基于靜載荷下應變數據的汽車前軸輕量化設計

陳長波，馮美波，高洋，范偉勇，劉新榮

（262200 山東省 諸城市 諸城市義和車橋有限公司）

0 引言

載貨車作為重要的貨運交通工具，在總承載質量不變的前提下，實現自身減重可以多承載貨物。汽車前軸作為重要的底盤結構件，在保證滿足使用強度的前提下，汽車前軸輕量化設計是汽車工程師一直進行的重要研究[1-2]。電阻應變片是公認最通用的應變測量方法之一，應變片是利用試驗方法評估物體承受載荷或發生應變的電阻裝置[3]。本文以某載貨車前軸為研究對象，利用ANSYS Workbench軟件進行強度分析，借助六通道疲勞試驗機及應變片數據采集方法進行前軸階梯載荷下的應變采集，參照前軸有限元分析結果及在最大試驗載荷時的關鍵截面處應變極值換算所得應力值，對前軸工字梁截面的尺寸進行優化，實現前軸的輕量化設計。

1 前軸有限元建模及靜力分析

前橋臺架疲勞試驗評價標準規定，按前橋靜滿載荷的0.5～3.5 倍循環加載。結合前軸分析經驗及參考文獻，在3.5 倍疲勞載荷工況下，前軸最大應力出現在板簧座與中間工字梁變截面處[4]，因此本文只考慮該工況，并結合前橋臺架疲勞試驗方法搭建有限元分析模型并進行靜力分析。

1.1 三維建模

前橋額定載荷2 850 kg，主銷距1 530 mm，輪距1 730 mm，輪胎半徑360 mm。用三維建模軟件按照1∶1 的比例繪制前軸三維模型。前軸材料參數見表1。

表1 前軸材料參數Tab.1 Front axle material parameters

1.2 網格劃分

由于前軸零部件曲面較多，采用自動樣式劃分網格，前軸網格大小5 mm，如圖1 所示。

圖1 前軸有限元模型Fig.1 Finite element model of front axle

1.3 載荷及約束

以單個前軸為基礎進行分析，在前軸主銷孔位置建立局部坐標系，添加Remote Displacement 約束，作用點位置為輪胎著地點。一側約束X、Y、Z三個方向的移動以及X、Y方向的轉動，另一側約束Y、Z兩個方向的移動以及X、Y方向的轉動。如圖2所示。

圖2 遠程位移約束Fig.2 Remote displacement constraint

按3.5 倍載荷在板簧座面分別添加垂直向下的力，力的大小為49 875 N。載荷及約束如圖3 所示。

圖3 約束及載荷Fig.3 Constraints and loads

1.4 前軸有限元分析結果

基礎狀態前軸3.5 倍靜滿載荷下前軸有限元分析結果見圖4，最大應力出現在前軸下表面的板簧座與工字梁變截面處，最大應力值為578.45 MPa，安全系數為1.35。

圖4 基礎狀態前軸3.5 倍靜滿載Von-Mises 應力分析結果Fig.4 Results of 3.5x static full load Von-Mises stress analysis of front axle under base condition

2 前軸應變采集

2.1 確定應變采集位置

按照前軸垂向載荷下的強度分析結果，選取前軸板簧托內外側上、下表面及拳頭部位上下表面進行標識，按常規電阻式應變計粘貼方法，進行應變片的粘貼并編號，利用三坐標測量各應變片的相對位置。如圖5 所示。

圖5 前軸應變測點標記Fig.5 Front axle strain measuring point marking

2.2 前軸階梯載荷下的應變采集

根據各應變片位置建立對應通道，各通道調整好以后開始測試并進行數據的記錄。先在前軸兩板簧座位置分別施加5 000 N，并依次遞增5 000 N增加至30 000 N。如圖6 所示。

圖6 六通道疲勞試驗機及數據采集現場Fig.6 Six-channel fatigue testing machine and data acquisition site

以通道L00（拳頭下端面）、通道L01（拳頭上端面）為例，采集到的載荷數據如圖7 所示。選取工字梁底面板簧座內側通道L05 應變數據進行分析，獲得試驗加載力與應變數據的線性關系方程，符合材料在彈性階段的力學性能。

圖7 試驗加載力與應變數據Fig.7 Test loading force and strain data

2.3 應變數據處理與分析

在前軸左右兩端板簧座表面分別添加30 000 N的垂向力，計算在該載荷下各通道對應位置的應力情況，應力結果如圖8 所示。根據前軸疲勞試驗狀態可知，在垂向加載下，前軸上表面以承受壓應力為主，下表面以承受拉應力為主。分別計算出前軸Von-Mises 應力、Maximum Principal Stress（最大主應力）及Minimum Principal Stress（最小主應力）。

圖8 前軸應力結果Fig.8 Front axle stress results

參照前軸臺架疲勞試驗及前軸受力分析可知，前軸在承受垂向載荷工況下，左右板簧座中間的工字梁位置受力最大，應力最大點出現在變截面處，即通道編號L02、L03、L04、L05、R02、R03、R04、R05，所以，重點關注板簧座中間位置的應變數據。

各通道在施加單側最大載荷30 000 N 時均有一個應變極值，根據σ=E·ε，按前軸材質40Cr 彈性模量取值211 GPa，換算出各測點應力。各通道應變極值、換算應力值及對應測點位置有限元分析應力值整理后見表2。

表2 關鍵通道應變、應力值Tab.2 Critical channel strain and stress values

實采應力值與分析應力值對比如圖9 所示。

圖9 實采應力值與分析應力值對比Fig.9 Comparison of actual mining stress value and analysis stress value

由表2 及圖9 可知，各通道采集應變換算所得應力值與有限元靜力分析所得測點位置應力值高度吻合，證明了參照前軸疲勞臺架試驗搭建的采集前軸應變數據與有限元分析建模的符合性。

3 前軸輕量化設計

3.1 輕量化方案

參照前軸單倍載荷下安全系數設計取值范圍3～5，結合3.5 倍疲勞載荷下基礎狀態前軸的安全系數及Von-Mises 應力圖（圖10），認為前軸中間工字梁截面、板簧座截面存在輕量化設計空間。

圖10 前軸應力圖Fig.10 Front axle stress diagram

在輕量化前軸強度、剛度滿足設計要求的前提下，結合現有鍛造車間的前軸工字梁截面成型工藝能力，最大限度地對前軸工字梁截面進行縮減，最終獲得以下輕量化方案[5-6]。工字梁截面尺寸示意圖見圖11，表3 是前軸基礎狀態及輕量化狀態的截面尺寸統計。

表3 前軸基礎狀態與輕量化狀態截面尺寸Tab.3 Front axle base state and lightweight state section dimensions

圖11 前軸工字梁截面示意圖Fig.11 Cross section diagram of front axle I beam

3.2 輕量化設計方案有限元分析結果

按相同約束及載荷，對輕量化前軸進行3.5 倍靜滿載荷的強度分析。前軸Von-Mises 應力分析結果如圖12 所示。表4 對前軸基礎狀態及輕量化狀態的毛坯及成品狀態分別進行質量比對。

圖12 輕量化狀態前軸3.5 倍靜滿載Von-Mises 應力分析結果Fig.12 Results of 3.5x static full load Von Mises stress analysis of front axle under lightweight condition

表4 前軸基礎狀態與輕量化狀態降重對比Tab.4 Comparison of weight reduction between front axle base state and lightweight state

與基礎狀態前軸對比可見，輕量化前軸成品實現降重4.9 kg，在3.5 倍靜滿載荷下的Von-Mises應力最大值為549.76 MPa，安全系數為1.42，并且安全系數高于基礎狀態，可以滿足強度要求。

目前，該輕量化前軸已批量生產并完成切換，按2020 年該前軸用量90 000 件計算，預計每年可節約材料500 t 左右，將有效地降低生產成本，節約資源。

4 結語

本文通過采用應變片采集應變方法，獲得前軸在階梯加載力的作用下，關鍵截面處的前軸表面應力極值，將試驗采集所得應力值與有限元分析應力結果進行比較，校驗兩者之間的符合性。以此應力值為參考，在保證前軸強度及安全系數滿足要求的前提下，對前軸工字梁截面進行尺寸優化，實現前軸輕量化設計。