某車型后懸架故障分析及結(jié)構(gòu)改進(jìn)研究

吳成平，許美星，張根志，唐玉福，王艷猛

(北京福田戴姆勒汽車有限公司技術(shù)中心，北京 101400)

某車型后懸架故障分析及結(jié)構(gòu)改進(jìn)研究

吳成平，許美星，張根志，唐玉福，王艷猛

(北京福田戴姆勒汽車有限公司技術(shù)中心，北京 101400)

針對某車型在路試時中出現(xiàn)的后懸架橫向推力桿車身連接座及縱向推力桿底部開裂故障，進(jìn)行了實車強化路況試驗及極限工況有限元仿真分析。通過強化路況試驗與仿真分析得知：橫向推力桿支座開裂為焊點虛焊所致，而縱向推力桿開裂為結(jié)構(gòu)設(shè)計缺陷所致。研究結(jié)論可為工程實踐提供參考。

后懸架；故障分析；應(yīng)力-應(yīng)變試驗；仿真；改進(jìn)

0 引言

非獨立懸架因結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠及成本低等被廣泛應(yīng)用于貨車的前、后懸架以及轎車的后懸架[1]。在工程實際中，常出現(xiàn)相關(guān)結(jié)構(gòu)件變形或開裂等故障，出現(xiàn)此類現(xiàn)象的原因大部分是由于結(jié)構(gòu)所受應(yīng)力超過了其材料的屈服強度[2-4]。

現(xiàn)有某非獨立后懸架車型在整車路試實驗時，后懸架出現(xiàn)故障主要集中在：(1)與車身連接的橫向推力桿車身連接座開裂(如圖1所示)；(2)縱向推力桿底部開裂(如圖2所示)。眾所周知，故障出現(xiàn)部位極為關(guān)鍵，若其得不到及時有效的解決，將對該車型操縱穩(wěn)定性、可靠性和安全性造成極大影響，也將導(dǎo)致該車型量產(chǎn)被延期甚至否決，給員工和公司造成無法估量的損失。所以，該問題的解決已成燃眉之急。

圖1 橫向推力桿車身連接座開裂 圖2 縱向推力桿底部開裂

1 整車試驗分析

針對出現(xiàn)的故障，參考相關(guān)試驗規(guī)程，對該車型試驗樣車進(jìn)行強化路面試驗規(guī)劃并進(jìn)行了實車應(yīng)力測試試驗。

1.1 試驗準(zhǔn)備

試驗樣車一輛(注：為保證車輛安全，試驗車輛的橫向推力桿車身連接座已采用縫焊形式)，舉升機一臺，LMS測試儀一臺，磨砂輪、紗布、應(yīng)變片及連接橋線若干，以及采用標(biāo)記筆、錫焊槍、強力膠及絕緣膠布等對應(yīng)變測試片進(jìn)行位置標(biāo)記及固定連接。

根據(jù)故障情況，在可能相關(guān)位置共規(guī)劃布置11個應(yīng)變片，各應(yīng)變片均采用1/4測量橋(注：在布置應(yīng)變片的位置應(yīng)先對其進(jìn)行拋光處理，以確保其表面光潔)，如圖3—8所示。其中：測點1表示橫向推力桿車身連接座承力板沿橫向推力桿軸線的Y向，測點2表示橫向推力桿車身連接座加強板沿橫向推力桿軸線的Y向，測點3表示橫向推力桿車身連接座承力板根部位置豎直的Z向，測點4表示橫向推力桿車身連接座承力板根部位置水平的Y向，測點5表示橫向推力桿中間位置沿其軸線的Y向，測點6表示后軸上橫向推力桿安裝座豎直的Z向，測點7表示左側(cè)縱向推力桿底部中間位置X向，測點8表示車身上左螺旋彈簧安裝座豎直Z向，測點9表示車身上左減振器(面向車前進(jìn)方向，下同)安裝座豎直Z向，測點10表示車身上右螺旋彈簧安裝座豎直Z向(與測點8相對車身縱向中垂面對稱，未示出)，測點11表示車身上右減振器安裝座豎直Z向。

圖3 橫向推力桿車身連接座總成車身測點 圖4 橫向推力桿中間測點

圖5 橫向推力桿安裝座后軸測點 圖6 左側(cè)縱向推力桿底部

圖7 左螺旋彈簧安裝座車身測點

圖8 左減振器安裝座車身測點

1.2 試驗過程

實車實驗工況[5]如表1所示，限于篇幅，僅選取其中扭曲路和坡道路為例，如圖9—10所示。一共進(jìn)行了5組試驗，每組試驗采集2次數(shù)據(jù)，測試過程中，所有操作均按規(guī)程，測試時頻率帶寬為400 Hz、譜線數(shù)為400 Hz、分辨率為1 Hz。

圖11是扭曲路試驗時各測點應(yīng)變的時間歷程，圖12是坡道試驗時各測點應(yīng)變的時間歷程?？梢钥闯觯涸趦煞N路面上測試的結(jié)果都是左側(cè)縱向推力桿測點7的動應(yīng)變最大，其次是車身上左螺旋彈簧安裝座測點8、橫向推力桿安裝座后軸測點6和橫向推力桿中間測點5動應(yīng)變較大，其他位置動應(yīng)變遠(yuǎn)小于這3個測點位置的應(yīng)變值。

表1 樣車試驗工況設(shè)置

圖9 扭曲路面 圖10 試驗坡道

圖11 扭曲路試驗

圖12 坡道試驗

1.3 試驗數(shù)據(jù)處理及分析

表2—6列出了試驗過程各工況下各測點的最大拉壓應(yīng)變情況，以及由此算出的最大拉壓應(yīng)力，計算時材料彈性模量取210 GPa。其中：應(yīng)變單位μE，應(yīng)力單位MPa；正數(shù)表示為拉應(yīng)變及拉應(yīng)力，負(fù)數(shù)表示為壓應(yīng)變及壓應(yīng)力。

由表2—6可知：測點7(左側(cè)縱向推力桿底部)的拉、壓應(yīng)變均為極值，因該車是后橋驅(qū)動，當(dāng)爬坡時坡道阻力、道路滾動摩擦阻力以及加速阻力一起作用于后橋，導(dǎo)致后橋承受較大的載荷，載荷傳遞至縱向推力桿使其產(chǎn)生應(yīng)變。

表2 扭曲路工況各測點極限應(yīng)變與應(yīng)力

表3 坡道路工況各測點極限應(yīng)變與應(yīng)力

表4 砂石路工況各測點極限應(yīng)變與應(yīng)力

表5 極限靜載工況各測點極限應(yīng)變與應(yīng)力

表6 平路行駛工況各測點極限應(yīng)變與應(yīng)力

其中，最危險工況為測點7坡道路加速爬坡時，最大拉應(yīng)力為235.66 MPa，最大壓應(yīng)力為-347.21 MPa，應(yīng)力沿汽車坐標(biāo)系X方向，此應(yīng)力已超過縱向推力桿材料的屈服強度235 MPa。所測應(yīng)力值比較明顯的依次是測點8(左螺旋彈簧安裝座豎直Z向)、測點6(橫向推力桿安裝座后軸測點)Z向和測點5(橫向推力桿中間測點)Y向。測點5在最危險的坡道測試中，其極限拉壓應(yīng)力分別為33.81和-30.6 MPa，在砂石路測試中的極限拉壓應(yīng)力分別為43.88和-20.69 MPa，均為較低水平。測點1、2、3、4(位于橫向推力桿車身連接座上)

的應(yīng)力值較小(均小于30 MPa)。

2 后懸架有限元結(jié)構(gòu)仿真分析

通過上述實車試驗可知，在各種工況下，橫向推力桿車身連接座上及其附近區(qū)域的應(yīng)力值均處于較低水平；在坡道工況下，整車應(yīng)力最大且出現(xiàn)在左側(cè)縱向推力桿底部(測點7處)且已超過材料的屈服強度，而此處正好在破壞點附近。

針對實車試驗最惡劣的坡道工況，為驗證原有點焊形式橫向推力桿車身連接座及縱向推力桿的應(yīng)力水平，從而印證實車試驗的結(jié)果，建立了后懸有限元結(jié)構(gòu)分析模型來對后懸架故障及結(jié)構(gòu)改進(jìn)進(jìn)行研究，以期為改進(jìn)產(chǎn)品結(jié)構(gòu)提供快速有效的指導(dǎo)。

2.1 后懸架有限元模型

通過對后懸架進(jìn)行幾何簡化、網(wǎng)格劃分、相關(guān)屬性設(shè)置、連接關(guān)系建立及邊界加載等流程化操作后，最終建立的有限元模型如圖13所示。由于文中主要目的是針對橫向推力桿與縱向推力桿的故障進(jìn)行分析，所以建模要點歸納如下：

(1)由于與橫向推力桿、縱向推力桿關(guān)聯(lián)的主要受力結(jié)構(gòu)均為板件結(jié)構(gòu)，所以模型中主要采用四邊形殼Shell單元進(jìn)行模擬。

(2)對車身及車輪結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡化，只保留部分連接結(jié)構(gòu)且進(jìn)行約束。

(3)模型中運動副根據(jù)實際選取仿真軟件中相對應(yīng)鉸鏈(JIONTs)形式。

(4)點焊采用實體單元進(jìn)行模擬，焊點與被連接板件間通過構(gòu)建接觸來模擬點焊連接；用RB3處理螺旋彈簧與上下支承面的連接。

(5)鉸鏈連接部位或非關(guān)鍵的分析部件，仿真模型中設(shè)置為剛體。

(6)結(jié)構(gòu)件質(zhì)量屬性通過添加質(zhì)量點、調(diào)整質(zhì)心及密度等方式來實現(xiàn)。

(7)通過對輪胎接地點加載位移來模擬坡道路面。

圖13 后懸架有限元模型

2.2 后懸架有限元模型計算結(jié)果分析

將調(diào)試好后的后懸架有限元模型提交求解器進(jìn)行計算，結(jié)果表明除左縱向推力桿應(yīng)力值較大外，其余應(yīng)力水平均比較低，與實車試驗結(jié)果基本一致。

針對故障區(qū)域進(jìn)行重點關(guān)注，由圖14、圖15及表7可知：

圖14 橫向推力桿車身連接座實車試驗測點與仿真測點示意

圖15 縱向推力桿試驗測點與仿真測點示意

測點1附近 測點2附近 測點3附近 測點4附近 節(jié)點號應(yīng)力值/MPa節(jié)點號應(yīng)力值/MPa節(jié)點號應(yīng)力值/MPa節(jié)點號應(yīng)力值/MPa1871335.21753822.61896118.81858018.01872031.61753221.01896420.21896015.91871432.21757112.61896620.51858118.41872428.11757512.21858317.81896317.31871627.11754114.11858216.81858216.81836429.21753117.71896517.71896517.7

(1)橫向推力桿車身連接座上應(yīng)力水平較低，各測點最大應(yīng)力值僅為35.2 MPa，與試驗結(jié)果基本相符。

(2)CAE計算最大應(yīng)力出現(xiàn)在縱向推力桿應(yīng)變片位置附近，且數(shù)值為324 MPa，與試驗結(jié)果最大數(shù)值347 MPa誤差為6.7%，則認(rèn)為有限元模型及結(jié)果基本可信。且縱向推力桿頂部應(yīng)力也較大，達(dá)到298 MPa，均大于材料的屈服強度235 MPa，存在破壞風(fēng)險。

綜上，通過有限元仿真計算分析可得如下結(jié)論：

(1)橫向推力桿車身連接座開裂應(yīng)為虛焊所致(實車改為縫焊后故障已不再出現(xiàn))。

(2)縱向推力桿應(yīng)力值過大，存在開裂風(fēng)險，其結(jié)構(gòu)設(shè)計存在改進(jìn)空間。

2.3 后懸架有限元模型結(jié)構(gòu)改進(jìn)分析

針對縱向推力桿現(xiàn)有結(jié)構(gòu)應(yīng)力值過大，可采取措施：(1)改進(jìn)縱向推力桿薄弱處的結(jié)構(gòu)設(shè)計；(2)更換縱向推力桿材料。文中主要就縱向推力桿結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)：分別通過在縱向推力桿底部及頂端增加加強結(jié)構(gòu)(如圖16所示)，通過計算，改進(jìn)后，縱向推力桿底部最大應(yīng)力由原來的324 MPa降為248 MPa，頂部最大應(yīng)力由298 MPa降低到212 MPa。實車已采取CAE改進(jìn)建議，目前還未反饋故障重現(xiàn)。

圖16 縱向推力桿加強結(jié)構(gòu)示意

3 結(jié)論

結(jié)合上述實車試驗及CAE分析結(jié)果，可得如下結(jié)論：

(1)采用實車試驗和仿真手段對故障進(jìn)行了分析，找出故障原因，并通過仿真方法為結(jié)構(gòu)改進(jìn)提供了有效參考。

(2)橫向推力桿車身連接座開裂故障為虛焊所致。建議措施如下：①制造及質(zhì)檢部門嚴(yán)格控制點焊質(zhì)量，保證不能有虛焊；②可保守將支座連接的點焊形式改為縫焊。

(3)縱向推力桿結(jié)構(gòu)設(shè)計存在缺陷，需進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)。改進(jìn)措施如下：①在縱向推力桿底部增加加強板(形成箱型結(jié)構(gòu))；②在縱向推力桿頂部須增加加強結(jié)構(gòu)。結(jié)構(gòu)改進(jìn)后其應(yīng)力改善效果明顯，可采用結(jié)構(gòu)拓?fù)鋬?yōu)化和形貌優(yōu)化對底部加強板及頂部加強結(jié)構(gòu)進(jìn)一步進(jìn)行優(yōu)化。

[1]陳家瑞．汽車構(gòu)造(下冊)[M]．北京:機械工業(yè)出版社，2014:215-225.

[2]LI H L，CHU W Y，GAO K W，et al.Stress Corrosion Cracking of High-strength Steels[J].Steel Research，2001，72(9):366-370．

[3]羅明軍，趙永玲，宋立新,等．典型危險工況下汽車后扭力梁結(jié)構(gòu)開裂分析[J]．機械強度，2014，36(1):81-85.

LUO M J，ZHAO Y L，SONG L X，et al.Analysis for Crack of Rear Torsion Ream under Typical Risky Working Conditions[J].Journal of Mechanical Strength，2014，36(1):81-85.

[4]門玉琢，于海波，霍娜．國產(chǎn)轎車后軸強化路耐久性斷裂試驗研究[J]．振動與沖擊，2012,31(24)：115-118.

MEN Y Z，YU H B，HUO N.Durability Fracture Tests for Rear Axle of a Self-made Car on Enhanced Roads[J].Journal of Vibration and Shock，2012,31(24)：115-118.

[5]交通運輸部公路交通試驗場汽車產(chǎn)品定型可靠性行駛試驗規(guī)范[S/OL].(2000-01-01)[2016-07-15].http://www.docin.com/p-606200948.html.

ResearchonTroubleAnalysisandStructureImprovementatRearSuspensionofSomeVehicle

WU Chengping，XU Meixing，ZHANG Genzhi，TANG Yufu，WANG Yanmeng

(Technology Centre, Beijing Foton Daimler Automotive Co.,Ltd., Beijing 101400,China)

Typical enhanced bad roads conditional experiments and simulation analysis were adopted because the bracket of transverse push rod and the bottom of longitudinal push rod at rear suspension of some vehicle cracked. The results show that the bracket of transverse push rod has been welded failure and the longitudinal push rod has revealed some design defects. The conclusions can supply references to engineering application.

Rear suspension；Trouble analysis；Stress-strain experiment；Simulation；Improvement

2017-04-13

吳成平(1982—)，男，碩士，工程師，研究方向為車輛結(jié)構(gòu)強度計算機輔助分析、整車工程開發(fā)、整車性能及零部件可靠性研究等。E-mail：wcp6519@126.com。

10.19466/j.cnki.1674-1986.2017.08.020

U463.33

A

1674-1986(2017)08-077-06