楊萬杰　孫艷　邱立校

摘 要：理論分析明確商用汽車前軸在制動工況下的受力，確定影響前軸安全系數(shù)相關(guān)的前軸截面，然后利用有限元分析軟件ANSYS Workbench對商用汽車前軸進(jìn)行有限元分析，以前軸結(jié)構(gòu)總質(zhì)量最小為目標(biāo)，在保證前軸疲勞壽命前提下，對前軸截面進(jìn)行設(shè)計優(yōu)化，最終確定優(yōu)化方案，達(dá)到降低前軸重量的目的。

關(guān)鍵詞：前軸 輕量化 截面優(yōu)化 有限元

1 引言

隨著“雙碳”目標(biāo)的提出，對商用汽車也提出了低燃油消耗、高動力輸出的要求。為落實此項要求，對商用汽車零部件的輕量化技術(shù)也提出了更高的要求。

世界鋁業(yè)協(xié)會報告指出：車身自重每減少10%，可降低油耗6%～8%，降低排放5%～6%。結(jié)合商用汽車結(jié)構(gòu)特點，簧下質(zhì)量降低更有助于節(jié)能、減排。

當(dāng)下，輕量化技術(shù)主要包括三個方面：新材料應(yīng)用；新的制造技術(shù)；新結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計?；诠こ虒Τ杀镜目剂?，新結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計成為輕量化措施最理想的方案。

前軸作為汽車底盤系統(tǒng)主要的承載部件，重量最大，相對其他部件在整車上的服役時間最長，甚至遠(yuǎn)超出商用汽車的報廢年限，從某種意義上來說，傳統(tǒng)的汽車前軸無疑是設(shè)計過于保守，浪費了材料。對其進(jìn)行輕量化設(shè)計是對汽車底盤輕量化貢獻(xiàn)最大的措施。

商用汽車前軸通過懸架與車架相連，兩側(cè)裝有從動車輪，起承載、行駛、制動、轉(zhuǎn)向功能。商用車前軸兩端近似為方形，中間為向下彎曲的工字型（或圓形，本文主要研究工字型前軸輕量化），如圖1所示。其結(jié)構(gòu)利于降低車輛重心，保證了在制動時可承受較大的彎矩和扭矩。

前軸在汽車上匹配后，根據(jù)汽車的運行過程，前軸主要在以下三種工況下受力：動載工況、側(cè)滑工況和制動工況。在這三種工況中，制動工況下前軸所受應(yīng)力最大，最容易彎曲變形或斷裂失效。所以制動工況下前軸安全即可保證整個使用過程安全，為研究前軸在制動工況下的安全性，本文首先對前軸在制動工況下受力進(jìn)行了理論分析，建立強(qiáng)度與材料應(yīng)力關(guān)系，然后根據(jù)產(chǎn)品結(jié)構(gòu)與強(qiáng)度影響因素對其進(jìn)行截面優(yōu)化。其次利用三維建模軟件Solidworks繪制前軸三維模型，然后將其導(dǎo)入有限元分析軟件ANSYS Workbench中進(jìn)行分析；再進(jìn)行實物臺架，最后得出可靠性更高、重量更低的前軸。

2 商用汽車前軸受力分析及強(qiáng)度計算

2.1 制動工況前軸受力分析

制動工況是汽車在行駛時緊急剎車，此狀態(tài)下前軸左右兩側(cè)所受鉛直力ZL1、ZR1，制動力XL1、XR1相等，其受力如圖2所示：

其大小分別為：

（1）

式中：G1——前軸載荷；

MZ1——制動時前軸荷重新分配系數(shù)；

φ——輪胎與地面的附著系數(shù)；

計算制動時前軸荷重新分配系數(shù)MZ1：

2.2 制動工況前軸力矩分析

當(dāng)汽車停止在水平路面上時，其力矩平衡如圖3所示：

A點力矩平衡，其平衡方程為：

（2）

同理，當(dāng)汽車制動時，A點力矩平衡，其平衡方程為：

（3）

式中：Ga——汽車滿載總質(zhì)量；

L——汽車軸距；

b——汽車質(zhì)心到后軸接地點距離；

hg——汽車滿載時的質(zhì)心高度；

G'——制動時，前軸軸荷；

將（2）帶入（3）

（4）

（4）式中即為制動時前軸荷重新分配系數(shù)mz：

制動工況下，前軸在鉛直面彎矩、水平面彎矩及扭矩圖如圖4所示：

圖4：n——輪胎接地點到受力面的距離

通過圖4可得：前軸板簧座中間截面C-C在鉛垂面的彎曲應(yīng)力σ1，水平面的彎曲應(yīng)力σ2最大，其值為：

（5）

（6）

式中：M1——C-C截面鉛直彎矩；

M2——C-C截面水平彎矩；

W1——C-C截面鉛直彎矩抗彎截面系數(shù)；

W2——C-C截面水平彎矩抗彎截面系數(shù)；

2.3 前軸抗彎斷面系數(shù)分析

前軸彎曲應(yīng)力最大的截面為C-C，其鉛直彎矩抗彎斷面系數(shù)、水平彎矩抗彎斷面系數(shù)圖分別如圖5、圖6所示：

（7）

（8）

2.4 前軸C-C截面應(yīng)力計算

從工字型結(jié)構(gòu)可以發(fā)現(xiàn)，彎曲應(yīng)力σ1，水平面的彎曲應(yīng)力σ2發(fā)生在同一點時，方向相同。最大應(yīng)力σs為汽車前進(jìn)方向工字型的下端中點位置，此時：

（9）

判定輕量化條件：

當(dāng)σs≤[σ]時，前軸安全，存在輕量化空間。

3 商用汽車前軸截面優(yōu)化

3.1 模型建立

為便于研究，將前軸工字梁簡化為下圖標(biāo)準(zhǔn)工字型狀態(tài)，如圖7：

從工字型截面模型，可以建立截面參數(shù)與應(yīng)力、撓度、質(zhì)量的關(guān)系，以確定各截面靈敏度。

中性面位置：

（10）

質(zhì)量：

（11）

3.2 前軸分析

已知某載貨車前軸載荷5.5T，選材為50#，所配車型為4X2載貨車，車貨總質(zhì)量42T，輪距2080mm，輪胎徑力半徑507mm。

將基礎(chǔ)前軸截面按減小浮動20%（表1），計算出其在額定載荷下應(yīng)力、質(zhì)量各變量偏導(dǎo)，得到變量的靈敏度。結(jié)果如下：

通過公式（8）計算應(yīng)力變化值，如（表2）

通過公式（10）計算質(zhì)量變化值，如（表2）。

綜合表（1）（2）（3）結(jié)果，前軸截面對應(yīng)力的靈敏度排序為b1、h1、b2、h3、b3、h2；對質(zhì)量的靈敏度排序為b1、b2、b3、h3、h1、h2。

綜上所述降低工字梁上、下翼面厚度可以降低中性面，使前軸材料承受拉應(yīng)力，降低前軸底部應(yīng)力。提高安全性。

4 有限元模型及分析方法

為準(zhǔn)確仿真前軸截面優(yōu)化后在制動工況下的安全性，根據(jù)其工作狀態(tài)進(jìn)行有限元分析，具體仿真結(jié)果如圖8所示：

此三維模型包括前軸帶轉(zhuǎn)向節(jié)，轉(zhuǎn)向節(jié)帶一體化組合軸承和轉(zhuǎn)向節(jié)銷等。前軸材料為50#，密度7850kg/m3，彈性模量200GPa，泊松比0.3，屈服強(qiáng)度500MPa。

CAE分析制動工況下最大應(yīng)力356.64MPa，安全系數(shù)1.4，符合機(jī)械部件安全系數(shù)大于1.2的標(biāo)準(zhǔn)要求。

5 前軸臺架測試

在前軸疲勞壽命試驗機(jī)上根據(jù)QC/T513-1999《汽車前軸臺架疲勞壽命試驗方法》；QC/T494-1999《汽車前軸剛度試驗方法》；QC/T483-1999《前軸垂直彎曲疲勞壽命》相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，模擬前軸加載狀態(tài)的疲勞試驗。如圖9：

按制動力狀態(tài)力值進(jìn)行加載，截面優(yōu)化前軸試驗3件產(chǎn)品均超過80萬次，滿足國家標(biāo)準(zhǔn)要求。

6 結(jié)語

通過對前軸在最危險工況下的受力和力矩平衡分析，可以計算出其所承受的最大應(yīng)力值，結(jié)合產(chǎn)品選材[σ]，得出輕量化的可行性分析；通過對額定載荷5.5噸前軸截面參數(shù)與應(yīng)力、撓度、質(zhì)量的關(guān)系，可以確定各截面對應(yīng)力的靈敏度排序，確定上、下翼面厚度優(yōu)化可以顯著降低產(chǎn)品質(zhì)量，對應(yīng)力的影響較小。

對材料進(jìn)行特定調(diào)質(zhì)工藝處理，其應(yīng)力值與[σ]相當(dāng)，并有符合設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)的安全儲備系數(shù)。利用有限元法，結(jié)合分析軟件ANSYS Workbench進(jìn)行仿真分析，對前軸截面進(jìn)行優(yōu)化，實物測試結(jié)果滿足標(biāo)準(zhǔn)要求。從理論到實際生產(chǎn)實現(xiàn)了前軸輕量化的結(jié)構(gòu)改進(jìn)。

通過前軸截面優(yōu)化，額定載荷5.5噸前軸可降重13Kg/件，實現(xiàn)降重12%，在生產(chǎn)上實現(xiàn)了降本。該技術(shù)可推廣至汽車底盤其他承載部件進(jìn)行輕量化研究。

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