一種輕型載貨汽車車架的可靠性研究

摘要：某系列輕型載貨汽車是東風汽車股份有限公司自主開發(fā)的裝載質量2 t、駕駛室外寬1 880 mm、適用于中短途運輸的車型。該車型車架在總行駛里程1萬～2萬km范圍內，在使用條件惡劣的山區(qū)出現疲勞裂紋。利用材料力學理論對車架進行了靜應力分析，用大型有限元分析軟件HyperWorks對車架疲勞裂紋產生的原因進行了精準分析，提出了改進臨時方案和永久方案，最終經過試驗驗證和市場檢驗，用戶反映良好，達到了改進預期效果。建立了車架有限元計算模型，進行了靜應力分析，得到車架在各靜工況下的應力分布。根據車架實際工況載荷進行加載的有限元計算結果，分析出車架疲勞裂紋過早產生的原因。對已發(fā)生問題和投入市場的車架給出了臨時方案，對未來待生產車架給出了永久方案。對某系列輕型載貨汽車車架所采用的分析方法和過程，適用于輕型汽車車架的設計和分析。

關鍵詞：車架；疲勞裂紋；應力；分析

中圖分類號：U469.2 收稿日期：2024-07-18

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2024.10.006

1 前言

某系列輕型載貨汽車是某公司自主開發(fā)的裝載質量2 t、駕駛室外寬1 880 mm，適用于平原、山區(qū)等中短途運輸的車型，該車具有造型美觀、視野寬闊、舒適性好、承載能力強、價位適中等優(yōu)點，因而具有較好的市場銷路。該車型在按設計要求裝載質量2 t情況下進行了3萬km不同路況（其中高速公路占40%，山區(qū)公路占20%，凸凹不平壞路占20%）的可靠性試驗，均未發(fā)生一類和二類故障（即致命故障和嚴重故障），首次故障里程和平均故障間隔里程均達到5 000 km，為該車型的安全使用提供了強有力的保障。

該車型投放市場后反映良好，但在局部市場出現車架開裂問題。在路況較復雜的湖北保康、內蒙通遼、重慶涪陵等山區(qū)，該車在嚴重超載（至少裝載4 t）情況下使用1萬～2萬km時，車架縱梁前鋼板板簧前后吊耳和后鋼板板簧前吊耳與車架聯結處便出現了裂紋，有時甚至發(fā)生了斷裂。這嚴重影響了企業(yè)的聲譽和效益，因此該公司高度重視該問題，成立應急攻關小組，從臨時方案和永久方案兩方面解決車架開裂問題。

2 整車結構簡況及設計參數

該系列輕型載貨汽車包括單排和帶臥鋪兩種，可乘座三人，該系列車型外形如圖1所示，主要設計參數[1]如表1所示。

3 車架應力計算

3.1 車架應力常規(guī)計算

3.1.1 車架結構簡介

該系列輕型載貨汽車車架是發(fā)動機、變速箱、駕駛室等總成安裝基礎，除了承受這些總成的質量，還要承受這些總成傳過來的各種力和力矩。該車架總成由2根平行的槽形縱梁和7根橫梁鉚接而成，屬于車架結構中的梯形車架結構型式，抗彎強度好，前后等寬，寬度為750 mm。從簡化工藝及滿足總布置的需要出發(fā)，縱梁設計成平直截面段（188 mm×50 mm×5 mm）[2]。材料采用DL510[3]，強度極限σb為510 MPa，屈服強度σs為320 MPa。為保證車架總成具有合理的扭轉剛度，采用了7根不同形式的橫梁。整個車架結構參見圖2，縱梁結構參見圖3。

3.1.2 車架應力常規(guī)計算

a.車架應力常規(guī)計算基本理論。

車架受力狀況極為復雜。汽車靜止時，車架只承受懸架以上部分的載荷，稱為車架的靜載荷。縱梁的橫截面上產生橫力彎曲，不但有正應力還有剪應力，彎矩隨截面位置變化。車架的受力和變形[4]見圖4a和圖4b。

一般情況下，最大正應力σmax發(fā)生于彎矩最大的截面上，且離中性軸最遠處[5]。最大正應力σmax如下：

[σmax=MmaxW] （1）

式中，W稱為抗彎截面系數，它與截面的幾何形狀有關，量綱為[長度]，W的表達式如下：

[W=Izh/2] （2）

當截面是外寬為B、外高為H、內寬為b、內高為h的槽形截面時，W的表達式如下：

[W=（BH3-bh3）/12H/2=BH3-bh36H] （3）

式中，Mmax稱為最大彎矩，Mi[6]的表達式如下：

[Mi=F1li-l1+F2li-l2+…+Fi-1li-li-1-]

[Rffli-lff-Rfrli-lfr] （4）

求出最大彎曲正應力后，彎曲的強度條件則為：

[σmax=MmaxW≤σ] （5）

對于抗拉和抗壓強度相等的材料（如16Mn鋼），只要絕對值最大的正應力不超過許用應力即可。許用應力[7]表達式如下：

[σ=σsn] （6）

DL510縱梁鋼的許用應力[σ]為211～238 MPa。

對于縱梁，動載荷下的最大彎矩[8]為：

[Mdmax=6.58Mmax] （7）

彎曲的強度條件如下：

[σdmax=MdmaxW≤σ-1] （8）

在常溫和空氣介質下，材料疲勞極限σ-1與強度極限σb之間具有較好的相關性[9]，對于σb小于1 400 MPa的碳鋼和合金鋼，關系式如下：

σ-1=0.46σb （9）

對于該系列車型縱梁材料大梁鋼，σ-1為234.6 MPa。

b.車架應力常規(guī)計算。

基于材料力學簡支梁理論和基本公式[σ]=M/W，縱梁被當作一根受若干集中力和分布力作用且支于前后懸架支架的簡支梁。縱梁上載荷的大小和作用位置見表2，縱梁分段情況見表3，前后懸架支點坐標見表4。從表2可知，右縱梁受力稍大，故只對右縱梁進行計算。右縱梁載荷分布見表5。

以上參數輸入車架計算程序，取分段長度Mp=5 cm，計算得整個車架受力情況如圖5所示。

從圖5可以看出，在載貨2t情況下，在坐標x=1 390 mm處，車架縱梁所受的應力最大，具體如下：

|σ|max=40.8 MPa（1 390 mm）

安全系數K=σs/|σ|max=320/40.8=7.8（經驗值5～8）

在載貨4t情況下，車架縱梁所受的最大應力如下：

|σ|max=56.1 MPa（1 390 mm）

安全系數K=σs/|σ|max=320/40.8=5.7（經驗值5～8）

3.1.3 車架局部應力常規(guī)計算

從車架實物斷裂情況可以看出，幾處裂紋情況屬于同一類型，本文車架開裂處應力計算僅以圖15（前板簧后吊耳處）為基礎進行計算。從附圖圖15初步分析，最初開裂位置為工藝孔孔邊處，該工藝孔直徑為30 mm，在縱梁上的坐標位置為754 mm，即圖中A孔。

a.在載貨2 t情況下，在坐標x=754 mm（A點）處，車架縱梁所受的應力結果如下：

WX=（BH3-bh3）/（6H）=54.2×103mm3

σ=-32 MPa

K=σs/|σ|=320/32=10

|σd|=210.56 MPa<σ-1

b.在載貨4t情況下，在坐標x=754 mm（A點）處，車架縱梁所受的應力結果如下：

WX=（BH3-bh3）/（6H）=54.2×103mm3

σ=-44 MPa

K=σs/|σ|=320/44=7.3

|σd|=289.52 MPa>σ-1

從以上數據可知，在超載條件下汽車在行駛時車架上該處產生的動應力大于材料的疲勞極限。

3.2 車架的有限元應力計算

3.2.1 車架有限元模型的建立

汽車車架是一個復雜的空間薄壁結構，該結構雖然左右完全對稱，但在行駛過程中所受的外載卻不是完全對稱的，故選用整個車架進行有限元分析。該車架的有限元模型和約束圖見圖6。

在建立車架有限元模型時，需將作用在車架上的外載荷簡化為等效載荷加到車架上。

對于車身的自重及車架上的各總成，可將它們簡化為集中力直接作用在車架上。而載重汽車的載荷（承載重量）是通過貨箱傳給車架的，汽車貨箱主要由貨箱底板、貨箱橫梁、貨箱縱梁和墊木組成，貨箱的縱梁通過墊木放在車架縱梁的上翼面上，兩者是通過若干個U形螺栓聯結在一起（圖7）。

在以往的車架有限元計算中，常常不考慮貨箱的剛度對車架剛度與強度的貢獻，而一概將貨箱上的載荷以集中力或均布力形式全部直接加到車架上，這種簡化的計算結果表明車架應力的計算值一般比實驗值大，特別在與貨箱相連的車架中后部應力計算值往往比實驗值大幾倍。

事實上貨箱和車架之間的作用力是以集中力形式傳遞的，但并不是完全傳遞，而與貨箱的剛度有關，若貨箱與車架是鋼-鋼結構連接（貨箱縱梁為鋼質材料），考慮到貨箱的剛度對車架強度的影響，則總載荷由車架和貨箱共同承擔，其承受載荷的比例為3∶7，若貨箱與車架是木-鋼結構連接，由于貨箱剛度小，因此只承擔了總載荷的6%，總載荷基本上是由車架承受。本文所研究的汽車貨箱與車架屬于木-鋼連接，因此當該汽車滿載時，即載重2.2 t時，車架承受其94%的重量，也就是2.068 t的重量。但因車箱的剛度很小，可以不考慮車箱對載荷的承受能力。

3.2.2 載荷工況的確定

根據車輛實際運行受力情況，對靜力分析時一般僅考慮重力作用下的純彎曲工況、增加水平方向1 g加速度制動工況下的彎曲工況和彎曲扭轉組合工況（簡稱彎扭工況）。汽車在平路上行駛時，路面的反作用力使車架承受對稱的垂直載荷，它使車架產生彎曲變形。彎扭工況的確定是由于汽車在崎嶇不平的路面上行駛時，汽車四個車輪可能不在同一平面內，即會因某車輪抬起或經過洼坑而產生扭轉，這就要進行彎扭工況的計算。因此本文進行整車靜力分析時通常采用這兩種工況。本文中的彎曲工況是指車輛四輪著地時的靜力工況，這時車架主要承受彎曲作用。

根據國家試車場（襄樊）凸凹不平路路面的實際情況及車架開裂的實際位置，確定彎扭工況為車輛的左前輪輪心向上抬起200 mm，在這種情況下車架承受著車輛自身質量產生的扭轉變形，這是一種比較惡劣的彎扭聯合作用工況。車輛各主要總成僅重力作用下的受力值（僅有豎直載貨）及在重力和水平方向1 g加速度制動同時作用下的受力值（有豎直載貨和水平載貨）見表6。

3.2.3 計算結果及分析

圖8a為純彎曲工況載荷圖，圖8b為純彎曲工況應力圖，圖8c為載貨2t制動工況下（水平方向給1 g加速度的力）彎曲工況應力圖，圖8d為載貨4t制動工況下（水平方向給1 g加速度的力）彎曲工況應力圖;圖9為車架在彎扭工況下左前輪抬起200 mm時的應力圖。

從圖8和圖9可以看出，在前板簧后吊耳與車架連接區(qū)域有應力集中區(qū)，這和實際情況是一致的，圖8A孔孔邊最大應力為46 MPa，與應用經典力學理論計算的結果44 MPa相吻合，基本上驗證了有限元模型的合理性，說明了有限元計算的準確性。

圖9A孔孔邊最大應力為237 MPa，但是，由于車架材料為5-DL510，其許用應力[σ]為211～238 MPa，大于最大應力237 MPa，因此此工況所引起的應力集中不足以使車架在該處產生裂紋，也就是說車架上裂紋的產生不是車架靜強度不足引起的。另一方面，A孔孔邊最大應力237 MPa大于材料的疲勞極限234.6 MPa。由此推斷，裂紋的產生是汽車在行駛時車架上產生的動應力和車架局部強度不夠造成的。

由于該車架前端橫梁少，扭轉剛度小，而后端的橫梁多，扭轉剛度大，從而產生變形不協(xié)調現象，進而在此處產生應力集中現象。

4 裂紋產生的原因及設計改進方案

4.1 車架裂紋產生的原因

從車架靜應力常規(guī)計算和有限元分析結果可以發(fā)現，在超載一倍條件和靜工況下車架上最大應力值為237 MPa，小于車架材料的許用應力238 MPa，但大于材料的疲勞極限234.6 MPa，故可以排除車架在行駛過程中突然斷裂的可能。又由于車架上的裂紋是在汽車行駛1萬～2萬km后產生的，并且同批出廠的汽車在此期間發(fā)生多起在車架上相同部位不同程度的裂紋，因而可以確定裂紋的產生是因為在超載條件下車架局部強度不夠，汽車在行駛時車架上產生的動應力產生的疲勞破壞所致。

從上文靜應力分析可以發(fā)現，車架在前懸架后吊耳連接處的應力集中現象最為顯著。因此，應力集中是造成疲勞破壞的主要原因。車架裂紋的產生是在汽車行駛較短的時間內發(fā)生的，汽車在行駛時隨時都要受到路面的激勵作用，并且此時車架上裂紋產生處的應力集中十分嚴重，故路面的激勵是影響車架正常使用壽命的主要因素。

4.2 車架的設計改進原則及具體改進方案

4.2.1 改進原則和方案

通過上文的分析可以清楚地看到，前板簧后吊耳處與縱梁連接處較小的扭轉剛度是導致該處應力集中的主要原因。因此進行局部加強，提高車架局部扭轉剛度，加強車架局部彎曲強度，從而在保證車架具有足夠扭轉剛度的前提下，使車架發(fā)生扭轉危險的情況降到最低限度。在盡量不影響車架上各安裝件的結構和裝配的前提下，對車架結構進行較小的修改，使車架的使用壽命有所提高。

該車架應力集中產生的主要原因之一是車架上該段的扭轉剛度偏小，因此，對于已生產的車型采用改進方案一，即在前后板簧前后吊耳處增加4 mm厚的L形加強板來提高車架該段的整體扭轉剛度和加強局部強度，對于待生產車型采用改進方案二，即取消工藝孔的同時在前后板簧前后吊耳處增加4 mm厚的L形加強板來提高車架該段的整體扭轉剛度和加強局部強度。改進方案二縱梁加L板示意圖見圖10。

4.2.2 改進后車架應力的常規(guī)計算

a.改進方案一車架應力常規(guī)計算。

車架的受力如圖11所示。

從圖11可以看出，在載貨2t情況下，在坐標x=1 390 mm處，車架縱梁所受的應力最大，具體如下：

|σ|max=31.9 MPa（1 390 mm）

K=σs/|σ|max=320/31.9=10（安全系數提高28%）

在載貨4 t情況下，車架縱梁所受的最大應力如下：

|σ|max=43.8 MPa（1 390 mm）

K=σs/|σ|max=320/43.8=7.3（安全系數提高28%）

在載貨2 t情況下，在坐標x=754 mm處，車架縱梁所受的應力結果如下：

WX=（BH3-bh3）/（6H）=69.8×103mm3

σ=-25 MPa

K=σs/|σ|=320/25=12.8（安全系數提高28%）

|σd|=164.5 MPa<σ-1

在載貨4 t情況下，在坐標x=754 mm處，車架縱梁所受的應力結果如下：

WX=（BH3-bh3）/（6H）=69.8×103 mm3

σ=-34 MPa

K=σs/|σ|=320/34=9.4（安全系數提高28%）

|σd|=223.72 MPa<σ-1

b.改進方案二車架應力常規(guī)計算。

在載貨2 t情況下，在坐標x=754 mm處，車架縱梁所受的應力結果如下：

WX=（BH3-bh3）/（6H）=103×103mm3

σ=-16.9 MPa

K=σs/|σ|=320/16.9=18.9（安全系數提高89%）

|σd|=111.2 MPa<σ-1

在載貨4 t情況下，在坐標x=754 mm處，車架縱梁所受的應力結果如下：

WX=（BH3-bh3）/（6H）=103×103 mm3

σ=-23 MPa

K=σs/|σ|=320/34=13.9（安全系數提高89%）

|σd|=151.3 MPa<σ-1

4.2.3 改進后車架應力的有限元計算

a.改進方案一車架應力有限元計算。

載貨2 t制動工況下（水平方向給1 g加速度的力）彎曲工況應力圖見圖12a，載貨4 t制動工況下（水平方向給1 g加速度的力）彎曲工況應力圖見圖12b，應力值明顯下降。改進后靜態(tài)彎扭工況下左前輪抬起變形圖見圖12c，改進后靜態(tài)彎扭工況下左前輪抬起應力圖見圖12d。改進前后的車架剛度對比值見表7所示。

從表8可以看出改進后車架的剛度得到明顯改善。

b.改進方案二車架應力有限元計算。

載貨2 t制動工況下（水平方向給1 g加速度的力）彎曲工況應力圖見圖13a，應力值明顯下降。改進后靜態(tài)彎扭工況下左前輪抬起應力圖見圖13b。

5 結語

本文用力學分析、有限元分析兩種方法對該公司生產的某系列輕型載貨汽車車架進行了分析，給出了可行的臨時方案和永久方案。由于車架屬于大尺寸復雜結構件，在實際使用過程中受力復雜，因此研究難度大。本文對疲勞裂紋成因的分析主要采用有限元分析的方法，利用國際上較為流行的通用有限元分析軟件HyperWorks，建立了有限元模型，并在該模型的基礎上進行有限元靜態(tài)分析，然后根據計算結果找出車架過早出現疲勞裂紋的原因，在此基礎上給出了發(fā)生疲勞裂紋車架的臨時方案，和未來生產車架的永久方案。

該車架改進方案試裝后已經過3萬km的可靠性道路試驗檢驗、5萬km的用戶使用檢驗和5年的市場檢驗，效果良好，證明該車架改進方案是成功的。

圖14～17為實物裂紋情況。

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作者簡介：

尹偉，男，1994年生，工程師，研究方向為整車性能、車架設計。

劉麗（通訊作者），女，1976年生，研究員級高級工程師，研究方向為整車性能、整車總布置及車架車廂設計。