文/朱国军，徐迪·湖北三环车桥有限公司

节能环保、安全智能是当前汽车技术的发展趋势，主机厂采取的最有效的应对措施是轻量化设计，而前轴作为汽车上最大的锻件，其结构轻量化对整车减重具有显著的贡献。

早期由于国内缺乏相关的研发能力，前轴锻件产品均从国外引进，如斯太尔、曼、日产153、五十铃等，国内以此为基础平台，通过对比修改，衍生出一系列前轴锻件产品。但由于缺乏有效的模拟分析手段和足够的经验数据，大多数设计师都过度依赖安全系数，导致前轴锻件在设计阶段就存在肥大、厚重的现象。此外，在样件做台架试验时，如果出现前轴断裂，往往倾向于增大前轴截面或更换材料来提升疲劳寿命，进一步加剧了前轴锻件肥大超重的现象。与国外同吨位产品对比，这一现象十分显著（表1）。

表中选取7.5t和6.5t两个典型平台产品，通过对比可见，在同等载荷、同等材料的条件下，国内6.5t前轴产品比国外重约10kg，而7.5t前轴产品比国外重了20kg左右。

三环车桥作为国内最大的前轴锻件专业化生产厂家，锻件毛坯品种多达150种，产品已大批量出口德国、美国、日本、印度等十几个国家，因此前轴锻件的轻量化设计具有显著的经济效益和深远的战略意义。

公司通过自主设计和对比国外同类产品，形成了汽车前轴锻件轻量化的设计方法，并成功为国内外主机厂提供了近十个轻量化平台产品，这些产品较之前产品重量减轻了8～15kg，且疲劳试验及性能试验全部通过验证。

前轴锻件结构受力分析

前轴作为安保件，在结构设计上要求强度有一定的富余，但是对大多数设计者来说，要得出准确有效的安全系数，并不是一件容易的事情，这里以6.5t前轴为例，通过分析其受力情况，给出一般的分析方法。

表1 国内外前轴锻件对比

将前轴按一维梁处理，不考虑局部细节，将截面简化为标准的工字梁截面，不考虑拔模和圆角，并将截面的上下边界视为平面。

图1是前轴疲劳台架试验，用于模拟真实的应用环境。图中前轴两钢板面受垂直力F，左右两端受转向节端面支撑力FR。为便于计算分析，将左右两端的销孔视作简支，将F视作恒定力而不是循环变化的力，其受力示意图见图2。

图1 前轴疲劳试验受力图

图2 前轴受力示意图

以前轴中间为X轴的坐标原点，根据力的平衡原理，对于整个结构的各截面求得弯矩，绘制为以下的弯矩图见图3。

由图3可见，在疲劳试验的加载下，前轴非弯曲段（两个集中载荷之间）的弯矩值大致相等，且为前轴弯矩最大的部位，弯矩值正比于集中力的值与弯曲段（介于支撑端与集中载荷作用处之间）的长度。在弯矩作用下，截面的最大应力正比于弯矩的数值，由于前轴两端弯矩值很小，所以应力也很小，理论上两端不会首先损坏（否则可能是工艺缺陷），这也与前轴的实际使用需求相符合。

图3 前轴弯矩图

对前轴锻件的CAE分析

在分析受力情况之后，采用UG8.5对前轴锻件做有限元分析，步骤如下：

⑴建立T13L0和EQ153前轴的几何模型；

⑵设置前轴材料为42CrMo（E=212GPa，μ=0.28）；

⑶对实体划分网格（图4）；

⑷约束与载荷，以实际前轴台架试验为依据，将约束加载于前轴两瓜头主销孔处，而将载荷加载在前轴钢板面处。前轴弯曲载荷受力图见图5。

图4 前轴实体网格图

图5 前轴弯曲载荷受力图

⑸计算求解，按3.5倍额定载荷加载，计算结果分别见图6和图7。

图6 静载位移云图

图7 静载应力云图

⑹CAE结果分析，由图6和图7中可以看出，在3.5倍载荷下工字梁板簧座内侧背部处应力值最大，最大值为470.8MPa，小于工字梁材料42CrMo的屈服强度（930MPa），实际工字梁技术要求硬度为277～331HB，按下限对应屈服强度在880MPa。按平均930MPa做判定标准，则前轴各部位安全系数见表2。由表2中可见，应力最大点处过渡区背部的安全系数为6.91，属正常合理的范围；而工字梁大部分区域的应力仅有323MPa，安全系数达到了10，有较大余量，而其他部位则安全系数更大，不做考虑。

与国外前轴锻件的对比

国外同样对前轴锻件做轻量化设计，不断优化产品。图8是国外某款6.5t前轴锻件，轻量化之后锻件成品重量只有72.8kg，比原状态减轻13kg。

表2 前轴各部位安全系数

通过加载同样的约束载荷，计算结果见图9和图10。

图8 国外6.5t轻量化前轴锻件

图9 同等载荷下的应力云图

图10 同等载荷下的位移云图

国内和国外两种前轴对比见表3，从表3中可见，两款前轴产品，在都采用42CrMo，且载荷约束条件相同的情况下，即使国外产品比国内产品轻20kg，最大应力和最大位移并无显著的变化。

表3 国内外前轴产品对比

前轴锻件轻量化的设计方法

通过对比分析，揭示前轴锻件轻量化的设计方法。

⑴工字梁中间截面决定整支前轴的载荷和重量。从受力分析图和CAE分析结果都可以看出，工字截面是位移最大和受弯矩最大区域，因此强度计算是以工字截面最薄弱点作为设计基准。

图11表明通过增加截面高度，可以提高抗弯截面模量，通过减小凸缘厚度，可将截面积减少28%，但工字梁应力值与之相当，没有明显差异，实验结果也表明该结构满足疲劳试验要求，说明T45L0前轴锻件截面设计有较大富余。

图11 截面对比图

⑵工字梁过渡区下背缘处是最危险区，二级落差增加了最大应力值，相应安全系数会降低。从CAE分析可以看出，前轴设计危险截面都是在工字梁与板簧座过渡区背部，而在同等截面尺寸的情况下，下凸缘处有二级落差比无落差平直前轴应力明显增大。增大过渡圆角、延长过渡区长度，使过渡更平缓是降低危险截面风险系数的办法。

⑶局部材料优化不会影响整体强度。对比图12和图13可见，国外前轴在工字梁中间部位采用镂空设计，减轻2～3kg，而CAE分析和实验表明，合适的镂空结构，不仅不会降低强度，反而可以改变工字截面的最大位移，有利于提高疲劳寿命。

⑷大弯过渡区处加强块结构能增强前轴抗扭转性能。前轴轻量化设计，不仅要考虑抗弯载荷，实际行车过程中还需考虑刹车时承受的冲击载荷，例如图12中7101前轴加强块结构提高前轴抗扭转性能。

图12 国外7101轻量化前轴

图13 国内T45L0前轴

结论

⑴国内前轴锻件肥大，尺寸设计有富余是普遍现象，通过对前轴受力分析可知，两板簧座中间工字梁区域承受最大弯矩，其中间点也是最大位移处。

⑵通过CAE分析可以判定，实际工字梁截面安全系数还是非常高的，也造成了实际锻件肥大材料浪费，所以可以适当放大工字中间的应力值，采用加高工字截面、减小凸缘厚度、减少截面面积的方法来对锻件轻量化。

⑶最大应力点集中在工字梁到板簧座过渡区部位，该部位决定了前轴最终的疲劳寿命，因此在设计制造过程中，应对该部位最薄弱点做细节处理，尽可能地用圆滑过渡来降低最大应力值。

⑷通过工字截面中部镂空结构实现轻量化，已在国外有大量应用实例，但这种结构的设计和校核验证、锻造和热处理工艺等难度较大，会增加一定的成本，但仍是未来前轴轻量化的发展方向和趋势。

⑸实际前轴锻件结构轻量化设计和生产制造工艺密切相关，如锻造、镦平工艺对前轴重量也会有很大影响，前轴的材料、热处理工艺、抛丸、探伤过程、锻件表面质量等，都会影响其强度。