張守元沈磊

（1.北京新能源汽車股份有限公司；2.南京汽車集團(tuán)有限公司汽車工程研究院）

重型載貨汽車車架開(kāi)裂分析與減重優(yōu)化

張守元1沈磊2

（1.北京新能源汽車股份有限公司；2.南京汽車集團(tuán)有限公司汽車工程研究院）

國(guó)內(nèi)自主研發(fā)的某重型載貨汽車在行駛約2萬(wàn)km時(shí)車架多處部位出現(xiàn)開(kāi)裂甚至斷裂。為解決此問(wèn)題并進(jìn)行減重優(yōu)化，建立了該重型載貨汽車車架的詳細(xì)有限元模型。通過(guò)靜態(tài)剛度強(qiáng)度、模態(tài)分析發(fā)現(xiàn)，該車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)存在缺陷。通過(guò)模態(tài)頻率靈敏度分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化，解決了該車車架開(kāi)裂問(wèn)題并減重48.6 kg，優(yōu)化效果顯著。

1 前言

載貨汽車車架的強(qiáng)度和剛度性能對(duì)整車承載能力和疲勞耐久性能有非常重要的影響。重型載貨汽車質(zhì)量每減輕100 kg，每百公里油耗可減少0.6 L[1]。重型載貨汽車車架在整車質(zhì)量中占很大比重，在保證車架本身性能不降低的前提下對(duì)其進(jìn)行減重優(yōu)化具有重要意義。國(guó)外高端重型載貨汽車品牌用輕量化理念指導(dǎo)整車設(shè)計(jì)和材料研發(fā)，從而提升車輛性能[2]；國(guó)產(chǎn)重型載貨汽車大部分停留在簡(jiǎn)單的零部件替換和輕質(zhì)材料使用方面，輕量化的同時(shí)成本大幅增加。

本文所分析車型為國(guó)內(nèi)自主研發(fā)重型載貨汽車，由于國(guó)內(nèi)市場(chǎng)長(zhǎng)期超載使用習(xí)慣和自身設(shè)計(jì)不足，在行駛約2萬(wàn)km時(shí)車架多處部位出現(xiàn)開(kāi)裂甚至斷裂。為解決開(kāi)裂問(wèn)題并進(jìn)行減重優(yōu)化，對(duì)該重型載貨汽車車架進(jìn)行了靜強(qiáng)度剛度分析、動(dòng)態(tài)分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化，最終成功解決車架斷裂問(wèn)題并減重48.6 kg，優(yōu)化效果顯著。

2 車架有限元模型建立及分析

2.1 車架有限元模型建立

本文分析的重型載貨汽車車架是由兩根縱梁和9根橫梁及其加強(qiáng)板組成的邊梁式車架，縱梁和橫梁通過(guò)鉚接、焊接和螺栓連接，組成車架的鋼板厚度為3～8 mm。根據(jù)有限元板殼理論，采用基本尺寸為10 mm的殼單元建立車架有限元模型，建模過(guò)程中忽略半徑小于3 mm的圓孔、圓角和對(duì)分析結(jié)果影響不大的細(xì)小結(jié)構(gòu)等，由于鉚接孔、螺栓孔等周邊很容易出現(xiàn)應(yīng)力集中問(wèn)題，對(duì)這些孔的周邊進(jìn)行局部細(xì)化并保留兩圈washer單元，使用CBEAM單元模擬螺栓和鉚接連接，CPENTA實(shí)體單元模擬焊縫連接。由于需要在多種工況下進(jìn)行強(qiáng)度分析，建立懸架模型并根據(jù)空載、滿載和超載的實(shí)際載荷進(jìn)行整車配重，用CBEAM單元建立鋼板彈簧、穩(wěn)定桿和車軸等底盤有限元模型，并用CBUSH單元模擬輪胎和減振器等彈性元件。用于強(qiáng)度分析的車架有限元模型如圖1所示，共497873個(gè)單元，313207個(gè)節(jié)點(diǎn)。

2.2 車架模態(tài)分析

模態(tài)分析是判斷車架結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性的有效手段，模態(tài)頻率受車架整體剛度和質(zhì)量的雙重影響[3]，模態(tài)振型決定了外界動(dòng)態(tài)載荷作用下車架結(jié)構(gòu)的響應(yīng)特性，并能反映車架結(jié)構(gòu)的相對(duì)薄弱區(qū)域。本文對(duì)自由狀態(tài)下的車架有限元模型進(jìn)行模態(tài)分析，采用Nastran軟件和Lanczos模態(tài)提取方法，分析結(jié)果如表1所列。與市場(chǎng)同類車型相比可知，模態(tài)頻率相差不大，車架前部結(jié)構(gòu)剛度相對(duì)偏弱，需加以改進(jìn)。

表1 車架模態(tài)分析

2.3 車架靜剛度分析

車架彎曲剛度分析邊界條件設(shè)定為[4]：

a.約束前橋、中橋中心對(duì)應(yīng)的車架縱梁橫斷面所有節(jié)點(diǎn)垂向和橫向自由度；

b.約束后橋中心對(duì)應(yīng)的車架縱梁橫斷面所有節(jié)點(diǎn)垂向、橫向、縱向自由度；

c.載荷F=1 000 N施加在后橋與中橋中間所對(duì)應(yīng)的左、右縱梁橫斷面所有節(jié)點(diǎn)上，保證左右各500 N，方向垂直向下，并在載荷施加位置建立RBE3單元避免應(yīng)力集中。

彎曲剛度計(jì)算公式為：

式中，f是載荷施加部位縱梁腹板節(jié)點(diǎn)垂向位移平均值。

車架扭轉(zhuǎn)剛度分析邊界條件設(shè)定為：

a.約束后橋中心對(duì)應(yīng)的車架縱梁橫斷面所有節(jié)點(diǎn)垂向、橫向、縱向自由度；

b.約束車架前橫梁中部節(jié)點(diǎn)垂向平動(dòng)自由度；

c.施加扭矩T=1 000 N·m，創(chuàng)建RBE3單元連接中橋中心對(duì)應(yīng)的縱梁橫斷面所有節(jié)點(diǎn)，其中Dependent節(jié)點(diǎn)應(yīng)在車架的縱向?qū)ΨQ面內(nèi)，在Dependent節(jié)點(diǎn)處施加扭矩。

考慮軸距的扭轉(zhuǎn)剛度計(jì)算公式為：

式中，L是軸距；θ是扭矩施加處車架垂向平面內(nèi)左右縱梁扭轉(zhuǎn)變形后與橫向水平面的夾角。

車架靜剛度分析結(jié)果如表2所列。

表2 車架靜剛度分析結(jié)果

2.4 車架強(qiáng)度分析

在滿載和超載狀態(tài)下對(duì)該車車架在9個(gè)不同工況進(jìn)行強(qiáng)度分析，固定在車架上的主要部件如動(dòng)力總成、油箱、駕駛室、貨箱等采用集中質(zhì)量方式模擬，汽車載質(zhì)量、板簧支架和減振器等處采用施加作用力方式模擬受力情況。通過(guò)對(duì)車架配重，使模型軸荷達(dá)到與實(shí)車軸荷近似的水平。本車架配重后，軸荷參數(shù)調(diào)整如表3所示。

表3 車架配重后軸荷 kg

強(qiáng)度分析使用施加慣性加速度方法，分析工況和每個(gè)工況下加速度場(chǎng)如表4所列?？芍白訌?qiáng)板末端與車架縱梁過(guò)渡區(qū)域、車架后端連接孔翼板側(cè)位置應(yīng)力集中嚴(yán)重，與車架實(shí)際發(fā)生裂紋的區(qū)域相吻合，危險(xiǎn)區(qū)域見(jiàn)圖2和圖3。

表4 車架強(qiáng)度分析工況

3 車架開(kāi)裂分析與減重優(yōu)化

對(duì)原車架結(jié)構(gòu)和危險(xiǎn)區(qū)域位置分析表明，車架縱向剛度分布不均，鞍座附近有多塊加強(qiáng)板使局部剛度過(guò)大，鞍座加強(qiáng)板延伸長(zhǎng)度過(guò)短，未與鞍座前后橫梁形成閉合結(jié)構(gòu)，在加強(qiáng)板終端形成剛度斷層，而且此位置附近有多處連接孔，加重了此處附近應(yīng)力集中，在路面沖擊載荷作用下很容易發(fā)生疲勞損傷，產(chǎn)生開(kāi)裂。為了消除危險(xiǎn)區(qū)域應(yīng)力集中，解決開(kāi)裂問(wèn)題，使用Nastran軟件進(jìn)行模態(tài)靈敏度分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

3.1 模態(tài)靈敏度分析

車架模態(tài)頻率是反映車架整體剛度的重要性能。為了提高車架整體彎曲、扭轉(zhuǎn)剛度，找出對(duì)車架剛度影響最大的板件，進(jìn)行了板件厚度模態(tài)頻率靈敏度分析[5]，選擇車架縱梁內(nèi)板、橫梁及其加強(qiáng)板等21個(gè)板件厚度作為設(shè)計(jì)變量，得出各板件厚度對(duì)車架1階扭轉(zhuǎn)、1階彎曲、2階扭轉(zhuǎn)和2階彎曲模態(tài)頻率的靈敏度。

根據(jù)分析結(jié)果可知，左縱梁外板和右縱梁外板及襯板、第6橫梁加強(qiáng)板、發(fā)動(dòng)機(jī)前橫梁、元寶梁加強(qiáng)板等對(duì)扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率影響最大，左縱梁外板和右縱梁外板及襯板、鞍座縱梁加強(qiáng)板、元寶梁加強(qiáng)板對(duì)1階彎曲模態(tài)頻率影響最大，橫梁的靈敏度都是負(fù)值，說(shuō)明橫梁對(duì)彎曲剛度貢獻(xiàn)很小。

3.2 靜剛度強(qiáng)度板厚優(yōu)化

通過(guò)板件厚度調(diào)整優(yōu)化車架靜態(tài)強(qiáng)度剛度性能是最簡(jiǎn)便、成本最低的優(yōu)化方法[6]。在不降低車架整體剛度前提下，通過(guò)Nastran軟件對(duì)滿載狀態(tài)各工況危險(xiǎn)區(qū)域應(yīng)力進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化函數(shù)如下。

從總資本充足率變化看，中行與工行下降，農(nóng)行和建行上升，且達(dá)到了近年來(lái)最高水平。中行降幅較去年同期收窄0.46個(gè)百分點(diǎn)，下降情況明顯好轉(zhuǎn)；農(nóng)行得益于外部補(bǔ)充，增幅最大，資本充足率首次超過(guò)14%，排名超越中行和工行，躍居第二；建行扭轉(zhuǎn)以往半末下降態(tài)勢(shì)，逆勢(shì)上升0.14個(gè)百分點(diǎn)。

目標(biāo)函數(shù)：質(zhì)量最輕。

約束：扭轉(zhuǎn)剛度不低于目前值3.21×106N·m2/rad，彎曲剛度不低于目前值1.71×108N/m；靜態(tài)工況最大VonMises應(yīng)力小于150 MPa；車輪抬起工況最大Von?Mises應(yīng)力小于200 MPa；制動(dòng)、轉(zhuǎn)向、沖擊工況最大VonMises應(yīng)力小于350 MPa。

設(shè)計(jì)變量：車架縱梁內(nèi)板、加強(qiáng)板等19個(gè)板件厚度變化范圍為2～15 mm。

優(yōu)化設(shè)計(jì)循環(huán)曲線如圖4所示，目標(biāo)函數(shù)從初始值1 308.07 kg變化為1 290.33 kg，減重17.74 kg。車架主要板件厚度優(yōu)化結(jié)果如表5所列。

表5 車架主要板件厚度優(yōu)化結(jié)果 mm

經(jīng)過(guò)10次設(shè)計(jì)循環(huán)后可知，所有工況下最大von?Mises應(yīng)力都在約束范圍內(nèi)，通過(guò)板件厚度優(yōu)化，車架整體強(qiáng)度提高，危險(xiǎn)區(qū)域應(yīng)力改善，但減重效果不明顯，需要進(jìn)一步改進(jìn)。

3.3 結(jié)構(gòu)減重改進(jìn)設(shè)計(jì)

改進(jìn)后車架整體減重48.6 kg，在滿載各工況進(jìn)行強(qiáng)度分析，危險(xiǎn)區(qū)域應(yīng)力均有明顯改善，分析結(jié)果如表6和圖8、圖9所示。對(duì)優(yōu)化后車架進(jìn)行靜剛度和模態(tài)分析可知，扭轉(zhuǎn)剛度、彎曲剛度和整體模態(tài)頻率與原車相比稍有提高。按照以上優(yōu)化方案對(duì)原車進(jìn)行改進(jìn)，經(jīng)過(guò)道路試驗(yàn)驗(yàn)證，未再出現(xiàn)車架開(kāi)裂問(wèn)題。

表6 滿載時(shí)車架優(yōu)化前、后應(yīng)力 MPa

4 結(jié)束語(yǔ)

對(duì)國(guó)內(nèi)研發(fā)的某款重型載貨汽車車架進(jìn)行有限元建模和強(qiáng)度分析結(jié)果表明，鞍座加強(qiáng)板內(nèi)孔周邊、鞍座加強(qiáng)板末端與車架縱梁過(guò)渡區(qū)域和車架后端連接孔附近出現(xiàn)應(yīng)力集中，這些區(qū)域和車架實(shí)際發(fā)生裂紋位置吻合。

以車架各板件厚度為變量進(jìn)行模態(tài)頻率靈敏度分析和強(qiáng)度優(yōu)化，車架最大應(yīng)力改善并且減重17.74 kg，在此基礎(chǔ)上對(duì)車架不合理結(jié)構(gòu)進(jìn)行再次改進(jìn)，使車架危險(xiǎn)區(qū)域應(yīng)力明顯下降并整體減重48.6 kg，優(yōu)化效果明顯。

1 COSMA R S,JAMES P C.Computational mechanics:pattern and prediction,structure and simplicity.J Stat Phys,2001, 104（3）:817～879.

2 P.Pederson.On Optimal Shapes in Material and Structures.Struct.Multidisc.Optimum,19（2000）:169～182.

3 王振兵,李艾民.100t伸縮臂履帶式起重機(jī)臂架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和優(yōu)化分析.計(jì)算機(jī)輔助工程，2012（4）：16～18.

4 張守元,張義民.焊點(diǎn)拓?fù)鋬?yōu)化提高車身性能研究.汽車技術(shù),2011（4）：57～60.

5 張守元.轎車模態(tài)分析及車身優(yōu)化設(shè)計(jì)：[學(xué)位論文].沈陽(yáng):東北大學(xué),2008.

6 B.克萊恩.輕量化設(shè)計(jì)-計(jì)算基礎(chǔ)與構(gòu)件結(jié)構(gòu).北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2010：249～257.

7 沈煒良,邊立靜，伍建華.重型載貨汽車車架的結(jié)構(gòu)分析及優(yōu)化設(shè)計(jì).廣西大學(xué)學(xué)報(bào),2007,9：248～251.

8 展新.載貨汽車車架輕量化設(shè)計(jì)：[學(xué)位論文].長(zhǎng)春:吉林大學(xué),2010.

（責(zé)任編輯簾 青）

修改稿收到日期為2015年10月1日。

Crack Analysis and Weight Optimization of a Heavy Truck Frame

Zhang Shouyuan1,Shen Lei2
（1.Beijing New Energy Automobile Corporation;2.Nanjing Automobile Corporation R&D Center）

Several parts of the frame of a self-developed heavy duty truck are found cracking and even breaking at mileage of approx.20,000 km.To solve this problem and make weight optimization,a detailed FEA model of the truck frame is built and stiffness analysis,stress analysis and mode analysis are performed,which identify deficiencies of the original frame design.Through modal frequency sensitivity analysis and structure optimization,the cracking problem is successfully solved and weight reduction of 48.6 kg is achieved.

Heavy Truck,Frame Cracking,Weight Optimization,Finite Element Method

重型載貨汽車 車架開(kāi)裂 減重優(yōu)化 有限元法

U461.1

A

1000-3703（2015）11-0007-04