某輕卡減振器支架及車架開裂問題的優化分析

摘要：減振器支架作為減振器連接車架的受力結構件，承擔了減振器所產生的全部力。用戶市場反饋某輕卡車型多輛車在使用過程中出現減振器支架開裂及減振器支架處車架開裂的問題，在綜合考慮減振器本身的原因后，結合市場用戶實際，就發生的開裂問題進行詳細解析，通過仿真分析判斷出減振器支架及支架處車架是因強度不足而導致的開裂，同時針對開裂原因制定優化方案，判斷該方案的可行性，優化方案已通過整車耐久試驗驗證。

關鍵詞：減振器支架；開裂；仿真分析；臺架驗證

中圖分類號：U463收稿日期：2024-11-25

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2025.01.014

1問題描述

減振器，也稱作振動阻尼器，是汽車懸架系統中的重要組件。其主要作用包括：減少震動，當車輛行駛在不平的路面上時，減振器與彈簧協同工作，通過阻尼過程來吸收并減少由路面傳來的沖擊和震動，從而提高車輛行駛的平順性和舒適性；防止車身過度彈跳，減振器通過控制彈簧的反彈，防止車身在遇到顛簸時產生過度的上下彈跳，確保車輛的穩定性和操控性；保護車輛部件，通過有效吸收震動，減振器還能保護車內其他部件，如發動機、傳動系統等，避免因長時間震動而導致的早期磨損或損壞[1-2]。

輕型商用車減振器支架及其連接處車架縱梁開裂可能導致以下幾方面嚴重后果：行駛平順性變差，減振器支架開裂會影響減振器正常工作，導致車輛在行駛過程中顛簸感增強，影響駕駛舒適性；安全性降低，開裂部位可能成為車輛結構的薄弱環節，特別是在緊急制動或急轉彎時，可能因強度不足導致車輛失控，增加交通事故風險；貨物運輸安全性受損，對于商用車而言，貨物運輸過程中如遇到支架或縱梁開裂，貨物的穩定性會受到影響，可能導致貨物損壞或掉落，造成經濟損失；維修成本增加，開裂問題一旦出現，需要專業的維修或更換零件，維修成本較高，且維修期間車輛無法正常使用，影響運營效率；疲勞壽命縮短，長期帶病運行會使車輛其他部件承受額外應力，加速車輛整體老化，縮短車輛使用壽命[3-4]。

綜上所述，輕型商用車減振器支架及其連接處車架縱梁開裂是一個不容忽視的問題，需要及時診斷和維修以保障行車安全和經濟效益。

用戶市場反饋多輛某輕卡車型在使用過程中出現減振器支架開裂及減振器支架處車架開裂的現象，如圖1所示，故障里程為5000～100000km不等，存在較大散差且同款車型同樣存在未發生開裂問題的現象。在聯合系統設計師現場查看實車故障件后，發現減振器支架及減振器支架處車架并不存在較大的制造缺陷。

2問題解析

經同系統設計師確認，該款輕卡裝配的減振器理論要求的復原阻尼力在極限狀態下為（4200±630）N，基于此，后續開展解析計劃。

2.1強度校核

a.模型建立。有限元模型僅包含部分車架、減振器車架、減振器連接支架銷軸，其中減振器支架、車架采用5mm的殼單元網格，減振器連接支架銷軸采用2mm六面體單元網格。減振器支架使用DL510材料，料厚為6.0mm，車架使用DL510材料，料厚為4.5mm，螺栓孔均使用RBE2連接。使用整車坐標系，按照右手法則，+X指向車尾方向，+Y指向車右側，+Z指向車上方，如圖2所示。

b.強度分析。約束車架截取斷面自由度123456，在減振器連接支架銷軸處沿減振器復原阻尼力方向施加極限狀態下的復原阻尼力（4200＋630）N，提交求解器Optistruct進行線性靜態強度計算。分析結果見圖3，可知減振器支架最大等效應力為334.8MPa，減振器支架處車架最大等效應力為347.6MPa，強度工況下振器支架及減振器支架處車架最大等效應力均小于（接近）材料的屈服極限355MPa，且應力較大位置與實車開裂位置吻合。

由以上分析可知，開裂處強度理論校核滿足要求，需重新檢查實車裝配的減振器復原阻尼力是否符合理論設計要求。

2.2實車裝配的減振器復原阻尼力臺架測試

選取實車裝配的減振器三根，按QC/T491—2018《汽車減振器性能要求及臺架試驗方法》要求進行測試，臺架試驗如圖4所示，具體要求如下：時間溫度常溫，試件試驗行程（100±1）mm，速度分別為0.065m/s、0.131m/s、0.262m/s、0.393m/s、0.52m/s、1.047m/s，方向為鉛錘方向，位置在減振器行程的中間部分。

經過試驗，三根減振器極限狀態下（1.047m/s）的阻尼力分別為6257N、6312N、6339N，取平均值約6300N，可以得出實車裝配的減振器復原阻尼力遠遠高于理論極限設計值4830N。

2.3強度復核

強度復核模型建立與上文的強度校核相同。

約束車架截取斷面自由度123456，在減振器連接支架銷軸處沿減振器復原阻尼力方向施加極限狀態下的復原阻尼力6300N，提交求解器Optistruct進行線性靜態強度計算。分析結果見圖5，減振器支架最大等效應力為460.8MPa，減振器支架處車架最大等效應力為521.1MPa，強度復核工況下減振器支架及減振器支架處車架最大等效應力均遠遠大于材料的屈服極限355MPa。

綜上所述，可以初步判斷該開裂現象出現的原因是減振器不符合理論設計要求，從而導致減振器支架及減振器支架處車架應力過大，造成失效。

2.4實車應力測試對比

選用一臺同樣配置的車輛進行實車應力測試，應變片粘貼位置如圖6所示。

由此測得極限狀態下（1.047m/s）的減振器支架處應力為481MPa，減振器支架處車架應力為542MPa，基本與理論復核結果一致。

經過以上論證，可以確定該開裂現象的出現是減振器不符合理論設計要求導致，考慮到市場客戶實際，對于如何解決此問題，本文將按照減振器極限狀態復原阻尼力6300N進行論述。

3優化對策

在2.3節強度復核模型的基礎上進行方案優化，制定如下優化對策：

a.優化方案1為車架縱梁與減振器支架之間添加3.8mm厚C字板，材料為DL590，減振器支架更換為DL590材料，如圖7（紅色部件）所示。

b.優化方案2為車架縱梁與減振器支架之間添加3.8mm厚C字板，材料為DL590，車架外側添加3.8mm厚直板，材料為DL590，減振器支架更換為DL590材料，如圖8（紅色部件）所示。

優化方案1、優化方案2的強度分析結果分別如圖9、圖10所示，詳細信息匯總成如表1所示。

通過表1可以看出：優化方案1時的減振器支架及車架縱梁的應力均比較接近材料屈服，仍存在風險；優化方案2的結論有較大富裕，存在輕量化的空間；基于優化方案2在仿真軟件Hypermesh中不斷調整加強板厚度，最終得到理想狀態的優化方案3。優化方案3：C型加強板3.5mm，材料DL590，直型加強板3mm，材料DL590，強度結論如圖11所示，詳細信息匯總成如表2所示。

下面進行優化方案定型。組織系統設計師研討優化建議，綜合考慮成本并及時處理市場問題等因素后，反饋最終的優化CAD模型（優化方案3），CAE分析師根據最終的優化CAD模型重新進行仿真分析，經分析，最終優化模型強度結果與理論分析基本吻合，可初步判斷優化方案3具備緊急處理市場問題的可行性，后續該方案通過整車耐久試驗驗證。

4結語

隨著產品輕量化設計的普及，車型在研發設計階段就盡可能追求極致性能與極致輕量化，這要求設計師對零部件的管控做到精細，一旦出現零部件同理論設計要求不符的情況，便容易導致產品失效，從而影響用戶的用車體驗，公司在承擔損失的同時，聲譽也會受到不利影響。

本文涉及的多輛某輕卡車型在市場用戶使用過程中出現減振器支架開裂及減振器支架處車架開裂的問題，通過原因排查，主因是由減振器規格不符合理論設計要求導致，為快速處理市場問題，解決用戶抱怨，采取的優化方案3在實際改善中具備可行性，且用戶普遍表示認可該處理方案。

參考文獻：

[1]史文庫，姚為民.汽車構造[M].北京：人民交通出版社，2013.

[2]李仕生，徐中明，張志飛，等.可調阻尼減振器外特性仿真與性能分析[J].振動與沖擊，2012（12）：179-184.

[3]王偉，王海艷，楊凱，等.基于載荷譜和CAE的減振器支架優化設計[J].北京汽車，2021（1）：45-48.

[4]趙賽，張蕾，石健，等.基于多體動力學的減震器支架強度分析[C]//第十屆中國CAE工程分析技術年會論文集，2014.

作者簡介

黃鑫輝，男，1997年生，助理工程師，研究方向為整車結構耐久。