一種輕型載貨汽車(chē)車(chē)架的可靠性研究

摘要：某系列輕型載貨汽車(chē)是東風(fēng)汽車(chē)股份有限公司自主開(kāi)發(fā)的裝載質(zhì)量2 t、駕駛室外寬1 880 mm、適用于中短途運(yùn)輸?shù)能?chē)型。該車(chē)型車(chē)架在總行駛里程1萬(wàn)～2萬(wàn)km范圍內(nèi)，在使用條件惡劣的山區(qū)出現(xiàn)疲勞裂紋。利用材料力學(xué)理論對(duì)車(chē)架進(jìn)行了靜應(yīng)力分析，用大型有限元分析軟件HyperWorks對(duì)車(chē)架疲勞裂紋產(chǎn)生的原因進(jìn)行了精準(zhǔn)分析，提出了改進(jìn)臨時(shí)方案和永久方案，最終經(jīng)過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證和市場(chǎng)檢驗(yàn)，用戶反映良好，達(dá)到了改進(jìn)預(yù)期效果。建立了車(chē)架有限元計(jì)算模型，進(jìn)行了靜應(yīng)力分析，得到車(chē)架在各靜工況下的應(yīng)力分布。根據(jù)車(chē)架實(shí)際工況載荷進(jìn)行加載的有限元計(jì)算結(jié)果，分析出車(chē)架疲勞裂紋過(guò)早產(chǎn)生的原因。對(duì)已發(fā)生問(wèn)題和投入市場(chǎng)的車(chē)架給出了臨時(shí)方案，對(duì)未來(lái)待生產(chǎn)車(chē)架給出了永久方案。對(duì)某系列輕型載貨汽車(chē)車(chē)架所采用的分析方法和過(guò)程，適用于輕型汽車(chē)車(chē)架的設(shè)計(jì)和分析。

關(guān)鍵詞：車(chē)架；疲勞裂紋；應(yīng)力；分析

中圖分類號(hào)：U469.2 收稿日期：2024-07-18

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2024.10.006

1 前言

某系列輕型載貨汽車(chē)是某公司自主開(kāi)發(fā)的裝載質(zhì)量2 t、駕駛室外寬1 880 mm，適用于平原、山區(qū)等中短途運(yùn)輸?shù)能?chē)型，該車(chē)具有造型美觀、視野寬闊、舒適性好、承載能力強(qiáng)、價(jià)位適中等優(yōu)點(diǎn)，因而具有較好的市場(chǎng)銷(xiāo)路。該車(chē)型在按設(shè)計(jì)要求裝載質(zhì)量2 t情況下進(jìn)行了3萬(wàn)km不同路況（其中高速公路占40%，山區(qū)公路占20%，凸凹不平壞路占20%）的可靠性試驗(yàn)，均未發(fā)生一類和二類故障（即致命故障和嚴(yán)重故障），首次故障里程和平均故障間隔里程均達(dá)到5 000 km，為該車(chē)型的安全使用提供了強(qiáng)有力的保障。

該車(chē)型投放市場(chǎng)后反映良好，但在局部市場(chǎng)出現(xiàn)車(chē)架開(kāi)裂問(wèn)題。在路況較復(fù)雜的湖北保康、內(nèi)蒙通遼、重慶涪陵等山區(qū)，該車(chē)在嚴(yán)重超載（至少裝載4 t）情況下使用1萬(wàn)～2萬(wàn)km時(shí)，車(chē)架縱梁前鋼板板簧前后吊耳和后鋼板板簧前吊耳與車(chē)架聯(lián)結(jié)處便出現(xiàn)了裂紋，有時(shí)甚至發(fā)生了斷裂。這嚴(yán)重影響了企業(yè)的聲譽(yù)和效益，因此該公司高度重視該問(wèn)題，成立應(yīng)急攻關(guān)小組，從臨時(shí)方案和永久方案兩方面解決車(chē)架開(kāi)裂問(wèn)題。

2 整車(chē)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)況及設(shè)計(jì)參數(shù)

該系列輕型載貨汽車(chē)包括單排和帶臥鋪兩種，可乘座三人，該系列車(chē)型外形如圖1所示，主要設(shè)計(jì)參數(shù)[1]如表1所示。

3 車(chē)架應(yīng)力計(jì)算

3.1 車(chē)架應(yīng)力常規(guī)計(jì)算

3.1.1 車(chē)架結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)介

該系列輕型載貨汽車(chē)車(chē)架是發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱、駕駛室等總成安裝基礎(chǔ)，除了承受這些總成的質(zhì)量，還要承受這些總成傳過(guò)來(lái)的各種力和力矩。該車(chē)架總成由2根平行的槽形縱梁和7根橫梁鉚接而成，屬于車(chē)架結(jié)構(gòu)中的梯形車(chē)架結(jié)構(gòu)型式，抗彎強(qiáng)度好，前后等寬，寬度為750 mm。從簡(jiǎn)化工藝及滿足總布置的需要出發(fā)，縱梁設(shè)計(jì)成平直截面段（188 mm×50 mm×5 mm）[2]。材料采用DL510[3]，強(qiáng)度極限σb為510 MPa，屈服強(qiáng)度σs為320 MPa。為保證車(chē)架總成具有合理的扭轉(zhuǎn)剛度，采用了7根不同形式的橫梁。整個(gè)車(chē)架結(jié)構(gòu)參見(jiàn)圖2，縱梁結(jié)構(gòu)參見(jiàn)圖3。

3.1.2 車(chē)架應(yīng)力常規(guī)計(jì)算

a.車(chē)架應(yīng)力常規(guī)計(jì)算基本理論。

車(chē)架受力狀況極為復(fù)雜。汽車(chē)靜止時(shí)，車(chē)架只承受懸架以上部分的載荷，稱為車(chē)架的靜載荷。縱梁的橫截面上產(chǎn)生橫力彎曲，不但有正應(yīng)力還有剪應(yīng)力，彎矩隨截面位置變化。車(chē)架的受力和變形[4]見(jiàn)圖4a和圖4b。

一般情況下，最大正應(yīng)力σmax發(fā)生于彎矩最大的截面上，且離中性軸最遠(yuǎn)處[5]。最大正應(yīng)力σmax如下：

[σmax=MmaxW] （1）

式中，W稱為抗彎截面系數(shù)，它與截面的幾何形狀有關(guān)，量綱為[長(zhǎng)度]，W的表達(dá)式如下：

[W=Izh/2] （2）

當(dāng)截面是外寬為B、外高為H、內(nèi)寬為b、內(nèi)高為h的槽形截面時(shí)，W的表達(dá)式如下：

[W=（BH3-bh3）/12H/2=BH3-bh36H] （3）

式中，Mmax稱為最大彎矩，Mi[6]的表達(dá)式如下：

[Mi=F1li-l1+F2li-l2+…+Fi-1li-li-1-]

[Rffli-lff-Rfrli-lfr] （4）

求出最大彎曲正應(yīng)力后，彎曲的強(qiáng)度條件則為：

[σmax=MmaxW≤σ] （5）

對(duì)于抗拉和抗壓強(qiáng)度相等的材料（如16Mn鋼），只要絕對(duì)值最大的正應(yīng)力不超過(guò)許用應(yīng)力即可。許用應(yīng)力[7]表達(dá)式如下：

[σ=σsn] （6）

DL510縱梁鋼的許用應(yīng)力[σ]為211～238 MPa。

對(duì)于縱梁，動(dòng)載荷下的最大彎矩[8]為：

[Mdmax=6.58Mmax] （7）

彎曲的強(qiáng)度條件如下：

[σdmax=MdmaxW≤σ-1] （8）

在常溫和空氣介質(zhì)下，材料疲勞極限σ-1與強(qiáng)度極限σb之間具有較好的相關(guān)性[9]，對(duì)于σb小于1 400 MPa的碳鋼和合金鋼，關(guān)系式如下：

σ-1=0.46σb （9）

對(duì)于該系列車(chē)型縱梁材料大梁鋼，σ-1為234.6 MPa。

b.車(chē)架應(yīng)力常規(guī)計(jì)算。

基于材料力學(xué)簡(jiǎn)支梁理論和基本公式[σ]=M/W，縱梁被當(dāng)作一根受若干集中力和分布力作用且支于前后懸架支架的簡(jiǎn)支梁。縱梁上載荷的大小和作用位置見(jiàn)表2，縱梁分段情況見(jiàn)表3，前后懸架支點(diǎn)坐標(biāo)見(jiàn)表4。從表2可知，右縱梁受力稍大，故只對(duì)右縱梁進(jìn)行計(jì)算。右縱梁載荷分布見(jiàn)表5。

以上參數(shù)輸入車(chē)架計(jì)算程序，取分段長(zhǎng)度Mp=5 cm，計(jì)算得整個(gè)車(chē)架受力情況如圖5所示。

從圖5可以看出，在載貨2t情況下，在坐標(biāo)x=1 390 mm處，車(chē)架縱梁所受的應(yīng)力最大，具體如下：

|σ|max=40.8 MPa（1 390 mm）

安全系數(shù)K=σs/|σ|max=320/40.8=7.8（經(jīng)驗(yàn)值5～8）

在載貨4t情況下，車(chē)架縱梁所受的最大應(yīng)力如下：

|σ|max=56.1 MPa（1 390 mm）

安全系數(shù)K=σs/|σ|max=320/40.8=5.7（經(jīng)驗(yàn)值5～8）

3.1.3 車(chē)架局部應(yīng)力常規(guī)計(jì)算

從車(chē)架實(shí)物斷裂情況可以看出，幾處裂紋情況屬于同一類型，本文車(chē)架開(kāi)裂處應(yīng)力計(jì)算僅以圖15（前板簧后吊耳處）為基礎(chǔ)進(jìn)行計(jì)算。從附圖圖15初步分析，最初開(kāi)裂位置為工藝孔孔邊處，該工藝孔直徑為30 mm，在縱梁上的坐標(biāo)位置為754 mm，即圖中A孔。

a.在載貨2 t情況下，在坐標(biāo)x=754 mm（A點(diǎn)）處，車(chē)架縱梁所受的應(yīng)力結(jié)果如下：

WX=（BH3-bh3）/（6H）=54.2×103mm3

σ=-32 MPa

K=σs/|σ|=320/32=10

|σd|=210.56 MPa<σ-1

b.在載貨4t情況下，在坐標(biāo)x=754 mm（A點(diǎn)）處，車(chē)架縱梁所受的應(yīng)力結(jié)果如下：

WX=（BH3-bh3）/（6H）=54.2×103mm3

σ=-44 MPa

K=σs/|σ|=320/44=7.3

|σd|=289.52 MPa>σ-1

從以上數(shù)據(jù)可知，在超載條件下汽車(chē)在行駛時(shí)車(chē)架上該處產(chǎn)生的動(dòng)應(yīng)力大于材料的疲勞極限。

3.2 車(chē)架的有限元應(yīng)力計(jì)算

3.2.1 車(chē)架有限元模型的建立

汽車(chē)車(chē)架是一個(gè)復(fù)雜的空間薄壁結(jié)構(gòu)，該結(jié)構(gòu)雖然左右完全對(duì)稱，但在行駛過(guò)程中所受的外載卻不是完全對(duì)稱的，故選用整個(gè)車(chē)架進(jìn)行有限元分析。該車(chē)架的有限元模型和約束圖見(jiàn)圖6。

在建立車(chē)架有限元模型時(shí)，需將作用在車(chē)架上的外載荷簡(jiǎn)化為等效載荷加到車(chē)架上。

對(duì)于車(chē)身的自重及車(chē)架上的各總成，可將它們簡(jiǎn)化為集中力直接作用在車(chē)架上。而載重汽車(chē)的載荷（承載重量）是通過(guò)貨箱傳給車(chē)架的，汽車(chē)貨箱主要由貨箱底板、貨箱橫梁、貨箱縱梁和墊木組成，貨箱的縱梁通過(guò)墊木放在車(chē)架縱梁的上翼面上，兩者是通過(guò)若干個(gè)U形螺栓聯(lián)結(jié)在一起（圖7）。

在以往的車(chē)架有限元計(jì)算中，常常不考慮貨箱的剛度對(duì)車(chē)架剛度與強(qiáng)度的貢獻(xiàn)，而一概將貨箱上的載荷以集中力或均布力形式全部直接加到車(chē)架上，這種簡(jiǎn)化的計(jì)算結(jié)果表明車(chē)架應(yīng)力的計(jì)算值一般比實(shí)驗(yàn)值大，特別在與貨箱相連的車(chē)架中后部應(yīng)力計(jì)算值往往比實(shí)驗(yàn)值大幾倍。

事實(shí)上貨箱和車(chē)架之間的作用力是以集中力形式傳遞的，但并不是完全傳遞，而與貨箱的剛度有關(guān)，若貨箱與車(chē)架是鋼-鋼結(jié)構(gòu)連接（貨箱縱梁為鋼質(zhì)材料），考慮到貨箱的剛度對(duì)車(chē)架強(qiáng)度的影響，則總載荷由車(chē)架和貨箱共同承擔(dān)，其承受載荷的比例為3∶7，若貨箱與車(chē)架是木-鋼結(jié)構(gòu)連接，由于貨箱剛度小，因此只承擔(dān)了總載荷的6%，總載荷基本上是由車(chē)架承受。本文所研究的汽車(chē)貨箱與車(chē)架屬于木-鋼連接，因此當(dāng)該汽車(chē)滿載時(shí)，即載重2.2 t時(shí)，車(chē)架承受其94%的重量，也就是2.068 t的重量。但因車(chē)箱的剛度很小，可以不考慮車(chē)箱對(duì)載荷的承受能力。

3.2.2 載荷工況的確定

根據(jù)車(chē)輛實(shí)際運(yùn)行受力情況，對(duì)靜力分析時(shí)一般僅考慮重力作用下的純彎曲工況、增加水平方向1 g加速度制動(dòng)工況下的彎曲工況和彎曲扭轉(zhuǎn)組合工況（簡(jiǎn)稱彎扭工況）。汽車(chē)在平路上行駛時(shí)，路面的反作用力使車(chē)架承受對(duì)稱的垂直載荷，它使車(chē)架產(chǎn)生彎曲變形。彎扭工況的確定是由于汽車(chē)在崎嶇不平的路面上行駛時(shí)，汽車(chē)四個(gè)車(chē)輪可能不在同一平面內(nèi)，即會(huì)因某車(chē)輪抬起或經(jīng)過(guò)洼坑而產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)，這就要進(jìn)行彎扭工況的計(jì)算。因此本文進(jìn)行整車(chē)靜力分析時(shí)通常采用這兩種工況。本文中的彎曲工況是指車(chē)輛四輪著地時(shí)的靜力工況，這時(shí)車(chē)架主要承受彎曲作用。

根據(jù)國(guó)家試車(chē)場(chǎng)（襄樊）凸凹不平路路面的實(shí)際情況及車(chē)架開(kāi)裂的實(shí)際位置，確定彎扭工況為車(chē)輛的左前輪輪心向上抬起200 mm，在這種情況下車(chē)架承受著車(chē)輛自身質(zhì)量產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形，這是一種比較惡劣的彎扭聯(lián)合作用工況。車(chē)輛各主要總成僅重力作用下的受力值（僅有豎直載貨）及在重力和水平方向1 g加速度制動(dòng)同時(shí)作用下的受力值（有豎直載貨和水平載貨）見(jiàn)表6。

3.2.3 計(jì)算結(jié)果及分析

圖8a為純彎曲工況載荷圖，圖8b為純彎曲工況應(yīng)力圖，圖8c為載貨2t制動(dòng)工況下（水平方向給1 g加速度的力）彎曲工況應(yīng)力圖，圖8d為載貨4t制動(dòng)工況下（水平方向給1 g加速度的力）彎曲工況應(yīng)力圖;圖9為車(chē)架在彎扭工況下左前輪抬起200 mm時(shí)的應(yīng)力圖。

從圖8和圖9可以看出，在前板簧后吊耳與車(chē)架連接區(qū)域有應(yīng)力集中區(qū)，這和實(shí)際情況是一致的，圖8A孔孔邊最大應(yīng)力為46 MPa，與應(yīng)用經(jīng)典力學(xué)理論計(jì)算的結(jié)果44 MPa相吻合，基本上驗(yàn)證了有限元模型的合理性，說(shuō)明了有限元計(jì)算的準(zhǔn)確性。

圖9A孔孔邊最大應(yīng)力為237 MPa，但是，由于車(chē)架材料為5-DL510，其許用應(yīng)力[σ]為211～238 MPa，大于最大應(yīng)力237 MPa，因此此工況所引起的應(yīng)力集中不足以使車(chē)架在該處產(chǎn)生裂紋，也就是說(shuō)車(chē)架上裂紋的產(chǎn)生不是車(chē)架靜強(qiáng)度不足引起的。另一方面，A孔孔邊最大應(yīng)力237 MPa大于材料的疲勞極限234.6 MPa。由此推斷，裂紋的產(chǎn)生是汽車(chē)在行駛時(shí)車(chē)架上產(chǎn)生的動(dòng)應(yīng)力和車(chē)架局部強(qiáng)度不夠造成的。

由于該車(chē)架前端橫梁少，扭轉(zhuǎn)剛度小，而后端的橫梁多，扭轉(zhuǎn)剛度大，從而產(chǎn)生變形不協(xié)調(diào)現(xiàn)象，進(jìn)而在此處產(chǎn)生應(yīng)力集中現(xiàn)象。

4 裂紋產(chǎn)生的原因及設(shè)計(jì)改進(jìn)方案

4.1 車(chē)架裂紋產(chǎn)生的原因

從車(chē)架靜應(yīng)力常規(guī)計(jì)算和有限元分析結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，在超載一倍條件和靜工況下車(chē)架上最大應(yīng)力值為237 MPa，小于車(chē)架材料的許用應(yīng)力238 MPa，但大于材料的疲勞極限234.6 MPa，故可以排除車(chē)架在行駛過(guò)程中突然斷裂的可能。又由于車(chē)架上的裂紋是在汽車(chē)行駛1萬(wàn)～2萬(wàn)km后產(chǎn)生的，并且同批出廠的汽車(chē)在此期間發(fā)生多起在車(chē)架上相同部位不同程度的裂紋，因而可以確定裂紋的產(chǎn)生是因?yàn)樵诔d條件下車(chē)架局部強(qiáng)度不夠，汽車(chē)在行駛時(shí)車(chē)架上產(chǎn)生的動(dòng)應(yīng)力產(chǎn)生的疲勞破壞所致。

從上文靜應(yīng)力分析可以發(fā)現(xiàn)，車(chē)架在前懸架后吊耳連接處的應(yīng)力集中現(xiàn)象最為顯著。因此，應(yīng)力集中是造成疲勞破壞的主要原因。車(chē)架裂紋的產(chǎn)生是在汽車(chē)行駛較短的時(shí)間內(nèi)發(fā)生的，汽車(chē)在行駛時(shí)隨時(shí)都要受到路面的激勵(lì)作用，并且此時(shí)車(chē)架上裂紋產(chǎn)生處的應(yīng)力集中十分嚴(yán)重，故路面的激勵(lì)是影響車(chē)架正常使用壽命的主要因素。

4.2 車(chē)架的設(shè)計(jì)改進(jìn)原則及具體改進(jìn)方案

4.2.1 改進(jìn)原則和方案

通過(guò)上文的分析可以清楚地看到，前板簧后吊耳處與縱梁連接處較小的扭轉(zhuǎn)剛度是導(dǎo)致該處應(yīng)力集中的主要原因。因此進(jìn)行局部加強(qiáng)，提高車(chē)架局部扭轉(zhuǎn)剛度，加強(qiáng)車(chē)架局部彎曲強(qiáng)度，從而在保證車(chē)架具有足夠扭轉(zhuǎn)剛度的前提下，使車(chē)架發(fā)生扭轉(zhuǎn)危險(xiǎn)的情況降到最低限度。在盡量不影響車(chē)架上各安裝件的結(jié)構(gòu)和裝配的前提下，對(duì)車(chē)架結(jié)構(gòu)進(jìn)行較小的修改，使車(chē)架的使用壽命有所提高。

該車(chē)架應(yīng)力集中產(chǎn)生的主要原因之一是車(chē)架上該段的扭轉(zhuǎn)剛度偏小，因此，對(duì)于已生產(chǎn)的車(chē)型采用改進(jìn)方案一，即在前后板簧前后吊耳處增加4 mm厚的L形加強(qiáng)板來(lái)提高車(chē)架該段的整體扭轉(zhuǎn)剛度和加強(qiáng)局部強(qiáng)度，對(duì)于待生產(chǎn)車(chē)型采用改進(jìn)方案二，即取消工藝孔的同時(shí)在前后板簧前后吊耳處增加4 mm厚的L形加強(qiáng)板來(lái)提高車(chē)架該段的整體扭轉(zhuǎn)剛度和加強(qiáng)局部強(qiáng)度。改進(jìn)方案二縱梁加L板示意圖見(jiàn)圖10。

4.2.2 改進(jìn)后車(chē)架應(yīng)力的常規(guī)計(jì)算

a.改進(jìn)方案一車(chē)架應(yīng)力常規(guī)計(jì)算。

車(chē)架的受力如圖11所示。

從圖11可以看出，在載貨2t情況下，在坐標(biāo)x=1 390 mm處，車(chē)架縱梁所受的應(yīng)力最大，具體如下：

|σ|max=31.9 MPa（1 390 mm）

K=σs/|σ|max=320/31.9=10（安全系數(shù)提高28%）

在載貨4 t情況下，車(chē)架縱梁所受的最大應(yīng)力如下：

|σ|max=43.8 MPa（1 390 mm）

K=σs/|σ|max=320/43.8=7.3（安全系數(shù)提高28%）

在載貨2 t情況下，在坐標(biāo)x=754 mm處，車(chē)架縱梁所受的應(yīng)力結(jié)果如下：

WX=（BH3-bh3）/（6H）=69.8×103mm3

σ=-25 MPa

K=σs/|σ|=320/25=12.8（安全系數(shù)提高28%）

|σd|=164.5 MPa<σ-1

在載貨4 t情況下，在坐標(biāo)x=754 mm處，車(chē)架縱梁所受的應(yīng)力結(jié)果如下：

WX=（BH3-bh3）/（6H）=69.8×103 mm3

σ=-34 MPa

K=σs/|σ|=320/34=9.4（安全系數(shù)提高28%）

|σd|=223.72 MPa<σ-1

b.改進(jìn)方案二車(chē)架應(yīng)力常規(guī)計(jì)算。

在載貨2 t情況下，在坐標(biāo)x=754 mm處，車(chē)架縱梁所受的應(yīng)力結(jié)果如下：

WX=（BH3-bh3）/（6H）=103×103mm3

σ=-16.9 MPa

K=σs/|σ|=320/16.9=18.9（安全系數(shù)提高89%）

|σd|=111.2 MPa<σ-1

在載貨4 t情況下，在坐標(biāo)x=754 mm處，車(chē)架縱梁所受的應(yīng)力結(jié)果如下：

WX=（BH3-bh3）/（6H）=103×103 mm3

σ=-23 MPa

K=σs/|σ|=320/34=13.9（安全系數(shù)提高89%）

|σd|=151.3 MPa<σ-1

4.2.3 改進(jìn)后車(chē)架應(yīng)力的有限元計(jì)算

a.改進(jìn)方案一車(chē)架應(yīng)力有限元計(jì)算。

載貨2 t制動(dòng)工況下（水平方向給1 g加速度的力）彎曲工況應(yīng)力圖見(jiàn)圖12a，載貨4 t制動(dòng)工況下（水平方向給1 g加速度的力）彎曲工況應(yīng)力圖見(jiàn)圖12b，應(yīng)力值明顯下降。改進(jìn)后靜態(tài)彎扭工況下左前輪抬起變形圖見(jiàn)圖12c，改進(jìn)后靜態(tài)彎扭工況下左前輪抬起應(yīng)力圖見(jiàn)圖12d。改進(jìn)前后的車(chē)架剛度對(duì)比值見(jiàn)表7所示。

從表8可以看出改進(jìn)后車(chē)架的剛度得到明顯改善。

b.改進(jìn)方案二車(chē)架應(yīng)力有限元計(jì)算。

載貨2 t制動(dòng)工況下（水平方向給1 g加速度的力）彎曲工況應(yīng)力圖見(jiàn)圖13a，應(yīng)力值明顯下降。改進(jìn)后靜態(tài)彎扭工況下左前輪抬起應(yīng)力圖見(jiàn)圖13b。

5 結(jié)語(yǔ)

本文用力學(xué)分析、有限元分析兩種方法對(duì)該公司生產(chǎn)的某系列輕型載貨汽車(chē)車(chē)架進(jìn)行了分析，給出了可行的臨時(shí)方案和永久方案。由于車(chē)架屬于大尺寸復(fù)雜結(jié)構(gòu)件，在實(shí)際使用過(guò)程中受力復(fù)雜，因此研究難度大。本文對(duì)疲勞裂紋成因的分析主要采用有限元分析的方法，利用國(guó)際上較為流行的通用有限元分析軟件HyperWorks，建立了有限元模型，并在該模型的基礎(chǔ)上進(jìn)行有限元靜態(tài)分析，然后根據(jù)計(jì)算結(jié)果找出車(chē)架過(guò)早出現(xiàn)疲勞裂紋的原因，在此基礎(chǔ)上給出了發(fā)生疲勞裂紋車(chē)架的臨時(shí)方案，和未來(lái)生產(chǎn)車(chē)架的永久方案。

該車(chē)架改進(jìn)方案試裝后已經(jīng)過(guò)3萬(wàn)km的可靠性道路試驗(yàn)檢驗(yàn)、5萬(wàn)km的用戶使用檢驗(yàn)和5年的市場(chǎng)檢驗(yàn)，效果良好，證明該車(chē)架改進(jìn)方案是成功的。

圖14～17為實(shí)物裂紋情況。

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[9]趙少汴.抗疲勞設(shè)計(jì)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1994.

作者簡(jiǎn)介：

尹偉，男，1994年生，工程師，研究方向?yàn)檎?chē)性能、車(chē)架設(shè)計(jì)。

劉麗（通訊作者），女，1976年生，研究員級(jí)高級(jí)工程師，研究方向?yàn)檎?chē)性能、整車(chē)總布置及車(chē)架車(chē)廂設(shè)計(jì)。