汽車前副車架輕量化設計

孫志遠，陳永忠，彭浩，趙超塵，劉蘊博，籍龍慧，蔡叢，吳景錸

(1.合肥工業大學汽車工程技術研究院，安徽合肥 230009；2.合肥工大汽車工程技術研究院有限公司，安徽合肥 230009)

0 引言

轎車前副車架是支撐車橋和懸掛支架的重要承載部件，與車身的懸架系統相連。副車架能提高懸架系統的連接剛度，阻隔動力總成、路面激勵產生的振動和噪聲直接傳入車廂內，從而提高整車的舒適性[1]。副車架的力學性能對整車的舒適性和操縱性有至關重要的作用，因此副車架輕量化過程中需要對副車架的強度、模態以及各個安裝點的剛度3個方面進行分析。本文作者擬對某車型的由多個零部件通過焊接工藝連接的鋼副車架進行輕量化設計。為達到減重要求，采用鋁合金ZL114A代替原有的鋼材；為了減少加工工序和縮短加工時間，對副車架采用整體鑄造方式進行加工。首先通過CATIA軟件對副車架進行結構優化設計，再利用有限元分析軟件Nastran進行強度、剛度和模態性能分析，結果發現各種工況下前副車架新結構均滿足設計要求。對前副車架輕量化設計前后質量進行比較分析，達到減重目標要求。

1 副車架結構優化設計

汽車在行駛過程中車架會長期受到車身、貨物以及其他重物的重力作用，在這些載荷的作用下，車架會發生彎曲變形。當汽車路過坑洼路面時，汽車車輪不在同一平面，車架又會發生扭轉變形?？紤]到汽車剎車和轉彎的情況，車架在加速度方向還會受到慣性載荷[2]。而這些工況不是單獨出現的，因此使用解析法不能準確分析車架在組合工況下的靜態響應，利用有限元分析方法對前副車架結構進行靜態特性分析，可以了解副車架在受到不同載荷沖擊下的應力分布情況，并分析評判副車架結構的承載能力。通過分析靜態強度和剛度，求解出副車架結構在多個工況下的靜態特性，識別結構中的高應力區域，為之后的結構優化設計提供參考依據，使優化后的副車架結構具有良好的靜態特性。

原前副車架如圖1所示，若只將前副車架的材料由鋼替換為鋁合金，將難以滿足性能要求，因此需要對車架結構進行適當修改，修改后的新前副車架結構如圖2所示。對原前副車架主要從以下幾個方面進行優化改進：(1)原前副車架主體部分為薄鋼板沖壓件，各個部件通過焊接裝配在一起，車架結構較為復雜，此次輕量化設計制造工藝采用鑄造法，減少了成本。(2)為了改善副車架的剛度(懸置安裝點Z向剛度)，一般會在副車架結構下部增加一個蓋板，與原副車架相比，新副車架的蓋板更為簡單，有利于輕量化。(3)如圖3所示，重新設計前副車架的肋板，使其滿足性能要求。經輕量化設計后，前副車架質量由原17 kg減少到11.76 kg，減重比例達到30.8%，達到了減重30%的預期目標。

圖1 原副車架結構

圖2 新副車架結構

圖3 副車架肋板結構對比

2 副車架結構靜態特性分析

副車架鑄造結構擬采用的材料為鋁合金ZL114A，材料參數如表1所示。

表1 新副車架材料ZL114A的參數

2.1 虛擬試驗工況的建立

根據轎車在正常行駛路面上的實際情況，結合汽車行業內普遍需要分析的工況，選擇9個典型工況作為此次靜力分析的評判對象。表1中加速度值可以代表該工況下的動載荷系數，工程中常使用車輪靜態下的垂直載荷與動載荷系數的乘積來描述該工況下輪胎所獲沖擊力。因此結合軸荷分配及整車滿載質量可以得到各工況輪心處的載荷，并將其施加在多體動力學模型各輪心處，即可得到多體動力學分析各工況的載荷輸入[3]。其加載的載荷點分別為前副車架左前安裝點、左后安裝點、左后內安裝點，下擺臂左前安裝點、下擺臂左后安裝點、轉向系左連接點以及與橫向穩定桿左安裝點。通過定義副車架各個連接點的載荷輸出，進行懸架多體動力學分析，可以得到各工況下的副車架結構載荷情況。由于工況數量眾多導致對應的不同工況下載荷數據繁雜，故此處不再贅述，此處僅列出汽車不同運行工況，如表2所示。

表2 汽車不同運行工況

2.2 副車架強度分析

為了使新車架能夠滿足使用要求并保證駕駛員和乘客的安全，需要對新副車架結構在各種正常工況和特殊工況(DVP疲勞工況)下進行強度分析。將新副車架三維模型導入Nastran分析軟件中，并對其進行網格劃分，網格的單元類型為CTETRA(二階四面體)，所建的有限元模型如圖4所示。此次利用Nastran有限元分析軟件對副車架減重后的結構進行強度和剛度分析，由于前副車架與其他部件是直接相連的，所以只約束對應的自由度而把其他部件直接去除，就會在分析結果中出現較大的誤差，因此利用慣性釋放法對前副車架進行強度和剛度分析[4]，主要考察各種工況下副車架的應力、應變和位移情況。部分工況下的強度分析結果如圖5所示，并將強度分析結果匯總于表3。

圖4 有限元模型

圖5 部分工況強度分析應力云圖

表3 強度分析結果匯總

從安全角度在分析完常見行駛工況后，還要對DVP疲勞工況進行靜應力分析。該種疲勞工況存在側向力加載、縱向力加載和轉向機固定點加載3種載荷加載形式，邊界約束條件通過約束副車架與車身安裝點實現。其中縱向力、側向力加載點為兩側下控制臂球頭銷中心，轉向機固定點加載力方向向右為正。強度分析結果如圖6所示，強度分析數值結果如表4所示。

圖6 DVP疲勞工況應力云圖

表4 DVP疲勞工況分析匯總

由以上分析結果可知，前副車架在所有工況下均滿足強度設計要求。

2.3 副車架剛度特性分析

研究表明安裝副車架的車身安裝點的剛度對副車架的強度分析影響較大,因此需要對副車架有限元模型設定邊界條件，對副車架關鍵部位硬點剛度進行分析以評價硬點剛度的性能。圖7、圖8分別為硬點位置及目標值和剛度分析的邊界條件計算圖，通過BUSH單元約束副車架與車身安裝點，BUSH剛度為相應安裝點的剛度值。

圖7 硬點位置及目標值

圖8 前副車架邊界約束計算結果

部分剛度分析位移云圖如圖9—圖12所示,分析結果匯總如表5所示。從圖9—圖12和表5可以看出優化后的副車架各個安裝點處的結構剛度滿足設計要求。

圖9 發動機懸置安裝點位移云圖

圖10 下控制臂左前安裝點位移云圖

圖11 轉向機左安裝點位移云圖

圖12 穩定桿左安裝點位移云圖

表5 副車架剛度分析結果

3 副車架模態分析

3.1 有限元模態分析概述

汽車在行駛過程中，副車架結構會一直受到不平路面的隨機激勵，在動載荷的作用下車架會發生隨機振動，所以需要檢驗副車架的動態特性。在車身及底盤結構設計中都要求盡量避免與發動機及地面激勵發生共振，對副車架進行模態分析可以確定結構自身的振動特性即獲得固有頻率和振型，從而為之后的結構優化設計提供頻率優化目標的參考依據，因此進行模態分析具有重要的實際意義[5]。結構的模態參數(模態頻率、模態阻尼、振型)對結構模態分析及之后的優化設計具有十分重要的作用。通常有實驗和仿真兩種方法做結構的模態分析。但是由于受到實驗條件等的限制，模態實驗的實施比較困難，并且無法保證測量數據的準確性，實際中經常采用仿真分析方法對結構進行相應模態分析。

3.2 模態分析結果

由于低階固有頻率對副車架動態特性的影響較大，同時為了滿足工廠實際生產要求，因此本文作者主要分析了副車架在一階自由模態和約束模態工況下的彎曲頻率，自由模態頻率與振型云圖如圖13所示，約束模態頻率與振型云圖如圖14所示。根據模態分析結果可以發現自由模態一階彎曲頻率為287.9 Hz，約束模態一階彎曲頻率為372.7 Hz，都大于250 Hz，滿足設計要求。

圖13 副車架自由模態一階彎曲振型

圖14 副車架約束模態一階彎曲振型

4 結論

此次前副車架的輕量化設計，從改變前副車架材料和結構入手，經過優化設計后達到了輕量化設計的要求。具體工作如下：

(1)將原先通過焊接工藝連接各部件改為整體件鑄造工藝加工，將鋼材料替換為鋁合金ZL114A材料；

(2)在CATIA三維軟件中進行建模，對原有前副車架結構進行優化設計，在原副車架下部增加蓋板以改善新材料副車架的剛度；

(3)利用Nastran軟件對前副車架新設計結構進行強度分析、剛度分析以及模態分析，分析結果滿足力學性能要求，前副車架質量由原先的17 kg減少到11.76 kg，減重比例達到30.8%，達到了預先設計要求，故此次輕量化設計到達了預先的優化效果。

文中的數據主要基于有限元軟件的仿真分析計算，待該副車架的樣機試制完成后將對其進行實驗測試驗證。