重型載貨汽車車架減重設計中的若干技術措施

田海洲 文

隨著物流業的快速發展，載貨車正向著高速重載方向發展，輕量化對于汽車業的發展具有重要意義，也決定著汽車的油耗水平。在保持汽車整體品質、性能和造價不變甚至優化的前提下，通過降低汽車自質量實現動力性、可靠性、安全性的提升，以及油耗、廢氣排放量的降低。

1 設計任務的提出

某重型8×4載貨汽車擬在沿用原有車型《公告》目錄的情況下，通過降低發動機功率，限制載貨質量，開發出一款符合法規要求的變型車，其車架結構示意圖如圖1所示。由于載荷的降低，原有車型的結構強度顯然過剩，為此需要重新設計，使其結構更合理。考慮到今后的生產組織、零部件的通用性等一些因素，要求通過減小車架縱梁截面尺寸、對危險部位進行局部加強來達到輕量化的目的。原車車架設計截面尺寸為306 mm×95 mm×8 mm+8 mm，新車型大梁擬采用的截面尺寸為273 mm×80 mm×8 mm+5 mm。

假設車架縱梁工作時雙層槽鋼內外層均完全參與受力，不考慮連接鉚釘的作用，根據公式計算截面尺寸改變前后縱梁對z軸的慣性矩：

Iq+Iw+In=91 637 626.7 mm4

Ih=Iw+In=39 897 160.8 mm4

上式中，Iq，變更前車架結構對應的慣性矩；Ih，變更后車架結構對應的慣性矩；Iw，外層縱梁的慣性矩；In，內層縱梁的慣性矩。

可以看到，采用新的截面尺寸后，車架大梁的慣性矩下降了56%，截面面積減小了29%，車架強度和剛度也相應下降，因此需提出相應的車架結構改進措施。

2 擬采取的結構措施

由于受到前述所規定的設計前提要求的限制，只能采用現有底盤參數(如軸距、后懸長度等)對車架結構進行加強，因此提出以下措施：

(1)減小鉚釘間距。

車架縱梁由內外兩層槽鋼鉚接而成，雙層槽鋼梁外層受力變形后，它的變形通過鉚釘將彎矩傳遞給內層槽鋼，鉚釘間距直接影響到內層槽鋼的受力參與程度。研究表明，鉚釘間距越小，內層槽鋼參與受力越充分，但是若鉚釘孔太密，由于應力集中等因素也會削弱結構的強度，因此，擬將鉚釘間距由原結構中的150～200 mm改為100 mm。

(2)將位于大梁后軸區域上翼板處的L型加強板向后懸端延長。

圖1 車架結構示意圖

根據以往的設計分析，該類車架的危險區域位于后軸上方，高應力由平衡懸架區域向后懸端逐步減小。為了更好地將這一部分結構的受力加以擴散，降低高應力區的范圍和幅值，將上翼板處的L型加強板向后懸端延長500 mm，而大梁下翼板所受的力為壓應力，故下翼板處的L型加強板長度保持不變。

(3)增加車廂底部縱梁在載荷作用下的參與程度。

由于該車架后懸過長，當車架縱梁截面尺寸減小后結構的剛度降低，必然在今后的使用過程中產生墜尾現象，當路面有不大的不平度時會激發車架出現明顯的彎曲振動。而貨箱底縱梁截面高度為102 mm，如能充分利用必可極大改善車架的剛度。

3 有限元仿真分析

為了對上述結構措施的有效性進行判斷，減小設計的盲目性，利用有限元分析技術對車架進行仿真分析。

根據分析結果，由雙層槽鋼鉚接而成的縱梁在鉚釘間距100 mm的情況下，內層槽鋼腹板、翼板傳力連續，整個結構充分參與受力，而鉚釘間距大于100 mm的其他情況，傳力在腹板、翼板處明顯出現斷續現象，應力集中也明顯上升。減小鉚釘間距使得內層槽鋼參與受力的程度提高，對車架剛度、強度影響較為顯著，因此，計算中對原設計中L形角鐵板高應力區域的鉚釘分布進行了重新調整，使其間距由200 mm調整為100 mm，并按該方案進行有限元分析。

3.1 車架有限元模型的建立

根據車架的幾何特點，計算采用全殼單元對車架進行離散，用剛性單元模擬鉚釘連接，用彈簧單元與梁單元組成的機構模擬懸架的作用。將載荷沿貨箱布置位置均勻的分布加載在外層大梁的上翼面上，將發動機、變速箱載荷以集中力的形式施加在其安裝位置，將駕駛室自重、駕駛員重力載荷等效地施加在相應位置。

3.2 計算結果分析

計算的車架外層大梁采用的鋼材型號為QSTE500TM，拉力試驗結果顯示其抗拉極限應力σb=570 MPa，屈服極限σs=450 MPa；根據有關資料可以近似推算其對稱循環疲勞極限為310 MPa。彎曲工況以疲勞極限為強度判據，而扭轉工況以屈服極限作為強度判據。

3.2.1 彎曲工況

模擬車架在靜止狀態及平穩行駛工況下的受力情況，計算結果如圖2所示。

從分析數據來看，靜態彎曲工況下，車架高應力區域的應力接近200 MPa，在車架靜態應力計算數據較高的情況下，車架的彎曲疲勞強度是否滿足要求要結合車輛的動態電測試驗的結果綜合考慮。研究表明，車架剛度下降能使動荷系數有所提高。因此，車架在實際使用過程中的動應力水平還需通過測試確定。

圖2 彎曲工況下車架的應力分布圖

L型加強板延長前，在靠背梁至車架尾部這一段危險區域中，高應力是由平衡懸架、靠背梁處開始向后逐步減小的，為了更好地將這一部分結構的受力加以擴散，降低高應力區的范圍和幅值，將上角鐵板的后端延長500 mm，下角鐵板長度保持不變(因為大梁下翼板所受的力為壓應力)，將L型加強板延長后，車架上危險區域的高應力區明顯縮小，因此該措施是有效的。

3.2.2 扭轉工況

考慮到該型車的實際使用條件，在扭轉工況計算中采用了懸架上升200 mm，模擬貨車駛過200 mm高凸臺的情況。扭轉工況下計算的結果顯示其應力水平遠低于450 MPa，且由于車輛在扭轉的情況下車速較慢，因而動荷系數不大可以認為是一種準靜態過程。另外，發生大扭轉工況的概率較低，所以可用材料的屈服極限作為該工況強度的判據，車架在扭轉工況下的強度是滿足使用要求的。

4 結論

通過車架的分析和試驗，證明了所建立的有限元分析模型是基本正確的，分析結果可以作為加強板結構改進設計的基礎。應用上述技術生產的試驗車經試驗及用戶的實際使用證明是安全可靠的，并已投入批量生產。文中的一些設計思路對于其他車型的結構設計具有一定的指導意義。