鋁合金半掛車架的有限元分析及輕量化設計

劉恒，徐家川，張云，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 交通與車輛工程學院；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，半掛車在道路運輸車輛中的地位越來越重要。作為商用車型，其運載能力、成本控制是必須考慮的關鍵問題。車架作為半掛車的主要部件，如何在提高運載利用率、避免車架斷裂、損壞的情況下，盡可能減少其質量，達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量較輕，耐腐蝕性能好，在半掛車領域的應用具有一定優(yōu)勢。

關于鋁合金材料在汽車行業(yè)中的應用，NAM[1]等人為了更準確地預測汽車結構的疲勞壽命，對某汽車鋁合金前副車架的疲勞壽命進行了評估；席小松[2]等人從鋁合金在汽車上的應用入手，針對一種新型6111 鋁合金，設計并分析了汽車車架結構；GABRIELA[3]簡述了Audi 空間框架技術ASF 的發(fā)展，使鋁合金在部件連接技術中得到了高效的使用。總之，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行水平彎曲工況、扭轉工況、制動工況下的靜強度分析，得到幾種工況下的應力位移云圖，為油罐車的工藝優(yōu)化提供基礎，為實際生產提供幫助；王凱[5]等人以工業(yè)鋁合金為材料設計了一種新型的輕型城郊客車車架，進行了多種典型工況的仿真分析，驗證了6061 鋁合金應用于客車車架輕量化設計的可行性。

1 有限元模型建立

本文所述車架主要采用鋁合金材料，應企業(yè)要求對此車型做工況分析，驗證車架是否滿足安全標準，并針對分析結果進行適當輕量化設計。該掛車車架總長13 866 mm，寬1 018 mm，主縱梁與14組橫梁為工字型結構，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相差較大，熔點相差大，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 中進行模型前處理，對車架進行適當簡化，刪除車架模型中對應力影響不大的工具箱、側邊架等附屬結構，簡化無關的工藝孔及倒角，以減少網格數(shù)量、提高網格質量、提升計算精度，減少網格劃分和有限元分析計算的時間。

將簡化后的模型導入HyperMesh 劃分網格。車架模型為薄壁件，寬度長度方向尺寸遠大于厚度方向尺寸，劃分網格需要使用殼單元，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格并檢查網格質量，網格尺寸為10 mm,單元數(shù)量為331 102。劃分網格后車架模型如圖2 所示。

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

該車架主要采用鋁合金材質，材質型號主要為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構連接件等。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

該掛車額定載質量35 t，考慮實際承載過程中，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量10 t，中部、尾部載質量分別為12.5 t；（2）尾部載荷偏大，具體載荷分布為前部載質量7.5 t，中部載質量12.5 t，尾部載質量15.0 t；（3）單側載荷偏大，具體載荷分布為單側縱梁載質量分別為15 t 和10 t，每一側為均布載荷。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

當車輛靜止或者在路面上做勻速運動，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工況。

約束施加方式為車架前部牽引銷處節(jié)點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，在車輛運行過程中僅能繞套筒做y 方向轉動，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，隨著其上下運動而前后運動，故約束施加時車架左右側懸架A、D 處節(jié)點僅放開y 轉動方向自由度，懸架B、C 處約束z 方向平動及x、z 轉動方向自由度，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，最大為單側情況下13.69 mm。從圖5（b）、圖5（d）、圖5（f）、圖5（g）應力云圖可以看出，最大應力分別出現(xiàn)在前縱梁與牽引銷板螺栓連接位置與懸架約束位置，最大應力達到了179.5 MPa。縱梁所用材料為6082T6 鋁合金，屈服強度為275 MPa，安全系數(shù)k=275/179.5=1.53。鵝頸處最大應力68 MPa，遠低于屈服強度，車架總體滿足強度要求。

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

2.2 扭轉工況

車輛在不平路面行駛時，車輪駛過低洼路段時會脫離地面懸空，車架在彎曲的同時會發(fā)生扭轉的情形。模擬汽車滿載行駛時一輪懸空下的工況。

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

該工況下位移、應力云圖如圖6 所示。

圖6 3 種載荷分布下扭轉工況結果云圖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。根據文獻[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。從應力云圖得出，最大應力位置分布為前縱梁與前橫梁連接加強板和懸架位置約束處，此時最大應力為228.4 MPa，加強板所用材料為Q345，屈服強度345 MPa，安全系數(shù)k=345/228.4=1.51。鵝頸處最大應力81.9 MPa，遠低于屈服強度。懸架處應力最大為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，這導致約束附近產生應力集中，在掛車實際行駛中不會發(fā)生這種情況。

2.3 制動工況

模擬汽車滿載行駛時制動剎車下的工況。此時，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。除了施加各相應位置垂直載荷外，由于減速或緊急制動時車輛會前傾，為模擬該工況下因慣性力作用產生的載荷變化，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6 自由度全約束，車架左右側懸架A、D 處節(jié)點僅放開y 轉動方向自由度，懸架B、C 處約束z 平動方向及x、z 轉動自由度，具體約束分布位置如圖4 所示。

該工況下位移、應力云圖如圖7 所示。

圖7 3 種載荷分布下制動工況結果云圖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 應力云圖可知，最大應力位置分布與彎曲工況下相似，此時最大應力為193.2 MPa,位于懸架位置，安全系數(shù)k=275/193.2=1.42，鵝頸處最大應力71.1 MPa，滿足強度要求。

2.4 轉彎工況

模擬車輛滿載轉向時工況。由于車架結構左右對稱，僅考慮右轉向工況結構的性能。除了施加相應位置垂直載荷外，車輛在轉彎時往往伴隨著減速，此時車架結構除了受到垂直方向的載荷之外，還要受到因離心力產生的橫向慣性載荷以及因降速產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，在Y 正方向施加轉彎產生的慣性力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6 自由度全約束，車架左右側懸架A、D 處節(jié)點僅放開y 轉動方向自由度，懸架B、C 處約束z 方向平動及x、z 轉動自由度，具體約束分布位置如圖4 所示。

該工況下位移、應力云圖如圖8 所示。

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

由圖8 的位移云圖可知，轉彎工況下車架位移最大為16.95 mm，符合要求。從應力云圖可知，最大應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，鵝頸處最大應力78.56 MPa，滿足強度要求。

2.5 工況總結

由應力云圖可知，滿載彎曲、制動、轉彎工況下，由約束施加的方式所致，最大應力多出現(xiàn)在懸架位置，扭轉工況下前橫梁連接加強板螺栓連接處應力最大，但能夠滿足強度要求，4 種工況下車架鵝頸處的應力值相差不大，且遠小于屈服強度，可以推測此車型在鵝頸部存在一定的結構冗余。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。

3 車架優(yōu)化

通過4 種工況下應力云圖可知，車架鵝頸處應力滿足要求且遠低于屈服強度。下面針對鵝頸處板料做參數(shù)優(yōu)化。鵝頸部結構如圖9 所示。

圖9 車架鵝頸部Fig.9 Frame gooseneck

3.1 確定設計變量

車架鵝頸處包含有多個部件，其中主縱梁尺寸的變化會對車架整體多處應力產生較大影響，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 確定目標函數(shù)

此次車架優(yōu)化的目的是在滿足其剛度強度等性能的前提下，找到質量最輕的結構形式。將車架總質量M（x）作為目標函數(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證其安全性能，故優(yōu)化需要保證其有足夠的強度。采用第四強度理論約束車架的應力：

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

3.4 尺寸優(yōu)化及結果分析

本次優(yōu)化設計將采用HyperMesh 中OptiStruct模塊完成。進行優(yōu)化設計時，采用局部逼近的方法，其優(yōu)點是計算比較簡單，有利于得到最優(yōu)解，一般適合運用在設計變量不多，能夠較快運算。優(yōu)化計算之后就是設定的局部范圍內的最優(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量的縮減。

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

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

根據企業(yè)技術規(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

由分析結果可知，對車架鵝頸部件的輕量化在滿足強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 結論

（1）經過對3 種載荷分布下4 種常見工況的有限元分析，該鋁合金掛車的應力及位移均在許可范圍內，滿足設計要求。

（2）從結果可以看出，最大應力往往出現(xiàn)在單側載荷較大時的情形，實際載貨時應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力集中問題，后續(xù)可對此進行下一步優(yōu)化。