摘要：某系列輕型載貨汽車是東風(fēng)汽車股份有限公司自主開發(fā)的裝載質(zhì)量2 t、駕駛室外寬1 880 mm、適用于中短途運輸?shù)能囆?。該車型車架在總行駛里?萬～2萬km范圍內(nèi)，在使用條件惡劣的山區(qū)出現(xiàn)疲勞裂紋。利用材料力學(xué)理論對車架進行了靜應(yīng)力分析，用大型有限元分析軟件HyperWorks對車架疲勞裂紋產(chǎn)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(jīng)過試驗驗證和市場檢驗，用戶反映良好，達到了改進預(yù)期效果。建立了車架有限元計算模型，進行了靜應(yīng)力分析，得到車架在各靜工況下的應(yīng)力分布。根據(jù)車架實際工況載荷進行加載的有限元計算結(jié)果，分析出車架疲勞裂紋過早產(chǎn)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(chǎn)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(shè)計和分析。

關(guān)鍵詞：車架；疲勞裂紋；應(yīng)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(zhì)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?shù)能囆?，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(shè)計要求裝載質(zhì)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(xiàn)車架開裂問題。在路況較復(fù)雜的湖北?？怠?nèi)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(lián)結(jié)處便出現(xiàn)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(yīng)急攻關(guān)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(jié)構(gòu)簡況及設(shè)計參數(shù)

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(shè)計參數(shù)[1]如表1所示。

3 車架應(yīng)力計算

3.1 車架應(yīng)力常規(guī)計算

3.1.1 車架結(jié)構(gòu)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(chǔ)，除了承受這些總成的質(zhì)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(jié)構(gòu)中的梯形車架結(jié)構(gòu)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(shè)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(zhuǎn)剛度，采用了7根不同形式的橫梁。整個車架結(jié)構(gòu)參見圖2，縱梁結(jié)構(gòu)參見圖3。

3.1.2 車架應(yīng)力常規(guī)計算

a.車架應(yīng)力常規(guī)計算基本理論。

車架受力狀況極為復(fù)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?？v梁的橫截面上產(chǎn)生橫力彎曲，不但有正應(yīng)力還有剪應(yīng)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(yīng)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(yīng)力σmax如下：

[σmax=MmaxW] （1）

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

[W=Izh/2] （2）

當(dāng)截面是外寬為B、外高為H、內(nèi)寬為b、內(nèi)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(yīng)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(yīng)力不超過許用應(yīng)力即可。許用應(yīng)力[7]表達式如下：

[σ=σsn] （6）

DL510縱梁鋼的許用應(yīng)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(zhì)下，材料疲勞極限σ-1與強度極限σb之間具有較好的相關(guān)性[9]，對于σb小于1 400 MPa的碳鋼和合金鋼，關(guān)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(yīng)力常規(guī)計算。

基于材料力學(xué)簡支梁理論和基本公式[σ]=M/W，縱梁被當(dāng)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?？v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(shù)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(yīng)力最大，具體如下：

|σ|max=40.8 MPa（1 390 mm）

安全系數(shù)K=σs/|σ|max=320/40.8=7.8（經(jīng)驗值5～8）

在載貨4t情況下，車架縱梁所受的最大應(yīng)力如下：

|σ|max=56.1 MPa（1 390 mm）

安全系數(shù)K=σs/|σ|max=320/40.8=5.7（經(jīng)驗值5～8）

3.1.3 車架局部應(yīng)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(yīng)力計算僅以圖15（前板簧后吊耳處）為基礎(chǔ)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(yīng)力結(jié)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(yīng)力結(jié)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(shù)據(jù)可知，在超載條件下汽車在行駛時車架上該處產(chǎn)生的動應(yīng)力大于材料的疲勞極限。

3.2 車架的有限元應(yīng)力計算

3.2.1 車架有限元模型的建立

汽車車架是一個復(fù)雜的空間薄壁結(jié)構(gòu)，該結(jié)構(gòu)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(lián)結(jié)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(jié)果表明車架應(yīng)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(yīng)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(guān)，若貨箱與車架是鋼-鋼結(jié)構(gòu)連接（貨箱縱梁為鋼質(zhì)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(dān)，其承受載荷的比例為3∶7，若貨箱與車架是木-鋼結(jié)構(gòu)連接，由于貨箱剛度小，因此只承擔(dān)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(dāng)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(jù)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(zhuǎn)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(chǎn)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(nèi)，即會因某車輪抬起或經(jīng)過洼坑而產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)，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(jù)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(zhì)量產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形，這是一種比較惡劣的彎扭聯(lián)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(jié)果及分析

圖8a為純彎曲工況載荷圖，圖8b為純彎曲工況應(yīng)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(yīng)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(yīng)力圖;圖9為車架在彎扭工況下左前輪抬起200 mm時的應(yīng)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(yīng)力集中區(qū)，這和實際情況是一致的，圖8A孔孔邊最大應(yīng)力為46 MPa，與應(yīng)用經(jīng)典力學(xué)理論計算的結(jié)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(yīng)力為237 MPa，但是，由于車架材料為5-DL510，其許用應(yīng)力[σ]為211～238 MPa，大于最大應(yīng)力237 MPa，因此此工況所引起的應(yīng)力集中不足以使車架在該處產(chǎn)生裂紋，也就是說車架上裂紋的產(chǎn)生不是車架靜強度不足引起的。另一方面，A孔孔邊最大應(yīng)力237 MPa大于材料的疲勞極限234.6 MPa。由此推斷，裂紋的產(chǎn)生是汽車在行駛時車架上產(chǎn)生的動應(yīng)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(zhuǎn)剛度小，而后端的橫梁多，扭轉(zhuǎn)剛度大，從而產(chǎn)生變形不協(xié)調(diào)現(xiàn)象，進而在此處產(chǎn)生應(yīng)力集中現(xiàn)象。

4 裂紋產(chǎn)生的原因及設(shè)計改進方案

4.1 車架裂紋產(chǎn)生的原因

從車架靜應(yīng)力常規(guī)計算和有限元分析結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，在超載一倍條件和靜工況下車架上最大應(yīng)力值為237 MPa，小于車架材料的許用應(yīng)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(chǎn)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(chǎn)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(chǎn)生的動應(yīng)力產(chǎn)生的疲勞破壞所致。

從上文靜應(yīng)力分析可以發(fā)現(xiàn)，車架在前懸架后吊耳連接處的應(yīng)力集中現(xiàn)象最為顯著。因此，應(yīng)力集中是造成疲勞破壞的主要原因。車架裂紋的產(chǎn)生是在汽車行駛較短的時間內(nèi)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(chǎn)生處的應(yīng)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(shè)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(zhuǎn)剛度是導(dǎo)致該處應(yīng)力集中的主要原因。因此進行局部加強，提高車架局部扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)剛度的前提下，使車架發(fā)生扭轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)和裝配的前提下，對車架結(jié)構(gòu)進行較小的修改，使車架的使用壽命有所提高。

該車架應(yīng)力集中產(chǎn)生的主要原因之一是車架上該段的扭轉(zhuǎn)剛度偏小，因此，對于已生產(chǎn)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(zhuǎn)剛度和加強局部強度，對于待生產(chǎn)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(zhuǎn)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(yīng)力的常規(guī)計算

a.改進方案一車架應(yīng)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(yīng)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(shù)提高28%）

在載貨4 t情況下，車架縱梁所受的最大應(yīng)力如下：

|σ|max=43.8 MPa（1 390 mm）

K=σs/|σ|max=320/43.8=7.3（安全系數(shù)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(yīng)力結(jié)果如下：

WX=（BH3-bh3）/（6H）=69.8×103mm3

σ=-25 MPa

K=σs/|σ|=320/25=12.8（安全系數(shù)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(yīng)力結(jié)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(shù)提高28%）

|σd|=223.72 MPa<σ-1

b.改進方案二車架應(yīng)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(yīng)力結(jié)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(shù)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(yīng)力結(jié)果如下：

WX=（BH3-bh3）/（6H）=103×103 mm3

σ=-23 MPa

K=σs/|σ|=320/34=13.9（安全系數(shù)提高89%）

|σd|=151.3 MPa<σ-1

4.2.3 改進后車架應(yīng)力的有限元計算

a.改進方案一車架應(yīng)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(yīng)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(yīng)力圖見圖12b，應(yīng)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(yīng)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(yīng)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(yīng)力圖見圖13a，應(yīng)力值明顯下降。改進后靜態(tài)彎扭工況下左前輪抬起應(yīng)力圖見圖13b。

5 結(jié)語

本文用力學(xué)分析、有限元分析兩種方法對該公司生產(chǎn)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(fù)雜結(jié)構(gòu)件，在實際使用過程中受力復(fù)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(chǔ)上進行有限元靜態(tài)分析，然后根據(jù)計算結(jié)果找出車架過早出現(xiàn)疲勞裂紋的原因，在此基礎(chǔ)上給出了發(fā)生疲勞裂紋車架的臨時方案，和未來生產(chǎn)車架的永久方案。

該車架改進方案試裝后已經(jīng)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(shè)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(shè)計。