基于輕量化的物流欄板車車身結構有限元分析

張東貴，劉成武，肖開政，王乾廷，林光磊，范永達

(1.福建省閩鋁輕量化汽車制造有限公司，福建 南平 353000；2.福建工程學院 機械與汽車工程學院，福建 福州 350118；3.福建工程學院 材料科學與工程學院，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構作為主要的承載基體，它的強度、剛度以及典型工況下的靜態(tài)特性關系到安全性、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。

在輕量化材料的應用研究上，有專家學者在輕卡、客車和SUV等車上對車架、懸掛系統(tǒng)、主銷連接等結構采用了鋁合金材料，經(jīng)過仿真分析驗證了輕量化措施的可行性[2-6]，也有學者對現(xiàn)存的鋁、鎂合金如何與普通鋼合理裝配提出見解[7]。關于車身結構優(yōu)化，有學者減小某載貨車前橋的橫截面尺寸改變臨界載荷進行減重[8]。更多專家學者通過多學科多目標優(yōu)化設計的方法開展深入系統(tǒng)的輕量化結構優(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、比強度、抗腐蝕性及機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。目前關于鎂鋁合金等輕量化材料的研究成果已大量應用在汽車上，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用在物流欄板車上的相關文獻見諸不多，因此對該類車型進行輕量化設計，對于提高其載貨重量和燃油經(jīng)濟性具有重要意義。本研究以鋁合金欄板車為研究對象，對其車身(包括車架)結構進行典型工況靜態(tài)特性仿真分析，探究車身結構的應力分布狀況，從而為欄板車的輕量化設計與應用提供指導。

1 有限元模型的建立

1.1 車架和車身結構特性

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構，橫梁沖壓成槽型并貫穿縱梁進行整體焊接，車架采用噴丸處理。欄板車的地板和側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構形式。車架總長為16 000 mm，高1 500 mm，寬3 000 mm，質(zhì)量1 469 kg,車身側墻腹板高度500 mm。

根據(jù)其欄板車的二維結構工程圖構建三維實體模型，在導入有限元軟件HyperWorks之前，在不影響車身車架力學性能的前提下，對實體模型進行合理簡化：(1)略去某些蒙皮和某些非承載結構，計算結果與實際相比安全性更好；(2)采取殼單元來模擬現(xiàn)實安裝在車身(包括車架)上規(guī)則的型材；(3)基于車身和車架結構的強度和剛度受附件的復雜形狀影響較小，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構，采用焊點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，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。整個欄板車車身模型包括1 314 590個單元、1 176 090個節(jié)點和29 862個焊點單元。

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結構鋼制作，其余全部為6系鋁件制作，通過傳統(tǒng)電阻點焊將鋼件和鋁件焊接在一起，材料具體應用部位如圖1(b)所示。實際應用在車架和車身部位的材料力學特性可依據(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的節(jié)點上，載貨重力可作為集中載荷以支點跨距的形式分布到面或節(jié)點。根據(jù)滿載要求，在有限元模型中進行重量加載，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。計算分析時，在車架縱梁鵝頸部位的連接盤區(qū)域約束除繞Y軸和Z軸轉動外其余4個方向的自由度，在后端6個輪胎處，左后側約束Y軸和Z軸移動自由度，右后側約束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

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

2.1 工況設置

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

表2 工況設置

注：g為重力加速度

2.2 典型工況強度分析

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的應力分布，主要評估欄板車在此狀態(tài)下各部位的強度和剛度，為將仿真結果盡可能符合真實行駛場景，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力值和應力最大值處，為使最大應力處清晰查看，將變形后的結果做了一定放大處理。

由圖3可知：緊急轉彎工況下，其中最大等效應力303.1 MPa發(fā)生在車架鋼制部分的鵝頸處工字梁下翼板處，屈服強度為345.0 MPa；欄板車鋁制部分側墻中部的部分應力較集中，最大應力值為194.4 MPa,材料屈服強度為240.0 MPa?？芍獌商幾畲髴χ稻∮诓牧系那O限。車身及車架的強度都能滿足設計要求。

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

2.2.2 扭轉工況

扭轉工況主要采取將一個車輪抬高一定高度的懸空狀態(tài)仿真實際的車架扭轉此工況下評估負載車身自質(zhì)量和最大載質(zhì)量的扭轉應力分布。載荷處理將板簧連接點強迫Z向位移+20 mm，此時的邊界約束條件是：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工況下車架和車身的等效應力云圖和應力最大值產(chǎn)生處。為表示最大應力值處更明顯，將車架受力變形的結果進行一定的放大，如圖4所示。

圖4 扭轉工況下欄板車應力分布圖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工況下的局部應力圖，最大應力出現(xiàn)在車架的板簧懸架處加強筋，其應力值為320.1 MPa發(fā)生在鋼制部位，鋼材應力值小于材料的屈服強度值(345.0 MPa)；欄板車鋁制部分形變部位與彎曲工況一致，應力集中發(fā)生在欄板側墻中部，最大應力值為211.7 MPa。因為最大應力值均小于相應結構材料的強度要求，可認為強度合格。

2.2.3 緊急制動工況

滿載的欄板車在緊急制動時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力云圖，對應力值較大處進行適當?shù)姆糯?，圖5(a)為欄板車鋼制部分局部應力圖，圖5(b)為欄板車鋁制部分局部應力圖。

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

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

2.2.4 緊急轉彎工況

欄板車在緊急轉彎時其車身結構在承受自身及載貨重量以外還會受到離心力作用產(chǎn)生側傾載荷，該工況主要考慮欄板車在側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彎引起的側傾載荷。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進行求解計算，在經(jīng)過一系列的前后處理得到欄板車在緊急轉彎工況下車架及車身的應力分布情況，如圖6所示。

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

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

3 車身結構輕量化改進與校核

基于上述應力分布狀況，此欄板車車身與車架能滿足不同工況的強度要求，但是在各工況下均有較大的設計余量，存在一定的改進空間。在扭轉、緊急轉彎工況下，板簧懸架處與側墻中部局部應力過大，為了防止在輕量化結構設計時局部應力進一步增加，也需要進行結構的改進，本文從以下措施驗證輕量化的可行性：

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

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

經(jīng)過以上改進設計的車身結構的質(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%，實現(xiàn)了輕量化目標，通過校核，改進后的車身結構仍能滿足各工況的強度要求。針對一些工況下局部應力過大問題，改進后的車身結構應力集中效應得到明顯改善；由于車身結構壁厚有所減薄，各工況下的欄板車身側墻中部的最大應力變大，但仍在滿足強度要求的合理范圍內(nèi)。其中，局部應力最大的扭轉工況下，板簧懸架處加強筋的最大應力從原來的320.1 MPa降低至304.6 MPa，車身側墻中部的應力從211.7 MPa增加至223.4 MPa，應力云圖如圖7所示。

圖7 改進后的欄板車車身結構應力云圖Fig.7 Stress nephogram of the body structure of the improved pallet car

4 結論

本研究基于輕量化設計目標對鋁合金欄板車進行了車身結構靜態(tài)特性仿真分析，欄板車車身與車架在滿載彎曲、扭轉、緊急制動和緊急轉彎4種典型工況下的應力分布均在材料的屈服極限內(nèi)；在存有一定設計余量的基礎上，通過減薄壁厚以及移動橫梁的方式改進了車身結構，改進后的車身結構既符合各行駛工況的強度要求，車身質(zhì)量也有所降低，滿足了輕量化設計要求，為欄板車的輕量化結構設計與應用提供了依據(jù)。

經(jīng)過設計改進的車身結構在某些局部部位仍有一定的安全裕度，以欄板車車身結構質(zhì)量最輕為優(yōu)化目標的輕量化結構設計有待進一步分析與探討。