摘要：減振器支架作為減振器連接車架的受力結(jié)構(gòu)件，承擔(dān)了減振器所產(chǎn)生的全部力。用戶市場(chǎng)反饋某輕卡車型多輛車在使用過程中出現(xiàn)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(jié)合市場(chǎng)用戶實(shí)際，就發(fā)生的開裂問題進(jìn)行詳細(xì)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(qiáng)度不足而導(dǎo)致的開裂，同時(shí)針對(duì)開裂原因制定優(yōu)化方案，判斷該方案的可行性，優(yōu)化方案已通過整車耐久試驗(yàn)驗(yàn)證。

關(guān)鍵詞：減振器支架；開裂；仿真分析；臺(tái)架驗(yàn)證

中圖分類號(hào)：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(dòng)阻尼器，是汽車懸架系統(tǒng)中的重要組件。其主要作用包括：減少震動(dòng)，當(dāng)車輛行駛在不平的路面上時(shí)，減振器與彈簧協(xié)同工作，通過阻尼過程來吸收并減少由路面?zhèn)鱽淼臎_擊和震動(dòng)，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(shí)產(chǎn)生過度的上下彈跳，確保車輛的穩(wěn)定性和操控性；保護(hù)車輛部件，通過有效吸收震動(dòng)，減振器還能保護(hù)車內(nèi)其他部件，如發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)系統(tǒng)等，避免因長(zhǎng)時(shí)間震動(dòng)而導(dǎo)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(dǎo)致以下幾方面嚴(yán)重后果：行駛平順性變差，減振器支架開裂會(huì)影響減振器正常工作，導(dǎo)致車輛在行駛過程中顛簸感增強(qiáng)，影響駕駛舒適性；安全性降低，開裂部位可能成為車輛結(jié)構(gòu)的薄弱環(huán)節(jié)，特別是在緊急制動(dòng)或急轉(zhuǎn)彎時(shí)，可能因強(qiáng)度不足導(dǎo)致車輛失控，增加交通事故風(fēng)險(xiǎn)；貨物運(yùn)輸安全性受損，對(duì)于商用車而言，貨物運(yùn)輸過程中如遇到支架或縱梁開裂，貨物的穩(wěn)定性會(huì)受到影響，可能導(dǎo)致貨物損壞或掉落，造成經(jīng)濟(jì)損失；維修成本增加，開裂問題一旦出現(xiàn)，需要專業(yè)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(yùn)營(yíng)效率；疲勞壽命縮短，長(zhǎng)期帶病運(yùn)行會(huì)使車輛其他部件承受額外應(yīng)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(gè)不容忽視的問題，需要及時(shí)診斷和維修以保障行車安全和經(jīng)濟(jì)效益。

用戶市場(chǎng)反饋多輛某輕卡車型在使用過程中出現(xiàn)減振器支架開裂及減振器支架處車架開裂的現(xiàn)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(fā)生開裂問題的現(xiàn)象。在聯(lián)合系統(tǒng)設(shè)計(jì)師現(xiàn)場(chǎng)查看實(shí)車故障件后，發(fā)現(xiàn)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(jīng)同系統(tǒng)設(shè)計(jì)師確認(rèn)，該款輕卡裝配的減振器理論要求的復(fù)原阻尼力在極限狀態(tài)下為（4200±630）N，基于此，后續(xù)開展解析計(jì)劃。

2.1強(qiáng)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(wǎng)格，減振器連接支架銷軸采用2mm六面體單元網(wǎng)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(biāo)系，按照右手法則，+X指向車尾方向，+Y指向車右側(cè)，+Z指向車上方，如圖2所示。

b.強(qiáng)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(fù)原阻尼力方向施加極限狀態(tài)下的復(fù)原阻尼力（4200＋630）N，提交求解器Optistruct進(jìn)行線性靜態(tài)強(qiáng)度計(jì)算。分析結(jié)果見圖3，可知減振器支架最大等效應(yīng)力為334.8MPa，減振器支架處車架最大等效應(yīng)力為347.6MPa，強(qiáng)度工況下振器支架及減振器支架處車架最大等效應(yīng)力均小于（接近）材料的屈服極限355MPa，且應(yīng)力較大位置與實(shí)車開裂位置吻合。

由以上分析可知，開裂處強(qiáng)度理論校核滿足要求，需重新檢查實(shí)車裝配的減振器復(fù)原阻尼力是否符合理論設(shè)計(jì)要求。

2.2實(shí)車裝配的減振器復(fù)原阻尼力臺(tái)架測(cè)試

選取實(shí)車裝配的減振器三根，按QC/T491—2018《汽車減振器性能要求及臺(tái)架試驗(yàn)方法》要求進(jìn)行測(cè)試，臺(tái)架試驗(yàn)如圖4所示，具體要求如下：時(shí)間溫度常溫，試件試驗(yàn)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?yàn)殂U錘方向，位置在減振器行程的中間部分。

經(jīng)過試驗(yàn)，三根減振器極限狀態(tài)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(shí)車裝配的減振器復(fù)原阻尼力遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于理論極限設(shè)計(jì)值4830N。

2.3強(qiáng)度復(fù)核

強(qiáng)度復(fù)核模型建立與上文的強(qiáng)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(fù)原阻尼力方向施加極限狀態(tài)下的復(fù)原阻尼力6300N，提交求解器Optistruct進(jìn)行線性靜態(tài)強(qiáng)度計(jì)算。分析結(jié)果見圖5，減振器支架最大等效應(yīng)力為460.8MPa，減振器支架處車架最大等效應(yīng)力為521.1MPa，強(qiáng)度復(fù)核工況下減振器支架及減振器支架處車架最大等效應(yīng)力均遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于材料的屈服極限355MPa。

綜上所述，可以初步判斷該開裂現(xiàn)象出現(xiàn)的原因是減振器不符合理論設(shè)計(jì)要求，從而導(dǎo)致減振器支架及減振器支架處車架應(yīng)力過大，造成失效。

2.4實(shí)車應(yīng)力測(cè)試對(duì)比

選用一臺(tái)同樣配置的車輛進(jìn)行實(shí)車應(yīng)力測(cè)試，應(yīng)變片粘貼位置如圖6所示。

由此測(cè)得極限狀態(tài)下（1.047m/s）的減振器支架處應(yīng)力為481MPa，減振器支架處車架應(yīng)力為542MPa，基本與理論復(fù)核結(jié)果一致。

經(jīng)過以上論證，可以確定該開裂現(xiàn)象的出現(xiàn)是減振器不符合理論設(shè)計(jì)要求導(dǎo)致，考慮到市場(chǎng)客戶實(shí)際，對(duì)于如何解決此問題，本文將按照減振器極限狀態(tài)復(fù)原阻尼力6300N進(jìn)行論述。

3優(yōu)化對(duì)策

在2.3節(jié)強(qiáng)度復(fù)核模型的基礎(chǔ)上進(jìn)行方案優(yōu)化，制定如下優(yōu)化對(duì)策：

a.優(yōu)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(yōu)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(cè)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(yōu)化方案1、優(yōu)化方案2的強(qiáng)度分析結(jié)果分別如圖9、圖10所示，詳細(xì)信息匯總成如表1所示。

通過表1可以看出：優(yōu)化方案1時(shí)的減振器支架及車架縱梁的應(yīng)力均比較接近材料屈服，仍存在風(fēng)險(xiǎn)；優(yōu)化方案2的結(jié)論有較大富裕，存在輕量化的空間；基于優(yōu)化方案2在仿真軟件Hypermesh中不斷調(diào)整加強(qiáng)板厚度，最終得到理想狀態(tài)的優(yōu)化方案3。優(yōu)化方案3：C型加強(qiáng)板3.5mm，材料DL590，直型加強(qiáng)板3mm，材料DL590，強(qiáng)度結(jié)論如圖11所示，詳細(xì)信息匯總成如表2所示。

下面進(jìn)行優(yōu)化方案定型。組織系統(tǒng)設(shè)計(jì)師研討優(yōu)化建議，綜合考慮成本并及時(shí)處理市場(chǎng)問題等因素后，反饋?zhàn)罱K的優(yōu)化CAD模型（優(yōu)化方案3），CAE分析師根據(jù)最終的優(yōu)化CAD模型重新進(jìn)行仿真分析，經(jīng)分析，最終優(yōu)化模型強(qiáng)度結(jié)果與理論分析基本吻合，可初步判斷優(yōu)化方案3具備緊急處理市場(chǎng)問題的可行性，后續(xù)該方案通過整車耐久試驗(yàn)驗(yàn)證。

4結(jié)語(yǔ)

隨著產(chǎn)品輕量化設(shè)計(jì)的普及，車型在研發(fā)設(shè)計(jì)階段就盡可能追求極致性能與極致輕量化，這要求設(shè)計(jì)師對(duì)零部件的管控做到精細(xì)，一旦出現(xiàn)零部件同理論設(shè)計(jì)要求不符的情況，便容易導(dǎo)致產(chǎn)品失效，從而影響用戶的用車體驗(yàn)，公司在承擔(dān)損失的同時(shí)，聲譽(yù)也會(huì)受到不利影響。

本文涉及的多輛某輕卡車型在市場(chǎng)用戶使用過程中出現(xiàn)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(guī)格不符合理論設(shè)計(jì)要求導(dǎo)致，為快速處理市場(chǎng)問題，解決用戶抱怨，采取的優(yōu)化方案3在實(shí)際改善中具備可行性，且用戶普遍表示認(rèn)可該處理方案。

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作者簡(jiǎn)介

黃鑫輝，男，1997年生，助理工程師，研究方向?yàn)檎嚱Y(jié)構(gòu)耐久。