質(zhì)型號主要為6061T6、6082T6，其中主縱梁采用6082T6，橫梁多采用6061T6 鋁合金。此外還采用了Q345 鋼、Q235 鋼和T700 鋼作為車架牽引銷和部分結(jié)構(gòu)連接件等。車架所用材料如表1 所示。

表1 車架材料屬性Tab.1 Frame material properties

2 車架工況

該掛車額定載質(zhì)量35 t，考慮實(shí)際承載過程中，由于各種不可控因素，載荷難以做到理想化均勻分布在左右縱梁上，故此處討論3 種情況：（1）前部載荷偏大，具體載荷分布為前部載質(zhì)量10 t，中部、尾部載質(zhì)量分別為12.5 t；（2）尾部載荷偏大，具體載荷分布為前部載質(zhì)量7.5 t，中部載質(zhì)量12.5 t，尾部載質(zhì)量15.0 t；（3）單側(cè)載荷偏大，具體載荷分布為單側(cè)縱梁載質(zhì)量分別為15 t 和10 t，每一側(cè)為均布載荷。載荷分布位置如圖3 所示。

圖3 載荷施加分布Fig.3 Load application distribution

2.1 彎曲工況

當(dāng)車輛靜止或者在路面上做勻速運(yùn)動，車輪與地面完全接觸，貨物的重量垂直作用在車架上，車架發(fā)生彎曲變形。模擬汽車滿載、靜止或勻速直線行駛時(shí)工況。

約束施加方式為車架前部牽引銷處節(jié)點(diǎn)6 自由度全約束。該車采用鋼板彈簧懸架，懸架前后兩端吊耳用于固定鋼板與后橋定位，在車輛運(yùn)行過程中僅能繞套筒做y 方向轉(zhuǎn)動，中間兩組吊耳處鋼板可延伸與移動，在限制鋼板彈簧位置的同時(shí)，隨著其上下運(yùn)動而前后運(yùn)動，故約束施加時(shí)車架左右側(cè)懸架A、D 處節(jié)點(diǎn)僅放開y 轉(zhuǎn)動方向自由度，懸架B、C 處約束z 方向平動及x、z 轉(zhuǎn)動方向自由度，具體的約束分布位置如圖4 所示。

圖4 懸架約束位置分布Fig.4 Distribution of suspension constraint position

該工況下位移、應(yīng)力云圖如圖5 所示。

從圖5（a）、圖5（c）、圖5（e）位移云圖可以看出，最大位移出現(xiàn)在車架鵝頸部后方，最大為單側(cè)情況下13.69 mm。從圖5（b）、圖5（d）、圖5（f）、圖5（g）應(yīng)力云圖可以看出，最大應(yīng)力分別出現(xiàn)在前縱梁與牽引銷板螺栓連接位置與懸架約束位置，最大應(yīng)力達(dá)到了179.5 MPa。縱梁所用材料為6082T6 鋁合金，屈服強(qiáng)度為275 MPa，安全系數(shù)k=275/179.5=1.53。鵝頸處最大應(yīng)力68 MPa，遠(yuǎn)低于屈服強(qiáng)度，車架總體滿足強(qiáng)度要求。

圖5 3 種載荷分布下彎曲工況結(jié)果云圖Fig.5 Cloud image of bending results under three load distributions

2.2 扭轉(zhuǎn)工況

車輛在不平路面行駛時(shí)，車輪駛過低洼路段時(shí)會脫離地面懸空，車架在彎曲的同時(shí)會發(fā)生扭轉(zhuǎn)的情形。模擬汽車滿載行駛時(shí)一輪懸空下的工況。

左前輪懸空時(shí)約束施加方式為車架前部牽引銷處節(jié)點(diǎn)6 自由度全約束，車架懸架左側(cè)A 處不施加約束，右側(cè)A 處僅放開y 轉(zhuǎn)動方向自由度，懸架左右側(cè)B、C 處約束z 方向平動及x、z 轉(zhuǎn)動自由度，左右側(cè)D 處僅放開y 轉(zhuǎn)動方向自由度，具體約束分布位置如圖4 所示。

該工況下位移、應(yīng)力云圖如圖6 所示。

圖6 3 種載荷分布下扭轉(zhuǎn)工況結(jié)果云圖Fig.6 Cloud image of torsion results under three load distributions

由圖6（a）、圖6（c）、圖6（e）位移云圖可知，扭轉(zhuǎn)工況下最大位移相較彎曲工況下向后方有所偏移，數(shù)值為19.99 mm。根據(jù)文獻(xiàn)[6]彎扭聯(lián)合工況下車架最大豎向位移許可值為30 mm，所以符合要求。從應(yīng)力云圖得出，最大應(yīng)力位置分布為前縱梁與前橫梁連接加強(qiáng)板和懸架位置約束處，此時(shí)最大應(yīng)力為228.4 MPa，加強(qiáng)板所用材料為Q345，屈服強(qiáng)度345 MPa，安全系數(shù)k=345/228.4=1.51。鵝頸處最大應(yīng)力81.9 MPa，遠(yuǎn)低于屈服強(qiáng)度。懸架處應(yīng)力最大為209.6 MPa，安全系數(shù)k=275/209.6=1.31，安全系數(shù)略低。此處情形和簡化鋼板彈簧建模將約束直接施加在該位置有關(guān)，這導(dǎo)致約束附近產(chǎn)生應(yīng)力集中，在掛車實(shí)際行駛中不會發(fā)生這種情況。

2.3 制動工況

模擬汽車滿載行駛時(shí)制動剎車下的工況。此時(shí)，車架除受重力外，還要受到數(shù)值等于φ=0.7（道路附著系數(shù)）倍重力的制動力的作用。除了施加各相應(yīng)位置垂直載荷外，由于減速或緊急制動時(shí)車輛會前傾，為模擬該工況下因慣性力作用產(chǎn)生的載荷變化，于載荷施加面沿X 軸正方向添加0.7G 慣性力來模擬。

約束施加方式與彎曲工況相同。車架前部牽引銷處節(jié)點(diǎn)6 自由度全約束，車架左右側(cè)懸架A、D 處節(jié)點(diǎn)僅放開y 轉(zhuǎn)動方向自由度，懸架B、C 處約束z 平動方向及x、z 轉(zhuǎn)動自由度，具體約束分布位置如圖4 所示。

該工況下位移、應(yīng)力云圖如圖7 所示。

圖7 3 種載荷分布下制動工況結(jié)果云圖Fig.7 Cloud image of braking condition results under three load distributions

由圖7 位移云圖可知，制動工況下貨物慣性載荷并沒有對車架位移造成過大影響，數(shù)值為13.69 mm。從圖7 應(yīng)力云圖可知，最大應(yīng)力位置分布與彎曲工況下相似，此時(shí)最大應(yīng)力為193.2 MPa,位于懸架位置，安全系數(shù)k=275/193.2=1.42，鵝頸處最大應(yīng)力71.1 MPa，滿足強(qiáng)度要求。

2.4 轉(zhuǎn)彎工況

模擬車輛滿載轉(zhuǎn)向時(shí)工況。由于車架結(jié)構(gòu)左右對稱，僅考慮右轉(zhuǎn)向工況結(jié)構(gòu)的性能。除了施加相應(yīng)位置垂直載荷外，車輛在轉(zhuǎn)彎時(shí)往往伴隨著減速，此時(shí)車架結(jié)構(gòu)除了受到垂直方向的載荷之外，還要受到因離心力產(chǎn)生的橫向慣性載荷以及因降速產(chǎn)生的縱向慣性載荷的作用。離心力公式為

式中：m——載重，m=35 000 kg；v——車速，v=10 km/h；r ——轉(zhuǎn)彎半徑r=12 m。

故于載荷施加面的X 正方向添加制動慣性力的同時(shí)，在Y 正方向施加轉(zhuǎn)彎產(chǎn)生的慣性力F。

約束施加方式與彎曲工況相同。車架前部牽引銷處節(jié)點(diǎn)6 自由度全約束，車架左右側(cè)懸架A、D 處節(jié)點(diǎn)僅放開y 轉(zhuǎn)動方向自由度，懸架B、C 處約束z 方向平動及x、z 轉(zhuǎn)動自由度，具體約束分布位置如圖4 所示。

該工況下位移、應(yīng)力云圖如圖8 所示。

圖8 3 種載荷分布下轉(zhuǎn)彎工況結(jié)果云圖Fig.8 Cloud image of turning condition results under three load distributions

由圖8 的位移云圖可知，轉(zhuǎn)彎工況下車架位移最大為16.95 mm，符合要求。從應(yīng)力云圖可知，最大應(yīng)力位于前縱梁與牽引銷板螺栓連接處，為186.7 MPa，安全系數(shù)k=275/186.7=1.47，鵝頸處最大應(yīng)力78.56 MPa，滿足強(qiáng)度要求。

2.5 工況總結(jié)

由應(yīng)力云圖可知，滿載彎曲、制動、轉(zhuǎn)彎工況下，由約束施加的方式所致，最大應(yīng)力多出現(xiàn)在懸架位置，扭轉(zhuǎn)工況下前橫梁連接加強(qiáng)板螺栓連接處應(yīng)力最大，但能夠滿足強(qiáng)度要求，4 種工況下車架鵝頸處的應(yīng)力值相差不大，且遠(yuǎn)小于屈服強(qiáng)度，可以推測此車型在鵝頸部存在一定的結(jié)構(gòu)冗余。車架最大位移出現(xiàn)在車架鵝頸處后部、主縱梁位置，位移量在許可范圍內(nèi)。

3 車架優(yōu)化

通過4 種工況下應(yīng)力云圖可知，車架鵝頸處應(yīng)力滿足要求且遠(yuǎn)低于屈服強(qiáng)度。下面針對鵝頸處板料做參數(shù)優(yōu)化。鵝頸部結(jié)構(gòu)如圖9 所示。

圖9 車架鵝頸部Fig.9 Frame gooseneck

3.1 確定設(shè)計(jì)變量

車架鵝頸處包含有多個(gè)部件，其中主縱梁尺寸的變化會對車架整體多處應(yīng)力產(chǎn)生較大影響，相對而言，鵝頸腹板、立板等部件擁有較大的優(yōu)化余地。

將優(yōu)化變量寫成矩陣形式：

式中：xi——各部件的厚度。

3.2 確定目標(biāo)函數(shù)

此次車架優(yōu)化的目的是在滿足其剛度強(qiáng)度等性能的前提下，找到質(zhì)量最輕的結(jié)構(gòu)形式。將車架總質(zhì)量M（x）作為目標(biāo)函數(shù)：

式中：V（x）——體積；ρ——密度。

3.3 確定約束條件

此次車架分析是為了驗(yàn)證其安全性能，故優(yōu)化需要保證其有足夠的強(qiáng)度。采用第四強(qiáng)度理論約束車架的應(yīng)力：

式中：σmax——平均等效應(yīng)力；σe——材料的許用應(yīng)力。取材料在保證安全系數(shù)下的屈服強(qiáng)度值。

3.4 尺寸優(yōu)化及結(jié)果分析

本次優(yōu)化設(shè)計(jì)將采用HyperMesh 中OptiStruct模塊完成。進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)時(shí)，采用局部逼近的方法，其優(yōu)點(diǎn)是計(jì)算比較簡單，有利于得到最優(yōu)解，一般適合運(yùn)用在設(shè)計(jì)變量不多，能夠較快運(yùn)算。優(yōu)化計(jì)算之后就是設(shè)定的局部范圍內(nèi)的最優(yōu)解[7]。選取鵝頸處一共4 組部件參與尺寸優(yōu)化，在保證車架整體應(yīng)力在滿足大于安全系數(shù)1.4 的條件下，盡可能做到對車架總質(zhì)量的縮減。

模塊優(yōu)化共迭代5 次，優(yōu)化后模型最大應(yīng)力仍出現(xiàn)在單側(cè)載荷偏大下的扭轉(zhuǎn)工況。前縱梁最大應(yīng)力194 MPa,上升5 MPa，后縱梁上升1 MPa，鵝頸處最大應(yīng)力127 MPa，上升45 MPa，但總體滿足強(qiáng)度要求。優(yōu)化后最大應(yīng)力部位如圖10 所示。

圖10 優(yōu)化后最大應(yīng)力Fig.10 Maximum stress after optimization

根據(jù)企業(yè)技術(shù)規(guī)范將尺寸圓整，優(yōu)化前后部件厚度如表2 所示。

表2 優(yōu)化的部件尺寸Tab.2 Optimization of component sizes

由分析結(jié)果可知，對車架鵝頸部件的輕量化在滿足強(qiáng)度剛度要求的前提下，由最初40.49 kg 減少到27.87 kg，減重68.8%。

4 結(jié)論

（1）經(jīng)過對3 種載荷分布下4 種常見工況的有限元分析，該鋁合金掛車的應(yīng)力及位移均在許可范圍內(nèi)，滿足設(shè)計(jì)要求。

（2）從結(jié)果可以看出，最大應(yīng)力往往出現(xiàn)在單側(cè)載荷較大時(shí)的情形，實(shí)際載貨時(shí)應(yīng)盡量避免此種情況發(fā)生。

（3）通過OptiStruct 尺寸優(yōu)化模塊完成了對車架鵝頸部件的輕量化，取得較好的成效。

（4）本車架仍存在部分應(yīng)力集中問題，后續(xù)可對此進(jìn)行下一步優(yōu)化。