劉守銀，王成立

（安徽江淮汽車股份有限公司技術(shù)中心，安徽 合肥 230022）

某車型副車架橫梁的應(yīng)力分析及優(yōu)化

劉守銀，王成立

（安徽江淮汽車股份有限公司技術(shù)中心，安徽 合肥 230022）

通過(guò)對(duì)某車型前獨(dú)立懸架副車架橫梁開裂的產(chǎn)生原因進(jìn)行材料力學(xué)分析、CAE分析，確定橫梁開裂主要原因是斷面系數(shù)相對(duì)過(guò)小，本文提出增加斷裂處的斷面系數(shù)、降低斷裂處與其四周的應(yīng)力差值、增大橫梁中部應(yīng)變等方案進(jìn)行優(yōu)化。進(jìn)而對(duì)優(yōu)化后的橫梁再進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算和CAE分析，確保優(yōu)化效果，最后通過(guò)應(yīng)變片檢測(cè)、試驗(yàn)驗(yàn)證對(duì)優(yōu)化后副車架橫梁的應(yīng)力和可靠性進(jìn)行再確認(rèn)，以充分保證該橫梁滿足整車的可靠性要求。其中的優(yōu)化方法和思路對(duì)類似產(chǎn)品設(shè)計(jì)和優(yōu)化具有很好的參考價(jià)值。

副車架；橫梁；應(yīng)力；斷面系數(shù)；應(yīng)力分析；優(yōu)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(dú)立懸架，在試驗(yàn)場(chǎng)強(qiáng)化路試驗(yàn)過(guò)程中前輪受到撞擊后，副車架橫梁發(fā)生開裂現(xiàn)象，如圖1所示。該懸架承載1.6噸左右，相對(duì)一般乘用車的麥弗遜獨(dú)立懸架載來(lái)說(shuō)負(fù)荷比較大，同時(shí)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(shí)其自身是沖壓件，因此必須充分對(duì)其進(jìn)行受力分析、應(yīng)力分析和形狀優(yōu)化，使其在3.5G作用力沖擊時(shí)各部的應(yīng)力不超過(guò)材料的抗拉強(qiáng)度，才能保證可靠性。本文依據(jù)材料力學(xué)的理論、CAE分析手段對(duì)橫梁進(jìn)行應(yīng)力分析，然后根據(jù)分析結(jié)果對(duì)橫梁的形狀進(jìn)行優(yōu)化，再將優(yōu)化后的形狀與優(yōu)化前的形狀進(jìn)行應(yīng)力對(duì)比分析，確認(rèn)優(yōu)化效果，最后通過(guò)試驗(yàn)對(duì)優(yōu)化結(jié)果進(jìn)行再確認(rèn)。

1、橫梁的應(yīng)力分析

1.1 受力狀況和力學(xué)模型

由于橫梁左右對(duì)稱，所以只對(duì)橫梁左側(cè)的受力狀況進(jìn)行分析，如圖2所示。從圖中可知，在橫梁斷裂處，斷面系數(shù)變化比較大。

根據(jù)圖2的橫梁受力狀況，可將其轉(zhuǎn)化成材料力學(xué)模型，如圖3（a）所示。

為了分析任一橫截面上的載荷，在距對(duì)稱面χ (m)處一個(gè)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(duì)象，如圖3（b），設(shè)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(tài)，所以可得出以下兩個(gè)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(duì)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(shù)

彎矩M的旋轉(zhuǎn)圍繞整車軸，所以要計(jì)算對(duì)于軸斷面二次力矩。實(shí)物的截面中圓弧較多，圓弧的斷面二次力矩的計(jì)算相對(duì)復(fù)雜，而對(duì)整個(gè)截面計(jì)算影響不大，為了便于說(shuō)明和計(jì)算，將截面的形狀進(jìn)行簡(jiǎn)化，如圖4所示，（a）橫梁的俯視圖；（b）為橫梁實(shí)際截面形狀和尺寸，從圖2和圖4（a）來(lái)看，高度和寬度不同的地方分別用H和B表示；（c）為簡(jiǎn)化后的截面形狀和尺寸。

1.2.1 形心位置的計(jì)算

根據(jù)圖4（b）的形狀和尺寸公式（3）計(jì)算橫梁的相對(duì)底面的形心位置e。

1.2.2 相對(duì)χ軸的斷面二次力矩

相對(duì)χ軸的斷面二次力矩Iχ根據(jù)公式（5）來(lái)計(jì)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(guò)其自身的形心相對(duì)軸的慣性矩。按照公式（5）可得Iχ值。

1.2.3 橫梁的應(yīng)力分析

對(duì)橫梁下面的斷面系數(shù)Z由公式(7)來(lái)求得：

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

從表1可知，B和H越小，斷面系數(shù)Z就越小，相應(yīng)應(yīng)力就越大。3-3處也是斷裂的地方，從計(jì)算來(lái)看，應(yīng)力也是最大，與材料的抗拉強(qiáng)度相當(dāng)，在受到?jīng)_擊是容易斷裂。

1.2.4 用CAE對(duì)車架斷裂處應(yīng)力分析

對(duì)前懸架和副車架等數(shù)模放入整車數(shù)模內(nèi)，通過(guò)整車受力來(lái)分析副車架橫梁的受力和應(yīng)力，圖5為3.5G垂直加速度時(shí)的CAE分析結(jié)果。

從圖5可知，在3.5G垂直加速度時(shí)，斷裂處的應(yīng)力達(dá)到475MPa，超過(guò)材料抗力強(qiáng)度，但只是一點(diǎn)，而在加強(qiáng)筋和應(yīng)力475MPa的右側(cè)的應(yīng)力非常小，應(yīng)力分布不均勻。

1.2.5 用應(yīng)變片實(shí)測(cè)車架斷裂處應(yīng)力

在分析最大應(yīng)力范圍內(nèi)貼應(yīng)變片，貼片位置圖6所示，應(yīng)變片數(shù)值換算成應(yīng)力（見(jiàn)表2）

實(shí)測(cè)值的最大應(yīng)力為139.4MPa，比較小，主要是試驗(yàn)道路所產(chǎn)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(chǎn)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(duì)該橫梁進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

2、優(yōu)化橫梁的結(jié)構(gòu)

根據(jù)以上材料力學(xué)分析和CAE分析，對(duì)橫梁結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。

2.1 對(duì)橫梁斷裂處的結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化

從公式（8）來(lái)看，斷面系數(shù)越大，應(yīng)力越小，再?gòu)膹谋?來(lái)看，B和H值越大，相對(duì)軸的斷面二次力矩值就越大，根據(jù)公式（7）斷面系數(shù)就越大，也就是說(shuō)，斷面外輪廓越大，斷面系數(shù)就越大。因此，從圖2和表1來(lái)看，斷裂處的斷面系數(shù)小，其左右斷面系數(shù)大，尤其是右側(cè)斷面系數(shù)變化很大。

根據(jù)以上分析，為了減少斷裂處的應(yīng)力，必須增大斷裂

處的斷面系數(shù)，也就是要增大斷裂處的外輪廓面積，同時(shí)使左右的斷面系數(shù)平緩地變化，因此對(duì)斷裂處進(jìn)行如圖6所示優(yōu)化。

2.2 降低斷裂處應(yīng)力與四周應(yīng)力差值

降低斷裂處應(yīng)力與四周應(yīng)力差值，使斷裂處附近的應(yīng)力變化平緩。從圖5的CAE分析結(jié)果來(lái)看，相對(duì)斷裂處加強(qiáng)筋處的應(yīng)力非常小，為了優(yōu)化斷裂處的應(yīng)力分布，減小四周應(yīng)力差值，改變加強(qiáng)筋、加大加強(qiáng)筋的倒角，如圖7所示。

2.3 對(duì)橫梁中部進(jìn)行優(yōu)化

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

3、優(yōu)化后效果分析和試驗(yàn)驗(yàn)證

3.1 對(duì)優(yōu)化后橫梁斷裂處進(jìn)行再計(jì)算

優(yōu)化后對(duì)圖4（a）的3-3截面的H影響最大，H由57mm加高到70mm，該處應(yīng)力計(jì)算值也由354.5MPa降到280MPa。

3.2 對(duì)優(yōu)化后橫梁進(jìn)行CAE分析

同樣在整車數(shù)模狀態(tài)，以3.5G垂直加速度對(duì)整個(gè)橫梁進(jìn)行應(yīng)力分析，應(yīng)力最大處還在原斷裂處，但是應(yīng)力已由原來(lái)475MPa降低到355MPa，整個(gè)橫梁的最大應(yīng)力大幅降低，低于材料的抗拉強(qiáng)度，如圖（5）、（9）所示。

3.3 用應(yīng)力片對(duì)橫梁應(yīng)力進(jìn)行實(shí)測(cè)

同樣在圖6所示位置貼應(yīng)變片檢測(cè)應(yīng)力，檢測(cè)結(jié)果如表3所示。與表2的數(shù)據(jù)對(duì)比，優(yōu)化橫梁的最大應(yīng)力由原來(lái)的139.4MPa降低到102.5MPa，優(yōu)化效果明顯。

3.4 整車試驗(yàn)和市場(chǎng)驗(yàn)證

從完成對(duì)橫梁進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)和沖壓模具的修改，到現(xiàn)在已近3年來(lái)，三年內(nèi)又經(jīng)過(guò)大量整車試驗(yàn)，沒(méi)發(fā)生開裂現(xiàn)象，同時(shí)售后車輛也沒(méi)有發(fā)生開裂現(xiàn)象。

4、結(jié)論

根據(jù)材料力學(xué)理論計(jì)算，整車數(shù)模狀態(tài)下CAE分析、應(yīng)變片的實(shí)測(cè)，充分地分析了橫梁受力狀況、斷裂產(chǎn)生的原因，并根據(jù)分析結(jié)果，采取了三個(gè)有效措施，這三個(gè)有效措施是：（1）、增大斷裂處的斷面系數(shù)，直接降低應(yīng)力；（2）降低斷裂處應(yīng)力與四周應(yīng)力差值，使斷裂處附近的應(yīng)力變化平緩；（3）減小應(yīng)力小的中部的截面系數(shù)，使中部應(yīng)變變大，提高橫梁中部的柔軟性，降低斷裂處的應(yīng)力。無(wú)論是理論計(jì)算、CAE分析、應(yīng)變片檢測(cè)，優(yōu)化后斷裂處應(yīng)力降低25%左右，降低幅度大，優(yōu)化效果非常明顯。

這三個(gè)措施對(duì)類似產(chǎn)品設(shè)計(jì)、優(yōu)化結(jié)構(gòu)等具有很大參考價(jià)值。

[1] 材料力學(xué)（第二版） 范欽珊 殷雅俊主編 清華大學(xué)出版社.

[2] CAEよる機(jī)械強(qiáng)度設(shè)計(jì). 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

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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(shù)中心。