某车型副车架横梁的应力分析及优化

刘守银，王成立

（安徽江淮汽车股份有限公司技术中心，安徽 合肥 230022）

某车型副车架横梁的应力分析及优化

刘守银，王成立

（安徽江淮汽车股份有限公司技术中心，安徽 合肥 230022）

通过对某车型前独立悬架副车架横梁开裂的产生原因进行材料力学分析、CAE分析，确定横梁开裂主要原因是断面系数相对过小，本文提出增加断裂处的断面系数、降低断裂处与其四周的应力差值、增大横梁中部应变等方案进行优化。进而对优化后的横梁再进行应力计算和CAE分析，确保优化效果，最后通过应变片检测、试验验证对优化后副车架横梁的应力和可靠性进行再确认，以充分保证该横梁满足整车的可靠性要求。其中的优化方法和思路对类似产品设计和优化具有很好的参考价值。

副车架；横梁；应力；断面系数；应力分析；优化

CLC NO.:U463.33Document Code:AArticle ID:1671-7988(2014)08-41-04

前言

某车型的前轴为麦弗逊前独立悬架，在试验场强化路试验过程中前轮受到撞击后，副车架横梁发生开裂现象，如图1所示。该悬架承载1.6吨左右，相对一般乘用车的麦弗逊独立悬架载来说负荷比较大，同时副车架只有单一横梁，螺旋弹簧下端安装在下摆臂的中部，上端安装在横梁的两端，横梁受力比较大，也比较集中。由此可知，副车架横梁是前轴最主要的力和力矩的承载件，同时其自身是冲压件，因此必须充分对其进行受力分析、应力分析和形状优化，使其在3.5G作用力冲击时各部的应力不超过材料的抗拉强度，才能保证可靠性。本文依据材料力学的理论、CAE分析手段对横梁进行应力分析，然后根据分析结果对横梁的形状进行优化，再将优化后的形状与优化前的形状进行应力对比分析，确认优化效果，最后通过试验对优化结果进行再确认。

1、横梁的应力分析

1.1 受力状况和力学模型

由于横梁左右对称，所以只对横梁左侧的受力状况进行分析，如图2所示。从图中可知，在横梁断裂处，断面系数变化比较大。

根据图2的横梁受力状况，可将其转化成材料力学模型，如图3（a）所示。

为了分析任一横截面上的载荷，在距对称面χ (m)处一个截面n-n，沿截面n-n假想地把梁分成两部分，并取右端为分析对象，如图3（b），设M和Q分别为作用于截面n-n上的弯矩和剪力，由于截面右端的剪力和弯矩处于平衡状态，所以可得出以下两个公式：

由于车身作用力F1和螺旋弹簧作用力F2方向相反，大小相等，所以从公式（1）可得出Q=0，从公式（2）可得出M= F1*0.365= F2*0.365（N.m）。

由此可知，在对称面和F1之间任意截面的剪切力为零，弯矩为F1*0.365。

1.2 断面二次力矩及断面系数

弯矩M的旋转围绕整车轴，所以要计算对于轴断面二次力矩。实物的截面中圆弧较多，圆弧的断面二次力矩的计算相对复杂，而对整个截面计算影响不大，为了便于说明和计算，将截面的形状进行简化，如图4所示，（a）横梁的俯视图；（b）为横梁实际截面形状和尺寸，从图2和图4（a）来看，高度和宽度不同的地方分别用H和B表示；（c）为简化后的截面形状和尺寸。

1.2.1 形心位置的计算

根据图4（b）的形状和尺寸公式（3）计算横梁的相对底面的形心位置e。

1.2.2 相对χ轴的断面二次力矩

相对χ轴的断面二次力矩Iχ根据公式（5）来计算。

其中：Ai为横梁上某一块截面的面积；ai为截面面积为Ai的截面的形心到形心e的距离；IG为截面面积为Ai的截面通过其自身的形心相对轴的惯性矩。按照公式（5）可得Iχ值。

1.2.3 横梁的应力分析

对横梁下面的断面系数Z由公式(7)来求得：

由1.1分析的结果知，在对称面和副车架固定支架之间的弯矩M=F1*0.365，因此，根据公式（7）和公式（8）在此范围内任一处应力取决于该处的断面系数，断面系数越大，应力越小。同时，根据公式（3）、（4）、（5）、（6）、（7）、（8）可以该范围内任何一处下面的应力，表1是图4（a）四处在3.5G垂直加速度时的应力计算值：

从表1可知，B和H越小，断面系数Z就越小，相应应力就越大。3-3处也是断裂的地方，从计算来看，应力也是最大，与材料的抗拉强度相当，在受到冲击是容易断裂。

1.2.4 用CAE对车架断裂处应力分析

对前悬架和副车架等数模放入整车数模内，通过整车受力来分析副车架横梁的受力和应力，图5为3.5G垂直加速度时的CAE分析结果。

从图5可知，在3.5G垂直加速度时，断裂处的应力达到475MPa，超过材料抗力强度，但只是一点，而在加强筋和应力475MPa的右侧的应力非常小，应力分布不均匀。

1.2.5 用应变片实测车架断裂处应力

在分析最大应力范围内贴应变片，贴片位置图6所示，应变片数值换算成应力（见表2）

实测值的最大应力为139.4MPa，比较小，主要是试验道路所产生的加速度较小，一般在1.8G以下，而横梁开裂的车是受到撞击后造成的，撞击产生的加速度要大得多，因此，要保证车辆在3.5G以下撞击横梁不开裂，必须对该横梁进行优化设计。

2、优化横梁的结构

根据以上材料力学分析和CAE分析，对横梁结构进行优化。

2.1 对横梁断裂处的结构进行优化

从公式（8）来看，断面系数越大，应力越小，再从从表1来看，B和H值越大，相对轴的断面二次力矩值就越大，根据公式（7）断面系数就越大，也就是说，断面外轮廓越大，断面系数就越大。因此，从图2和表1来看，断裂处的断面系数小，其左右断面系数大，尤其是右侧断面系数变化很大。

根据以上分析，为了减少断裂处的应力，必须增大断裂

处的断面系数，也就是要增大断裂处的外轮廓面积，同时使左右的断面系数平缓地变化，因此对断裂处进行如图6所示优化。

2.2 降低断裂处应力与四周应力差值

降低断裂处应力与四周应力差值，使断裂处附近的应力变化平缓。从图5的CAE分析结果来看，相对断裂处加强筋处的应力非常小，为了优化断裂处的应力分布，减小四周应力差值，改变加强筋、加大加强筋的倒角，如图7所示。

2.3 对横梁中部进行优化

在横梁中部（对称面的左右），由于宽度B最大，断面系数比较大，应力也相应很小。由于中部只受到弯矩M的作用，可增大中部的应变，提高中部柔软性，相对降低断裂处的应力。如图8所示, 将原状态的大平面改成下凹平面，减小中部截面面积，减小断面系数，增大中部的应变。

3、优化后效果分析和试验验证

3.1 对优化后横梁断裂处进行再计算

优化后对图4（a）的3-3截面的H影响最大，H由57mm加高到70mm，该处应力计算值也由354.5MPa降到280MPa。

3.2 对优化后横梁进行CAE分析

同样在整车数模状态，以3.5G垂直加速度对整个横梁进行应力分析，应力最大处还在原断裂处，但是应力已由原来475MPa降低到355MPa，整个横梁的最大应力大幅降低，低于材料的抗拉强度，如图（5）、（9）所示。

3.3 用应力片对横梁应力进行实测

同样在图6所示位置贴应变片检测应力，检测结果如表3所示。与表2的数据对比，优化横梁的最大应力由原来的139.4MPa降低到102.5MPa，优化效果明显。

3.4 整车试验和市场验证

从完成对横梁进行优化设计和冲压模具的修改，到现在已近3年来，三年内又经过大量整车试验，没发生开裂现象，同时售后车辆也没有发生开裂现象。

4、结论

根据材料力学理论计算，整车数模状态下CAE分析、应变片的实测，充分地分析了横梁受力状况、断裂产生的原因，并根据分析结果，采取了三个有效措施，这三个有效措施是：（1）、增大断裂处的断面系数，直接降低应力；（2）降低断裂处应力与四周应力差值，使断裂处附近的应力变化平缓；（3）减小应力小的中部的截面系数，使中部应变变大，提高横梁中部的柔软性，降低断裂处的应力。无论是理论计算、CAE分析、应变片检测，优化后断裂处应力降低25%左右，降低幅度大，优化效果非常明显。

这三个措施对类似产品设计、优化结构等具有很大参考价值。

[1] 材料力学（第二版） 范钦珊 殷雅俊主编 清华大学出版社.

[2] CAEよる機械強度設計. 栗山好夫 笹川宏之 日本：山海堂，1992.9.15.

Stress analysis and optimization of sub frame cross member of a certain vehicle type

Liu Shouyin, Wang Chengli
(The Center of Technology of Jianghuai Automobile Co., Ltd., Anhui Hefei 230022)

Through material mechanical analysis and CAE analysis of the causes of cracking on sub frame cross member of front independent suspension of a certain vehicle type, the paper determines the major cause for cross member cracking is the relatively too small section modulus. It brings forward several optimization schemes accordingly such as increasing the section modulus at the cracks, reducing the difference of the stresses between the cracks and the surroundings, and increasing the strain at the cross member center. It then proposes to re-conduct stress calculation and CAE analysis on the optimized cross member and finally re-confirm with strain gauge test and experimental verification the stress on the optimized sub frame cross member and its reliability, thus fully ensuring the optimization effect and the ability of the cross member to meet the whole-vehicle reliability requirements. The proposed optimization approaches hold great reference values to similar product design and optimization.

sub frame；cross member；stress；section modulus；stress analysis；optimize

U 463.33

A

1671-7988(2014)08-41-04

刘守银，就职于安徽江淮汽车股份有限公司技术中心。