某高端商用車車架裂紋分析與解決方案

劉 威 ，洪 愷 ，謝小平 ，袁 帥

（1.安徽華菱汽車有限公司，馬鞍山243061；2.湖南大學機械與運載工程學院，汽車車身先進設計制造國家重點實驗室，長沙410082）

隨著國民經濟的快速發展，同時隨著汽車技術的日漸成熟、政府大力支持和客戶更高的要求。我國對商用車的需求越來越大，成為世界上最大的商用車市場。但汽車的研發通常是一個不斷完善的過程，很難一步到位，這是由汽車本身的復雜性以及實驗條件等客觀條件的限制所決定的。

黃昶 春［1］、陸秋海［2］、應錦春［3］等提出針對各種車型車架出現的不同程度的開裂和裂紋的解決方案，石常青［4］、沈煒良［5］等對車架進行了結構分析和優化設計。本文就國內某新款高端商用車在開發和道路實驗過程中出現車架裂紋的現象進行分析，并找出原因，提出新的合理的解決方案。

1 車架裂紋原因初步分析

針對在新車進行路試時出現了車架裂紋的狀況，為此首先就新車相對舊車的更改部位進行了初步的問題診斷。

1.1 新車相對于舊車的更改部位

（1）縱梁前部位置去掉車架前部的2根橫梁；

（2）發動機懸置點變化，安裝方式發生改變，同時發動機重量增加；

（3）駕駛室重量增加，由原來的駕駛室總成670公斤增至駕駛室946公斤；

（4）前懸架布置改變，減振器型號。

1.2 裂紋特征

（1）原設計時考慮發動機的安裝空間，將縱梁在發動機前懸置點向前移，且將發動機前懸處的支撐橫梁省去，此使用過程中前懸連接部位螺孔處縱梁出現開裂。

（2）發動機左右梁前懸安裝孔處，左右上部安裝孔布置不同，開裂處為上部三個安裝孔中處于最外側的安裝孔（靠近輔梁一側的安裝孔，前部兩個安裝孔沒有問題），具體數模與實際的模型有些出入。

（3）車架補強后上部的兩側均以兩點連接。右側的梁焊后鉆孔連接發動機，后在此處開裂，左側的焊后未開孔，也是兩點連接，仍在原來的最外側孔上出現裂紋。

1.3 裂紋原因初步結論

由裂紋的位置及形狀可以初步判定，應為車架縱梁上部翼板邊緣橫向疲勞破壞，但此疲勞破壞應為彎扭等多方面因素共同作用的結果。

2 靜力學分析

此高端商用車經由舊車改裝后車架、發動機位置、駕駛室重量等都有了一定的變化，圖1和圖2分別為實驗后車架出現裂紋部分UG圖和實際位置圖，開裂部位為平面所在位置。裂紋部位據主梁頭部600mm左右，第6個孔附近。

裂紋處沿裂縫剖面如圖3。

2.1 部件質量和質心情況

為便于對車架進行受力分析，需知車架承載的部件質量與質心情況見表1。

表1 各部件質量、質心情況

2.2 縱梁的受力分析

（1）駕駛室受力分析見圖4

（2）水箱將力平均分布到兩邊懸臂上，F3=40.41 kg。

（3）發動機+變速箱受力計算，其受力分析圖見圖5。

（4）懸臂受力計算，懸臂受力簡圖如圖6。

（5）縱梁受力計算

在靜力作用的情況下，與縱梁相比橫梁受載荷不大，因此在材料力學計算模型中將其省略，只分析單根縱梁，以簡化問題并不失正確性。

在縱梁上按上面的計算施加力，得到以下受力簡圖7。

根據真實情況，在縱梁下施加三個約束。此問題為平面問題，第A、B兩個約束為前橋板簧的兩個懸掛點。第一個是固定吊耳，因此約束A為約束兩個方向的平動。第二個為活動吊耳，因此約束B約束y方向上的平動。C約束為后橋反板簧吊耳，因為后輪可以活動，因此約束C約束y方向上的平動。

此問題為超靜定問題。采用超靜定算法，算法為：

① 去除B點的約束，得到B點繞度fB。

② 去掉其余載荷，單獨加載力FB，得到B點繞度 f′B。 由于 fB=f′B，得到力 FB

縱梁受力簡圖見CAD圖。

計算所得各點受力情況及輪胎受力情況：

A支點的支反力為：749.68 kg

B支點的支反力為：1 989.68 kg

C支點的支反力為：8 613.38 kg

前輪受力：2 739.36 kg

后輪受力：2 153.34 kg

（6）縱梁剪力圖如圖8，其中紅色部位為裂紋位置。

經計算得到縱梁彎矩圖如圖9

懸臂長度l=190.80mm

縱梁最大正應力圖如下圖10

經計算：在額定載荷下，考慮了質量分配，在裂紋處的應力為17.57 MPa，遠小于材料自身強度極限510 MPa。實際應用中，應加上動載系數。

3 有限元仿真分析

3.1 有限元網格模型的建立

建立有限元網絡模型，進行網格單元劃分，并對孔口進行分析與處理。

該車架主要使用的材料是各向同性材料WL510，其材料參數如表2所示。

表2 材料參數

通過有限元仿真分析的處理，根據車架實際的參數設置縱梁的厚度參數，共建立有限元網格模型基本完成，模型中pshell單元共235 596個，焊點單元共328個。

3.2 有限元靜力分析

靜力分析建立前文的材料力學校核的基礎上，主要目的是通過定性的分析來確定車架在正常行駛與不利道路工況下的受力狀況，為結構設計提供重要參考。前期就簡化的有限元模型進行彎曲工況與扭轉工況的分析。

3.2.1 彎曲工況

這是最基本的工況，模擬靜止狀態或者低速無顛簸行駛條件下車架的應力分布情況。該工況是車架使用過程中的主要工況。水平彎曲工況下，車架所受載荷主要來自駕駛室總成，動力總成，貨箱以及貨物的質量，這些質量直接或者通過一些附件間接連接在車架上使車架承受水平彎曲的作用。

（1）約束條件：我們根據車架的實際使用工況，遵循最少約束原則對模型施加約束。即約束前部鋼板彈簧前支架的X、Y、Z三個平動自由度，后支架的X、Z兩向平動自由度，以及后鋼板彈簧處的Z向平動自由度，約束情況見下圖11。

（2）載荷種類：車架承受的載荷來自駕駛室總成、動力總成以及所有的貨物質量，數據來自前文的材料力學中的質量計算，詳表3。

表3 質量計算

（3）載荷施加方式：由于車架裂紋是發生在車架縱梁前部發動機前懸置點的位置，因而表中1-2類載荷被著重考慮，貨物則加大為30 t以均布載荷布置在車架后部。根據前文的力學計算得出各部分總成在各個懸置點處的載荷分配，然后通過MPC多點約束單元施加載荷。如圖12所示。

（4）仿真結果：

裂紋位置應力分布云圖如圖13所示。

可見裂紋位置邊緣處9.0 MPa～15.6 MPa，與力學強度校核基本吻合。力在主梁與副梁交界處向裂紋處是成逐漸增大的趨勢。由實物圖了解到在第一根橫梁處有一鑄件固定在縱梁上，相當于對縱梁起到了一定的保護作用，因此通過此工況可以確定實際裂紋處截面在相同的條件下比其他截面上的應力更大，其為縱梁上的危險截面。

3.2.2 扭轉工況

這是一種準動態工況，模擬的是車輛在過坑的一瞬間一輪懸空，而一輪保持與地面的接觸狀態。在該工況中由于一輪懸空，所以一側的約束丟失，但是作用力依然存在，相當于車架受到一個扭轉的載荷。

（1）約束條件：在該工況下，由于一輪的約束被放開，所以這一側前部鋼板彈簧的兩處約束不再存在，而其他點處的約束依然存在，仿照著水平彎曲的工況對其他各點施加約束。

（2）載荷種類：在該工況下，載荷同水平彎曲工況保持一樣。

（3）載荷施加方式：該工況的載荷施加方式同水平彎曲工況下載荷的施加方式相同。

（4）仿真結果：由應力云圖可以看出，裂紋處孔口的應力為87 MPa.

等效應力圖如圖14所示。

從有限元分析結果得到左梁應力較大，邊緣處應力為72.3MPa～140.6MPa。由于裂紋邊緣處應力集中，若加上動載系數一般為2~3，則應力變化更大，并接近材料WL510的屈服極限510MPa。同時駕駛室重量增加較大，同時減少橫梁導致前端梁的不封閉造成抗扭強度的減小，引起疲勞問題，導致裂紋的出現。

4 改進措施

經過強度校核和仿真分析，可以明確引起車架發生裂紋的原因是車架由于道路試驗過程中路況惡劣，其動荷系數往往超過設計值，車架前部駕駛室質量增加較大，同時較少的前部橫梁支撐將會使得車架整體的抗扭剛度變差，強度和疲勞破壞也最易發生；發動機與其緊密相連的變速箱靠四點懸置支撐，載荷分配不合理，在行駛過程中若發生橫擺易造成縱梁上部邊緣處的橫向疲勞；在縱梁裂紋處有許多工藝及安裝部件用孔，一些用孔在制造加工時又偏向縱梁槽鋼邊沿，致使該處強度減弱并有應力集中，易出現橫向疲勞裂紋；車加減速時會造成前后部載荷重新分配，特別是當制動減速度較大及緊急制動時，前軸載荷增加，后軸載荷減少，車身重心前移，使車架中前部載荷猛增。

因此，在做了一系列受力及有限元分析以后，針對車架裂紋的原因可采取以下幾點改進措施：

1）在車架前部主梁與第一橫梁之間增加一個橫梁，使車架整體具有較好的抗扭剛度，同時可抵消發動機橫擺產生的橫向力。

2）減少并填焊車架縱梁上一些不必要的工藝或裝置用孔。填焊時，電弧應短些，并注意消除因填焊產生的應力。

3）適當增大懸架剛度，減少懸架沖擊車架的機會。如懸架加裝鋼板片或及時恢復鋼板彈性等。加裝鋼板片應以不影響車輛行駛平穩性和操作穩定性為前提。

5 結束語

在采用了上述三項改進措施后，進行模擬實際路況的3萬公里道路實驗時沒有出現車架裂紋的現象。

經過此次新車對舊車的改進后發現的問題到對問題的分析和解決，發現人們無論在設計和改進的時候經常會忽視部件強度和剛度以及一些基本的力學特性，這也是在今后的設計研發中需要注意的問題。

［1］黃昶春，韋志林，沈光烈，鄒平．微型貨車車架開裂的原因分析及結構改進措施［J］．現代制造工程，2011，（07）．

［2］ 陸秋海，王波，李萬瓊．客車車架裂紋生成原因分析［J］．汽車技術，1998，（11）．

［3］應錦春，呂江濤，李德信．SX360自卸車車架異常斷裂原因分析靜動態［J］．汽車工程，2002，（04）．

［4］石常青，丁厚明，楊勝梅．貨車車架的有限元分析及車廂對其性能的影響［J］．汽車技術，2004，（04）．

［5］沈煒良，邊立靜，伍建華．重型載貨汽車車架的結構分析及優化設計［J］．廣西大學學報（自然科學版），2007，（09）．

［6］白曉蘭，王恩林．車架靜強度有限元分析［J］．現代制造技術與裝備，2006，（02）．

［7］張潤生，侯煒．車架剛度及強度的有限元分析［J］．拖拉機與農用運輸車，2007，（08）．