復合材料貨廂疲勞分析方法研究

趙倬洸 王智文 栗娜 苗玉蘋 敬敏

（北京汽車研究總院，北京 101300）

1 前言

載貨汽車作為目前我國主要使用的物流運輸工具，2021年我國公路貨運占比為75.12%，仍居于主導地位。貨廂是載貨汽車的重要部件，也是唯一的載貨部件，其可靠耐久性直接關系到整車耐久性能，并最終影響用戶使用滿意度。因此，貨廂的耐久性能應作為一項重要指標，在設計過程中進行充分考察。

但是，目前國家標準、行業(yè)標準對貨廂系統(tǒng)級耐久性能的規(guī)定較少，未形成標準的流程體系，國內主機廠大多僅對其剛度、強度進行考察[1-2]，或在出現(xiàn)疲勞失效時再進行仿真分析及改進[3]，而沒有在貨廂設計過程中將疲勞分析加入其中，導致研發(fā)后期試驗費用增加，或投入市場后造成用戶抱怨。

針對上述問題，基于某復合材料貨廂，開展了疲勞分析方法的研究，并通過系統(tǒng)及整車試驗進行驗證。

2 疲勞分析理論

疲勞與斷裂是引起工程結構失效的最主要原因，目前工程設計中強度設計的理論及實踐經驗已十分豐富，如何做好疲勞設計及分析，是工程設計尤其是汽車設計行業(yè)的重點。

目前疲勞壽命預測的方法多種多樣，考慮到汽車的使用環(huán)境，行業(yè)內使用的主流方法為應力-壽命曲線（S-N曲線）與Miner線性累計損傷理論（下稱Miner理論）相結合，對結構件進行疲勞分析。

材料的S-N曲線，描述了光滑材料在橫幅對稱循環(huán)應力作用下的裂紋萌生壽命[4]。每種材料的S-N曲線均不相同，典型的S-N曲線如圖1，橫軸為循環(huán)壽命N，取對數(shù)坐標?？v軸為對應壽命為N循環(huán)的橫幅應力S。

圖1 S-N曲線示意

Miner理論認為，若構件在某橫幅應力S作用下，循環(huán)至破壞的壽命為N，則其在經受n次循環(huán)時的損傷為：

若n=0，則D=0，構件無疲勞損傷；若n=N，則D=1，構件發(fā)生疲勞破壞。

構件在多個應力水平Si作用下，各經受ni次循環(huán)，定義其總損傷為：

破壞準則為：

其中Ni是在應力Si作用下循環(huán)到破壞的壽命，由S-N曲線決定。

本研究中貨廂疲勞分析的方法基于以上理論。

3 貨廂結構方案

基于某輕型載貨汽車復合材料貨廂開展研究，該貨廂外形結構見圖2，采用后開門形式。

圖2 貨廂外形結構

主體結構可分為框架、面板、連接件。其中框架使用擠壓鋁型材，材料為6061-T6鋁合金，框架結構圖見圖3?？蚣馨?根縱梁，與該車型的車架相連接，9根橫梁，負責承載貨廂底板，并與縱梁相連接。外部框架負責固定6個面的面板，并在側面布置了3根加強梁、在前面布置了2個加強梁、在頂部布置了4根加強梁，加強了貨廂在水平方向及頂部的承載力。

圖3 貨廂框架結構

面板使用熱塑性聚丙烯（Polypropylene，PP）蜂窩板，其結構示意圖見圖4，其中蒙皮為玻璃纖維/聚丙烯（Glass Fiber/Polypropylene，GF/PP）復合材料，蜂窩芯為PP材料。通過鉚釘、螺釘將框架和面板連接固定。

圖4 PP蜂窩板結構組成

底板為承重的主要部件，與市場上常見的竹膠板、鐵花板等輕質面板相比，巴沙木可減重70～90 kg，質量與PP蜂窩板相當，但抗壓強度為PP蜂窩板的4倍，滿足各個強度分析工況，最終確定底板使用復合巴沙木板，見圖5，其中蒙皮為玻璃纖維/不飽和聚酯樹脂（Glass Fiber/Unsaturated Poly?ester Resin，GF/UPR）復合材料，夾芯為巴沙木板。

圖5 巴沙木板示意

4 貨廂疲勞分析

4.1 貨廂有限元建模

貨廂框架使用殼單元建模，材料卡片參照試制商提供的6061-T6鋁合金參數(shù)。貨廂面板使用PP蜂窩板，中間的蜂窩芯體如按照實際結構建模，會導致網格數(shù)量較大，為了提高計算效率，建立圖6所示的等效模型。

圖6 蜂窩板等效模型

該模型由上下兩層殼單元網格和中間的實體單元網格組成，殼單元采用層狀復合材料建模方法，鋪層材料參數(shù)、厚度與PP蜂窩板的蒙皮材料一致，實體單元的厚度與實際結構相符，材料參數(shù)由有限元軟件進行等效處理得出，殼單元和實體單元采用共節(jié)點方式連接。

建立面板等效模型后，使用某工況對真實模型和等效模型進行了校核，結果顯示最大變形的誤差為6.5%，評估在允許范圍內。

螺釘、鉚釘?shù)葮藴始褂脛傂詥卧M。

4.2 疲勞工況制定

參照行業(yè)標準QCT 29058—1992《載貨汽車車箱技術條件》，制定貨廂扭轉疲勞工況分析方案。

a.貨廂按實車狀態(tài)安裝在車架上；

b.載荷為額定裝載質量，在貨廂內均勻分布；

c.前橋傾斜角為6°，后橋固定；

d.扭轉疲勞壽命不少于105次。

4.3 疲勞工況分析

4.3.1 有限元模型建立

建立該車型的車架有限元模型，與建立好的貨廂模型相連接，并將額定載荷以質量點模擬，固定在貨廂底板上，建立好的有限元模型見圖7。

圖7 扭轉工況模型

4.3.2 提取載荷

建立該車型的多體動力學模型，如圖8。模型中貨廂及配載用質量點模擬，也可考慮用柔性體，提高分析精度。

圖8 輕型載貨汽車多體模型

將模型中的前橋繞X軸扭轉6°，即將左前輪抬高相應距離（前輪距×sin6°），同時固定其他輪。提取此狀態(tài)下車架各硬點處的載荷。

4.3.3 扭轉工況分析

將提取后的載荷加載至有限元模型的各硬點處，首先進行靜強度分析，貨廂分析結果如圖9。

圖9 靜強度分析結果云圖

結果顯示最大應力位于貨廂底部縱梁與橫梁的連接件上，最大應力為96.4 MPa，如圖10。

圖10 分析結果云圖（截取局部）

同時縱梁前端拐角處的應力也偏大，為95.5 MPa，如圖11。

圖11 分析結果云圖（截取局部）

2524146

Static Max.Value=95.5

4.3.4 扭轉疲勞分析

將靜強度分析結果導入疲勞分析軟件，設置6061-T6鋁合金的S-N曲線，進行疲勞分析。根據(jù)之前的試驗經驗，在小應力幅作用下，復合材料的疲勞性能優(yōu)于鋁合金材料，因此分析時未考察貨廂面板部分的損傷結果。結果顯示貨廂最小循環(huán)壽命為7.7×107，位于縱梁前端拐角處，見圖12。

圖12 分析結果云圖

分析結果顯示貨廂扭轉疲勞壽命大于105次，滿足性能要求。

4.4 路譜疲勞分析

為了進一步校核貨廂耐久性能，使用該車型采集的試驗場路譜信號，進行準靜態(tài)路譜疲勞分析。

仍使用帶車架的貨廂有限元模型，在車架各硬點處施加XYZ三方向的單位力及單位扭矩，進行靜強度分析，分析模型見圖13。

圖13 路譜疲勞分析模型

將試驗場路譜信號進行載荷分解，提取出車架各硬點的時域載荷曲線，并按照本企業(yè)整車耐久路試標準進行組合循環(huán)。

將貨廂單位力/力矩強度分析結果及車架載荷曲線導入疲勞分析軟件，設置6061-T6鋁合金的S-N曲線，進行疲勞分析，結果顯示貨廂最大損傷值為0.033，位于縱梁前端拐角處，見圖14。

圖14 分析結果云圖

分析結果顯示貨廂疲勞損傷值小于1，按照Miner理論，評估滿足耐久性能要求。

5 試驗驗證

為驗證該貨廂的耐久性能及疲勞分析方法，策劃進行了臺架耐久試驗，并搭載整車進行了耐久道路試驗，見圖15及16。

圖15 臺架試驗

圖16 整車試驗

試驗結果顯示貨廂整體無損壞，主要結構件無開裂等失效，貨廂主要連接件力矩正常、無松動，貨廂載荷布置正常無偏載，通過臺架耐久及整車耐久試驗。

6 結束語

本研究建立了復合材料等效有限元模型，設計了貨廂扭轉疲勞分析方法，應用在某輕型載貨汽車復合材料貨廂仿真分析中，并進一步對貨廂進行了路譜疲勞分析，最終通過臺架及整車耐久試驗，顯示疲勞分析結果與試驗結果趨勢一致，驗證了貨廂的耐久性能及其疲勞分析方法。

本研究可為后續(xù)商用車貨廂尤其是復合材料貨廂的設計開發(fā)提供指導，在設計中校核其疲勞耐久性能，減少過剩設計，提高輕量化水平，進而提升用戶滿意度。