张守元沈磊

（1.北京新能源汽车股份有限公司；2.南京汽车集团有限公司汽车工程研究院）

重型载货汽车车架开裂分析与减重优化

张守元1沈磊2

（1.北京新能源汽车股份有限公司；2.南京汽车集团有限公司汽车工程研究院）

国内自主研发的某重型载货汽车在行驶约2万km时车架多处部位出现开裂甚至断裂。为解决此问题并进行减重优化，建立了该重型载货汽车车架的详细有限元模型。通过静态刚度强度、模态分析发现，该车架结构设计存在缺陷。通过模态频率灵敏度分析和结构优化，解决了该车车架开裂问题并减重48.6 kg，优化效果显著。

1 前言

载货汽车车架的强度和刚度性能对整车承载能力和疲劳耐久性能有非常重要的影响。重型载货汽车质量每减轻100 kg，每百公里油耗可减少0.6 L[1]。重型载货汽车车架在整车质量中占很大比重，在保证车架本身性能不降低的前提下对其进行减重优化具有重要意义。国外高端重型载货汽车品牌用轻量化理念指导整车设计和材料研发，从而提升车辆性能[2]；国产重型载货汽车大部分停留在简单的零部件替换和轻质材料使用方面，轻量化的同时成本大幅增加。

本文所分析车型为国内自主研发重型载货汽车，由于国内市场长期超载使用习惯和自身设计不足，在行驶约2万km时车架多处部位出现开裂甚至断裂。为解决开裂问题并进行减重优化，对该重型载货汽车车架进行了静强度刚度分析、动态分析和结构优化，最终成功解决车架断裂问题并减重48.6 kg，优化效果显著。

2 车架有限元模型建立及分析

2.1 车架有限元模型建立

本文分析的重型载货汽车车架是由两根纵梁和9根横梁及其加强板组成的边梁式车架，纵梁和横梁通过铆接、焊接和螺栓连接，组成车架的钢板厚度为3～8 mm。根据有限元板壳理论，采用基本尺寸为10 mm的壳单元建立车架有限元模型，建模过程中忽略半径小于3 mm的圆孔、圆角和对分析结果影响不大的细小结构等，由于铆接孔、螺栓孔等周边很容易出现应力集中问题，对这些孔的周边进行局部细化并保留两圈washer单元，使用CBEAM单元模拟螺栓和铆接连接，CPENTA实体单元模拟焊缝连接。由于需要在多种工况下进行强度分析，建立悬架模型并根据空载、满载和超载的实际载荷进行整车配重，用CBEAM单元建立钢板弹簧、稳定杆和车轴等底盘有限元模型，并用CBUSH单元模拟轮胎和减振器等弹性元件。用于强度分析的车架有限元模型如图1所示，共497873个单元，313207个节点。

2.2 车架模态分析

模态分析是判断车架结构动态特性的有效手段，模态频率受车架整体刚度和质量的双重影响[3]，模态振型决定了外界动态载荷作用下车架结构的响应特性，并能反映车架结构的相对薄弱区域。本文对自由状态下的车架有限元模型进行模态分析，采用Nastran软件和Lanczos模态提取方法，分析结果如表1所列。与市场同类车型相比可知，模态频率相差不大，车架前部结构刚度相对偏弱，需加以改进。

表1 车架模态分析

2.3 车架静刚度分析

车架弯曲刚度分析边界条件设定为[4]：

a.约束前桥、中桥中心对应的车架纵梁横断面所有节点垂向和横向自由度；

b.约束后桥中心对应的车架纵梁横断面所有节点垂向、横向、纵向自由度；

c.载荷F=1 000 N施加在后桥与中桥中间所对应的左、右纵梁横断面所有节点上，保证左右各500 N，方向垂直向下，并在载荷施加位置建立RBE3单元避免应力集中。

弯曲刚度计算公式为：

式中，f是载荷施加部位纵梁腹板节点垂向位移平均值。

车架扭转刚度分析边界条件设定为：

a.约束后桥中心对应的车架纵梁横断面所有节点垂向、横向、纵向自由度；

b.约束车架前横梁中部节点垂向平动自由度；

c.施加扭矩T=1 000 N·m，创建RBE3单元连接中桥中心对应的纵梁横断面所有节点，其中Dependent节点应在车架的纵向对称面内，在Dependent节点处施加扭矩。

考虑轴距的扭转刚度计算公式为：

式中，L是轴距；θ是扭矩施加处车架垂向平面内左右纵梁扭转变形后与横向水平面的夹角。

车架静刚度分析结果如表2所列。

表2 车架静刚度分析结果

2.4 车架强度分析

在满载和超载状态下对该车车架在9个不同工况进行强度分析，固定在车架上的主要部件如动力总成、油箱、驾驶室、货箱等采用集中质量方式模拟，汽车载质量、板簧支架和减振器等处采用施加作用力方式模拟受力情况。通过对车架配重，使模型轴荷达到与实车轴荷近似的水平。本车架配重后，轴荷参数调整如表3所示。

表3 车架配重后轴荷 kg

强度分析使用施加惯性加速度方法，分析工况和每个工况下加速度场如表4所列。可知鞍座加强板末端与车架纵梁过渡区域、车架后端连接孔翼板侧位置应力集中严重，与车架实际发生裂纹的区域相吻合，危险区域见图2和图3。

表4 车架强度分析工况

3 车架开裂分析与减重优化

对原车架结构和危险区域位置分析表明，车架纵向刚度分布不均，鞍座附近有多块加强板使局部刚度过大，鞍座加强板延伸长度过短，未与鞍座前后横梁形成闭合结构，在加强板终端形成刚度断层，而且此位置附近有多处连接孔，加重了此处附近应力集中，在路面冲击载荷作用下很容易发生疲劳损伤，产生开裂。为了消除危险区域应力集中，解决开裂问题，使用Nastran软件进行模态灵敏度分析和结构优化。

3.1 模态灵敏度分析

车架模态频率是反映车架整体刚度的重要性能。为了提高车架整体弯曲、扭转刚度，找出对车架刚度影响最大的板件，进行了板件厚度模态频率灵敏度分析[5]，选择车架纵梁内板、横梁及其加强板等21个板件厚度作为设计变量，得出各板件厚度对车架1阶扭转、1阶弯曲、2阶扭转和2阶弯曲模态频率的灵敏度。

根据分析结果可知，左纵梁外板和右纵梁外板及衬板、第6横梁加强板、发动机前横梁、元宝梁加强板等对扭转模态频率影响最大，左纵梁外板和右纵梁外板及衬板、鞍座纵梁加强板、元宝梁加强板对1阶弯曲模态频率影响最大，横梁的灵敏度都是负值，说明横梁对弯曲刚度贡献很小。

3.2 静刚度强度板厚优化

通过板件厚度调整优化车架静态强度刚度性能是最简便、成本最低的优化方法[6]。在不降低车架整体刚度前提下，通过Nastran软件对满载状态各工况危险区域应力进行优化，优化函数如下。

从总资本充足率变化看，中行与工行下降，农行和建行上升，且达到了近年来最高水平。中行降幅较去年同期收窄0.46个百分点，下降情况明显好转；农行得益于外部补充，增幅最大，资本充足率首次超过14%，排名超越中行和工行，跃居第二；建行扭转以往半末下降态势，逆势上升0.14个百分点。

目标函数：质量最轻。

约束：扭转刚度不低于目前值3.21×106N·m2/rad，弯曲刚度不低于目前值1.71×108N/m；静态工况最大VonMises应力小于150 MPa；车轮抬起工况最大Von⁃Mises应力小于200 MPa；制动、转向、冲击工况最大VonMises应力小于350 MPa。

设计变量：车架纵梁内板、加强板等19个板件厚度变化范围为2～15 mm。

优化设计循环曲线如图4所示，目标函数从初始值1 308.07 kg变化为1 290.33 kg，减重17.74 kg。车架主要板件厚度优化结果如表5所列。

表5 车架主要板件厚度优化结果 mm

经过10次设计循环后可知，所有工况下最大von⁃Mises应力都在约束范围内，通过板件厚度优化，车架整体强度提高，危险区域应力改善，但减重效果不明显，需要进一步改进。

3.3 结构减重改进设计

改进后车架整体减重48.6 kg，在满载各工况进行强度分析，危险区域应力均有明显改善，分析结果如表6和图8、图9所示。对优化后车架进行静刚度和模态分析可知，扭转刚度、弯曲刚度和整体模态频率与原车相比稍有提高。按照以上优化方案对原车进行改进，经过道路试验验证，未再出现车架开裂问题。

表6 满载时车架优化前、后应力 MPa

4 结束语

对国内研发的某款重型载货汽车车架进行有限元建模和强度分析结果表明，鞍座加强板内孔周边、鞍座加强板末端与车架纵梁过渡区域和车架后端连接孔附近出现应力集中，这些区域和车架实际发生裂纹位置吻合。

以车架各板件厚度为变量进行模态频率灵敏度分析和强度优化，车架最大应力改善并且减重17.74 kg，在此基础上对车架不合理结构进行再次改进，使车架危险区域应力明显下降并整体减重48.6 kg，优化效果明显。

1 COSMA R S,JAMES P C.Computational mechanics:pattern and prediction,structure and simplicity.J Stat Phys,2001, 104（3）:817～879.

2 P.Pederson.On Optimal Shapes in Material and Structures.Struct.Multidisc.Optimum,19（2000）:169～182.

3 王振兵,李艾民.100t伸缩臂履带式起重机臂架结构设计和优化分析.计算机辅助工程，2012（4）：16～18.

4 张守元,张义民.焊点拓扑优化提高车身性能研究.汽车技术,2011（4）：57～60.

5 张守元.轿车模态分析及车身优化设计：[学位论文].沈阳:东北大学,2008.

6 B.克莱恩.轻量化设计-计算基础与构件结构.北京：机械工业出版社,2010：249～257.

7 沈炜良,边立静，伍建华.重型载货汽车车架的结构分析及优化设计.广西大学学报,2007,9：248～251.

8 展新.载货汽车车架轻量化设计：[学位论文].长春:吉林大学,2010.

（责任编辑帘 青）

修改稿收到日期为2015年10月1日。

Crack Analysis and Weight Optimization of a Heavy Truck Frame

Zhang Shouyuan1,Shen Lei2
（1.Beijing New Energy Automobile Corporation;2.Nanjing Automobile Corporation R&D Center）

Several parts of the frame of a self-developed heavy duty truck are found cracking and even breaking at mileage of approx.20,000 km.To solve this problem and make weight optimization,a detailed FEA model of the truck frame is built and stiffness analysis,stress analysis and mode analysis are performed,which identify deficiencies of the original frame design.Through modal frequency sensitivity analysis and structure optimization,the cracking problem is successfully solved and weight reduction of 48.6 kg is achieved.

Heavy Truck,Frame Cracking,Weight Optimization,Finite Element Method

重型载货汽车 车架开裂 减重优化 有限元法

U461.1

A

1000-3703（2015）11-0007-04