汽車前軸鍛件輕量化設計方法

文/朱國軍，徐迪·湖北三環車橋有限公司

節能環保、安全智能是當前汽車技術的發展趨勢，主機廠采取的最有效的應對措施是輕量化設計，而前軸作為汽車上最大的鍛件，其結構輕量化對整車減重具有顯著的貢獻。

早期由于國內缺乏相關的研發能力，前軸鍛件產品均從國外引進，如斯太爾、曼、日產153、五十鈴等，國內以此為基礎平臺，通過對比修改，衍生出一系列前軸鍛件產品。但由于缺乏有效的模擬分析手段和足夠的經驗數據，大多數設計師都過度依賴安全系數，導致前軸鍛件在設計階段就存在肥大、厚重的現象。此外，在樣件做臺架試驗時，如果出現前軸斷裂，往往傾向于增大前軸截面或更換材料來提升疲勞壽命，進一步加劇了前軸鍛件肥大超重的現象。與國外同噸位產品對比，這一現象十分顯著（表1）。

表中選取7.5t和6.5t兩個典型平臺產品，通過對比可見，在同等載荷、同等材料的條件下，國內6.5t前軸產品比國外重約10kg，而7.5t前軸產品比國外重了20kg左右。

三環車橋作為國內最大的前軸鍛件專業化生產廠家，鍛件毛坯品種多達150種，產品已大批量出口德國、美國、日本、印度等十幾個國家，因此前軸鍛件的輕量化設計具有顯著的經濟效益和深遠的戰略意義。

公司通過自主設計和對比國外同類產品，形成了汽車前軸鍛件輕量化的設計方法，并成功為國內外主機廠提供了近十個輕量化平臺產品，這些產品較之前產品重量減輕了8～15kg，且疲勞試驗及性能試驗全部通過驗證。

前軸鍛件結構受力分析

前軸作為安保件，在結構設計上要求強度有一定的富余，但是對大多數設計者來說，要得出準確有效的安全系數，并不是一件容易的事情，這里以6.5t前軸為例，通過分析其受力情況，給出一般的分析方法。

表1 國內外前軸鍛件對比

將前軸按一維梁處理，不考慮局部細節，將截面簡化為標準的工字梁截面，不考慮拔模和圓角，并將截面的上下邊界視為平面。

圖1是前軸疲勞臺架試驗，用于模擬真實的應用環境。圖中前軸兩鋼板面受垂直力F，左右兩端受轉向節端面支撐力FR。為便于計算分析，將左右兩端的銷孔視作簡支，將F視作恒定力而不是循環變化的力，其受力示意圖見圖2。

圖1 前軸疲勞試驗受力圖

圖2 前軸受力示意圖

以前軸中間為X軸的坐標原點，根據力的平衡原理，對于整個結構的各截面求得彎矩，繪制為以下的彎矩圖見圖3。

由圖3可見，在疲勞試驗的加載下，前軸非彎曲段（兩個集中載荷之間）的彎矩值大致相等，且為前軸彎矩最大的部位，彎矩值正比于集中力的值與彎曲段（介于支撐端與集中載荷作用處之間）的長度。在彎矩作用下，截面的最大應力正比于彎矩的數值，由于前軸兩端彎矩值很小，所以應力也很小，理論上兩端不會首先損壞（否則可能是工藝缺陷），這也與前軸的實際使用需求相符合。

圖3 前軸彎矩圖

對前軸鍛件的CAE分析

在分析受力情況之后，采用UG8.5對前軸鍛件做有限元分析，步驟如下：

⑴建立T13L0和EQ153前軸的幾何模型；

⑵設置前軸材料為42CrMo（E=212GPa，μ=0.28）；

⑶對實體劃分網格（圖4）；

⑷約束與載荷，以實際前軸臺架試驗為依據，將約束加載于前軸兩瓜頭主銷孔處，而將載荷加載在前軸鋼板面處。前軸彎曲載荷受力圖見圖5。

圖4 前軸實體網格圖

圖5 前軸彎曲載荷受力圖

⑸計算求解，按3.5倍額定載荷加載，計算結果分別見圖6和圖7。

圖6 靜載位移云圖

圖7 靜載應力云圖

⑹CAE結果分析，由圖6和圖7中可以看出，在3.5倍載荷下工字梁板簧座內側背部處應力值最大，最大值為470.8MPa，小于工字梁材料42CrMo的屈服強度（930MPa），實際工字梁技術要求硬度為277～331HB，按下限對應屈服強度在880MPa。按平均930MPa做判定標準，則前軸各部位安全系數見表2。由表2中可見，應力最大點處過渡區背部的安全系數為6.91，屬正常合理的范圍；而工字梁大部分區域的應力僅有323MPa，安全系數達到了10，有較大余量，而其他部位則安全系數更大，不做考慮。

與國外前軸鍛件的對比

國外同樣對前軸鍛件做輕量化設計，不斷優化產品。圖8是國外某款6.5t前軸鍛件，輕量化之后鍛件成品重量只有72.8kg，比原狀態減輕13kg。

表2 前軸各部位安全系數

通過加載同樣的約束載荷，計算結果見圖9和圖10。

圖8 國外6.5t輕量化前軸鍛件

圖9 同等載荷下的應力云圖

圖10 同等載荷下的位移云圖

國內和國外兩種前軸對比見表3，從表3中可見，兩款前軸產品，在都采用42CrMo，且載荷約束條件相同的情況下，即使國外產品比國內產品輕20kg，最大應力和最大位移并無顯著的變化。

表3 國內外前軸產品對比

前軸鍛件輕量化的設計方法

通過對比分析，揭示前軸鍛件輕量化的設計方法。

⑴工字梁中間截面決定整支前軸的載荷和重量。從受力分析圖和CAE分析結果都可以看出，工字截面是位移最大和受彎矩最大區域，因此強度計算是以工字截面最薄弱點作為設計基準。

圖11表明通過增加截面高度，可以提高抗彎截面模量，通過減小凸緣厚度，可將截面積減少28%，但工字梁應力值與之相當，沒有明顯差異，實驗結果也表明該結構滿足疲勞試驗要求，說明T45L0前軸鍛件截面設計有較大富余。

圖11 截面對比圖

⑵工字梁過渡區下背緣處是最危險區，二級落差增加了最大應力值，相應安全系數會降低。從CAE分析可以看出，前軸設計危險截面都是在工字梁與板簧座過渡區背部，而在同等截面尺寸的情況下，下凸緣處有二級落差比無落差平直前軸應力明顯增大。增大過渡圓角、延長過渡區長度，使過渡更平緩是降低危險截面風險系數的辦法。

⑶局部材料優化不會影響整體強度。對比圖12和圖13可見，國外前軸在工字梁中間部位采用鏤空設計，減輕2～3kg，而CAE分析和實驗表明，合適的鏤空結構，不僅不會降低強度，反而可以改變工字截面的最大位移，有利于提高疲勞壽命。

⑷大彎過渡區處加強塊結構能增強前軸抗扭轉性能。前軸輕量化設計，不僅要考慮抗彎載荷，實際行車過程中還需考慮剎車時承受的沖擊載荷，例如圖12中7101前軸加強塊結構提高前軸抗扭轉性能。

圖12 國外7101輕量化前軸

圖13 國內T45L0前軸

結論

⑴國內前軸鍛件肥大，尺寸設計有富余是普遍現象，通過對前軸受力分析可知，兩板簧座中間工字梁區域承受最大彎矩，其中間點也是最大位移處。

⑵通過CAE分析可以判定，實際工字梁截面安全系數還是非常高的，也造成了實際鍛件肥大材料浪費，所以可以適當放大工字中間的應力值，采用加高工字截面、減小凸緣厚度、減少截面面積的方法來對鍛件輕量化。

⑶最大應力點集中在工字梁到板簧座過渡區部位，該部位決定了前軸最終的疲勞壽命，因此在設計制造過程中，應對該部位最薄弱點做細節處理，盡可能地用圓滑過渡來降低最大應力值。

⑷通過工字截面中部鏤空結構實現輕量化，已在國外有大量應用實例，但這種結構的設計和校核驗證、鍛造和熱處理工藝等難度較大，會增加一定的成本，但仍是未來前軸輕量化的發展方向和趨勢。

⑸實際前軸鍛件結構輕量化設計和生產制造工藝密切相關，如鍛造、鐓平工藝對前軸重量也會有很大影響，前軸的材料、熱處理工藝、拋丸、探傷過程、鍛件表面質量等，都會影響其強度。