某車型副車架橫梁的應力分析及優化

劉守銀，王成立

（安徽江淮汽車股份有限公司技術中心，安徽 合肥 230022）

某車型副車架橫梁的應力分析及優化

劉守銀，王成立

（安徽江淮汽車股份有限公司技術中心，安徽 合肥 230022）

通過對某車型前獨立懸架副車架橫梁開裂的產生原因進行材料力學分析、CAE分析，確定橫梁開裂主要原因是斷面系數相對過小，本文提出增加斷裂處的斷面系數、降低斷裂處與其四周的應力差值、增大橫梁中部應變等方案進行優化。進而對優化后的橫梁再進行應力計算和CAE分析，確保優化效果，最后通過應變片檢測、試驗驗證對優化后副車架橫梁的應力和可靠性進行再確認，以充分保證該橫梁滿足整車的可靠性要求。其中的優化方法和思路對類似產品設計和優化具有很好的參考價值。

副車架；橫梁；應力；斷面系數；應力分析；優化

CLC NO.:U463.33Document Code:AArticle ID:1671-7988(2014)08-41-04

前言

某車型的前軸為麥弗遜前獨立懸架，在試驗場強化路試驗過程中前輪受到撞擊后，副車架橫梁發生開裂現象，如圖1所示。該懸架承載1.6噸左右，相對一般乘用車的麥弗遜獨立懸架載來說負荷比較大，同時副車架只有單一橫梁，螺旋彈簧下端安裝在下擺臂的中部，上端安裝在橫梁的兩端，橫梁受力比較大，也比較集中。由此可知，副車架橫梁是前軸最主要的力和力矩的承載件，同時其自身是沖壓件，因此必須充分對其進行受力分析、應力分析和形狀優化，使其在3.5G作用力沖擊時各部的應力不超過材料的抗拉強度，才能保證可靠性。本文依據材料力學的理論、CAE分析手段對橫梁進行應力分析，然后根據分析結果對橫梁的形狀進行優化，再將優化后的形狀與優化前的形狀進行應力對比分析，確認優化效果，最后通過試驗對優化結果進行再確認。

1、橫梁的應力分析

1.1 受力狀況和力學模型

由于橫梁左右對稱，所以只對橫梁左側的受力狀況進行分析，如圖2所示。從圖中可知，在橫梁斷裂處，斷面系數變化比較大。

根據圖2的橫梁受力狀況，可將其轉化成材料力學模型，如圖3（a）所示。

為了分析任一橫截面上的載荷，在距對稱面χ (m)處一個截面n-n，沿截面n-n假想地把梁分成兩部分，并取右端為分析對象，如圖3（b），設M和Q分別為作用于截面n-n上的彎矩和剪力，由于截面右端的剪力和彎矩處于平衡狀態，所以可得出以下兩個公式：

由于車身作用力F1和螺旋彈簧作用力F2方向相反，大小相等，所以從公式（1）可得出Q=0，從公式（2）可得出M= F1*0.365= F2*0.365（N.m）。

由此可知，在對稱面和F1之間任意截面的剪切力為零，彎矩為F1*0.365。

1.2 斷面二次力矩及斷面系數

彎矩M的旋轉圍繞整車軸，所以要計算對于軸斷面二次力矩。實物的截面中圓弧較多，圓弧的斷面二次力矩的計算相對復雜，而對整個截面計算影響不大，為了便于說明和計算，將截面的形狀進行簡化，如圖4所示，（a）橫梁的俯視圖；（b）為橫梁實際截面形狀和尺寸，從圖2和圖4（a）來看，高度和寬度不同的地方分別用H和B表示；（c）為簡化后的截面形狀和尺寸。

1.2.1 形心位置的計算

根據圖4（b）的形狀和尺寸公式（3）計算橫梁的相對底面的形心位置e。

1.2.2 相對χ軸的斷面二次力矩

相對χ軸的斷面二次力矩Iχ根據公式（5）來計算。

其中：Ai為橫梁上某一塊截面的面積；ai為截面面積為Ai的截面的形心到形心e的距離；IG為截面面積為Ai的截面通過其自身的形心相對軸的慣性矩。按照公式（5）可得Iχ值。

1.2.3 橫梁的應力分析

對橫梁下面的斷面系數Z由公式(7)來求得：

由1.1分析的結果知，在對稱面和副車架固定支架之間的彎矩M=F1*0.365，因此，根據公式（7）和公式（8）在此范圍內任一處應力取決于該處的斷面系數，斷面系數越大，應力越小。同時，根據公式（3）、（4）、（5）、（6）、（7）、（8）可以該范圍內任何一處下面的應力，表1是圖4（a）四處在3.5G垂直加速度時的應力計算值：

從表1可知，B和H越小，斷面系數Z就越小，相應應力就越大。3-3處也是斷裂的地方，從計算來看，應力也是最大，與材料的抗拉強度相當，在受到沖擊是容易斷裂。

1.2.4 用CAE對車架斷裂處應力分析

對前懸架和副車架等數模放入整車數模內，通過整車受力來分析副車架橫梁的受力和應力，圖5為3.5G垂直加速度時的CAE分析結果。

從圖5可知，在3.5G垂直加速度時，斷裂處的應力達到475MPa，超過材料抗力強度，但只是一點，而在加強筋和應力475MPa的右側的應力非常小，應力分布不均勻。

1.2.5 用應變片實測車架斷裂處應力

在分析最大應力范圍內貼應變片，貼片位置圖6所示，應變片數值換算成應力（見表2）

實測值的最大應力為139.4MPa，比較小，主要是試驗道路所產生的加速度較小，一般在1.8G以下，而橫梁開裂的車是受到撞擊后造成的，撞擊產生的加速度要大得多，因此，要保證車輛在3.5G以下撞擊橫梁不開裂，必須對該橫梁進行優化設計。

2、優化橫梁的結構

根據以上材料力學分析和CAE分析，對橫梁結構進行優化。

2.1 對橫梁斷裂處的結構進行優化

從公式（8）來看，斷面系數越大，應力越小，再從從表1來看，B和H值越大，相對軸的斷面二次力矩值就越大，根據公式（7）斷面系數就越大，也就是說，斷面外輪廓越大，斷面系數就越大。因此，從圖2和表1來看，斷裂處的斷面系數小，其左右斷面系數大，尤其是右側斷面系數變化很大。

根據以上分析，為了減少斷裂處的應力，必須增大斷裂

處的斷面系數，也就是要增大斷裂處的外輪廓面積，同時使左右的斷面系數平緩地變化，因此對斷裂處進行如圖6所示優化。

2.2 降低斷裂處應力與四周應力差值

降低斷裂處應力與四周應力差值，使斷裂處附近的應力變化平緩。從圖5的CAE分析結果來看，相對斷裂處加強筋處的應力非常小，為了優化斷裂處的應力分布，減小四周應力差值，改變加強筋、加大加強筋的倒角，如圖7所示。

2.3 對橫梁中部進行優化

在橫梁中部（對稱面的左右），由于寬度B最大，斷面系數比較大，應力也相應很小。由于中部只受到彎矩M的作用，可增大中部的應變，提高中部柔軟性，相對降低斷裂處的應力。如圖8所示, 將原狀態的大平面改成下凹平面，減小中部截面面積，減小斷面系數，增大中部的應變。

3、優化后效果分析和試驗驗證

3.1 對優化后橫梁斷裂處進行再計算

優化后對圖4（a）的3-3截面的H影響最大，H由57mm加高到70mm，該處應力計算值也由354.5MPa降到280MPa。

3.2 對優化后橫梁進行CAE分析

同樣在整車數模狀態，以3.5G垂直加速度對整個橫梁進行應力分析，應力最大處還在原斷裂處，但是應力已由原來475MPa降低到355MPa，整個橫梁的最大應力大幅降低，低于材料的抗拉強度，如圖（5）、（9）所示。

3.3 用應力片對橫梁應力進行實測

同樣在圖6所示位置貼應變片檢測應力，檢測結果如表3所示。與表2的數據對比，優化橫梁的最大應力由原來的139.4MPa降低到102.5MPa，優化效果明顯。

3.4 整車試驗和市場驗證

從完成對橫梁進行優化設計和沖壓模具的修改，到現在已近3年來，三年內又經過大量整車試驗，沒發生開裂現象，同時售后車輛也沒有發生開裂現象。

4、結論

根據材料力學理論計算，整車數模狀態下CAE分析、應變片的實測，充分地分析了橫梁受力狀況、斷裂產生的原因，并根據分析結果，采取了三個有效措施，這三個有效措施是：（1）、增大斷裂處的斷面系數，直接降低應力；（2）降低斷裂處應力與四周應力差值，使斷裂處附近的應力變化平緩；（3）減小應力小的中部的截面系數，使中部應變變大，提高橫梁中部的柔軟性，降低斷裂處的應力。無論是理論計算、CAE分析、應變片檢測，優化后斷裂處應力降低25%左右，降低幅度大，優化效果非常明顯。

這三個措施對類似產品設計、優化結構等具有很大參考價值。

[1] 材料力學（第二版） 范欽珊 殷雅俊主編 清華大學出版社.

[2] CAEよる機械強度設計. 栗山好夫 笹川宏之 日本：山海堂，1992.9.15.

Stress analysis and optimization of sub frame cross member of a certain vehicle type

Liu Shouyin, Wang Chengli
(The Center of Technology of Jianghuai Automobile Co., Ltd., Anhui Hefei 230022)

Through material mechanical analysis and CAE analysis of the causes of cracking on sub frame cross member of front independent suspension of a certain vehicle type, the paper determines the major cause for cross member cracking is the relatively too small section modulus. It brings forward several optimization schemes accordingly such as increasing the section modulus at the cracks, reducing the difference of the stresses between the cracks and the surroundings, and increasing the strain at the cross member center. It then proposes to re-conduct stress calculation and CAE analysis on the optimized cross member and finally re-confirm with strain gauge test and experimental verification the stress on the optimized sub frame cross member and its reliability, thus fully ensuring the optimization effect and the ability of the cross member to meet the whole-vehicle reliability requirements. The proposed optimization approaches hold great reference values to similar product design and optimization.

sub frame；cross member；stress；section modulus；stress analysis；optimize

U 463.33

A

1671-7988(2014)08-41-04

劉守銀，就職于安徽江淮汽車股份有限公司技術中心。