謝新生、陳志耀、麥暉

（上汽通用五菱汽車股份有限公司，柳州 545007）

0 引言

隨著消費(fèi)人群年齡及消費(fèi)觀念的轉(zhuǎn)變，汽車作為單一的代步工具功能已不能滿足消費(fèi)者的需求，對(duì)汽車使用性能的要求也日益提高。汽車除了外觀更加新穎、操控更加舒適便利以及更具智能化外，也在朝著好玩好用的方向發(fā)展。汽車尾門（即行李艙蓋，下文統(tǒng)稱為尾門）作為汽車尾部的一個(gè)重要部件，在其開啟后方便貨物取放。根據(jù)汽車尾門打開的方式不同，汽車尾門分為舉升式、側(cè)開式、對(duì)開式以及上部舉升下部下翻式等多種類型。

本司某款車型尾門定義為下翻式，且停車時(shí)尾門打開后可承受約100.0 kg 的載重，使尾門更好玩的同時(shí)更好用。在該車型的下翻尾門設(shè)計(jì)中，采用了扭桿和阻尼器結(jié)構(gòu)，以解決下翻式尾門面臨的關(guān)鍵問題：開啟速度不受控且關(guān)閉力大（大于95 N），從而提升下翻尾門的性能。本文著重針對(duì)該車型下翻尾門的扭桿在耐久試驗(yàn)中出現(xiàn)的斷裂失效問題，提出更換材料及若干結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案。在結(jié)構(gòu)優(yōu)化過程中運(yùn)用了CAE 工具進(jìn)行應(yīng)力分析，提高了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)質(zhì)量，且縮短了設(shè)計(jì)周期。

1 問題描述

根據(jù)企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)，尾門子系統(tǒng)耐久試驗(yàn)需滿足3 萬次帶環(huán)境試驗(yàn)工況無開裂、異響和功能失效等問題。該車型尾門扭桿樣件安裝在白車身上進(jìn)行尾門子系統(tǒng)耐久試驗(yàn)，4 900 次時(shí)U 形端（連接尾門鉸鏈車身側(cè)端）斷裂（圖1）。更換樣件繼續(xù)試驗(yàn)，2 萬次時(shí)L 形端（連接尾門鉸鏈尾門側(cè)）斷裂。

圖1 尾門扭桿斷裂故障

2 扭桿設(shè)計(jì)及CAE 仿真分析

該車下翻尾門扭桿是基于三廂車行李艙蓋扭桿結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)原理，扭桿尾門端設(shè)計(jì)為L 形，通過螺栓固定在尾門鉸鏈尾門側(cè)端的U 形固定塊內(nèi)。因鉸鏈軸銷處空間較為緊湊，尾門側(cè)端扭桿與鉸鏈軸線同軸，以減小扭桿的運(yùn)動(dòng)包絡(luò)，使其只發(fā)生旋轉(zhuǎn)而無位移。車身端設(shè)計(jì)為U 形，固定在尾門鉸鏈車身側(cè)的翻邊臺(tái)階上，在其運(yùn)動(dòng)包絡(luò)區(qū)域進(jìn)行結(jié)構(gòu)避讓（圖2）。

圖2 尾門扭桿結(jié)構(gòu)及與鉸鏈匹配示意

對(duì)比設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)，扭桿長度與設(shè)計(jì)狀態(tài)相符。察看試驗(yàn)動(dòng)作，尾門開啟后受自身重力作用，繞鉸鏈向下旋轉(zhuǎn)，勢能不便轉(zhuǎn)化為動(dòng)能，當(dāng)開啟最大角度時(shí)，存在較大的震顫現(xiàn)象，對(duì)扭桿受力不利。

2.1 扭桿直徑、角度設(shè)計(jì)及材料選擇

下翻尾門扭桿受力情況由圖3可知，根據(jù)力的平衡原理，尾門的關(guān)閉力與尾門自身重力存在如下關(guān)系：

圖3 尾門扭桿受力示意圖

式中F——尾門關(guān)閉力

F——尾門重心重力的切向分力

——尾門重心到鉸鏈軸線的距離

——尾門關(guān)閉位置到鉸鏈軸線的距離

——尾門重心與鉸鏈軸線連線和水平線夾角

——尾門質(zhì)量

——重力加速度

該車尾門中，為270.9 mm，為508.4 mm，為11.8°，m 為19.5 kg，取9.8 m/s，由此可計(jì)算出尾門關(guān)閉力F為98.7 N。

與某對(duì)標(biāo)車型相比，本車的關(guān)閉力過大，分解到扭桿上的力造成扭桿過早地疲勞斷裂。針對(duì)對(duì)標(biāo)車型分析，其下翻尾門關(guān)閉力為53.0 N，單根扭桿只需提供約23.0 N 的關(guān)閉助力。

該故障車的尾門設(shè)計(jì)開啟角度為89.0°，為確保尾門關(guān)閉時(shí)的安全性，在尾門關(guān)閉至0.0°時(shí)，扭桿應(yīng)還有適當(dāng)?shù)呐ぞ乇ＷC尾門繼續(xù)關(guān)閉的趨勢，確保尾門不會(huì)突然回落。結(jié)合扭桿制造誤差因素，扭桿的工作扭轉(zhuǎn)角應(yīng)大于尾門的最小開啟角8.0°左右。

根據(jù)材料力學(xué)，扭矩與扭桿直徑間具有如下關(guān)系：

式中——扭桿扭矩

——扭桿直徑

——扭桿有效長度

——材料剪切模量

——扭桿角度

根據(jù)下翻尾門單根扭桿的關(guān)閉助力，可計(jì)算扭桿扭矩：

=2×23×508.4=23 386.4 ≈23.4 N·m

另外，為510.5 mm，取80 000 MPa， 扭桿角度為97.0°，由公式（3）可計(jì)算出扭桿的為5.5 mm。

扭桿材料選擇為TD 級(jí)55SiCr 彈簧鋼，直徑設(shè)計(jì)為5.5 mm，與三廂車行李艙扭桿材料一致。

2.2 扭桿結(jié)構(gòu)CAE 分析

運(yùn)用Abaqus 軟件對(duì)扭桿結(jié)構(gòu)進(jìn)行CAE 應(yīng)力分析，CAE 分析模型見圖4。尾門扭桿1 左側(cè)（L 形）連接尾門左鉸鏈車身側(cè)，右側(cè)（U 形）連接尾門右鉸鏈尾門側(cè)；同理，尾門扭桿2 左側(cè)（U形）連接尾門左鉸鏈尾門側(cè)，右側(cè)（L 形）連接尾門右鉸鏈車身側(cè)。模型邊界條件如下。

圖4 尾門扭桿CAE 分析

約束：約束尾門左、右鉸鏈車身側(cè)固定支架6 個(gè)自由度（DOF：1～6）。

加載：尾門最大開啟角度89.0°，使尾門扭桿1 和扭桿2 的L 形端隨尾門左/右鉸鏈尾門側(cè)固定支架繞尾門左右鉸鏈軸線旋轉(zhuǎn)89°，即尾門扭桿1 和扭桿2 的L 型端扭轉(zhuǎn)角度為 89.0°。

通過CAE 分析計(jì)算尾門扭桿1 和扭桿2 最大應(yīng)力值，應(yīng)力最大為扭桿與鉸鏈匹配的兩端（圖5）。根據(jù)GB/T 1222-2016《彈簧鋼》中的力學(xué)性能，材料為55SiCr 彈簧鋼的屈服強(qiáng)度為1 300 MPa。而經(jīng)CAE 分析2 根扭桿的最大應(yīng)力約1 128 MPa，低于材料的屈服強(qiáng)度，滿足設(shè)計(jì)要求。

圖5 扭桿CAE 應(yīng)力分析結(jié)果

3 扭桿斷裂問題分析

CAE 分析結(jié)果是理論狀態(tài)的情況，沒有考慮到零件制造裝配尺寸精度、材料性能差異以及零件耐久次數(shù)導(dǎo)致的零件性能衰減問題等信息。對(duì)試驗(yàn)車輛進(jìn)行三坐標(biāo)測量，發(fā)現(xiàn)與扭桿匹配的各安裝點(diǎn)及尾門重量實(shí)際結(jié)果都屬于設(shè)計(jì)公差范圍內(nèi)，推測制造裝配精度不是主要影響因素。

經(jīng)對(duì)故障件進(jìn)行硬度測試及斷裂處斷口進(jìn)行金相組織分析，結(jié)果顯示扭桿裂紋源均起于表面，裂紋源處外表面有明顯的缺陷損傷。起始擴(kuò)展區(qū)和快速擴(kuò)展區(qū)的疲勞輝紋以及瞬斷區(qū)的韌窩表明，扭桿屬于正常的疲勞斷裂，硬度和金相組織正常。

對(duì)于下翻尾門扭桿或者三廂車行李艙蓋扭桿的疲勞壽命，目前主要是通過橫向?qū)Ρ菴AE 結(jié)果與模擬實(shí)車驗(yàn)證的結(jié)果差異來間接評(píng)價(jià)。首次試驗(yàn)U 形端最大應(yīng)力為1 128 MPa，試驗(yàn)到4 000 次時(shí)斷裂，L 形端最大應(yīng)力為880 MPa，試驗(yàn)到2 萬次斷裂。

通過以上信息，確定問題優(yōu)化方向一方面是減少CAE 最大應(yīng)力以及連接位置應(yīng)力集中；另一方面是更改材料，選擇抗疲勞強(qiáng)度更好的材料方向進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。

4 扭桿斷裂問題優(yōu)化及驗(yàn)證

4.1 結(jié)構(gòu)優(yōu)化及CAE 分析

通過查看扭桿斷裂的問題發(fā)現(xiàn)，斷裂位置屬于CAE 分析應(yīng)力最高位置區(qū)域。重新設(shè)計(jì)校核發(fā)現(xiàn)，原設(shè)計(jì)扭桿布置由于受車身空間限制，長度僅有510.5 mm（傳統(tǒng)三廂轎車的行李艙扭桿長度一般大于900.0 mm）。由于L 形端受結(jié)構(gòu)限制及應(yīng)力相對(duì)較小，且斷裂時(shí)試驗(yàn)次數(shù)較高，因此優(yōu)先對(duì)U 形端進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。原設(shè)計(jì)中，扭桿長度約510.5 mm，U 形端寬度為20.0 mm，圓角半徑R 為6.0 mm。對(duì)扭桿長度、U 形口寬度及U 形轉(zhuǎn)角半徑進(jìn)行優(yōu)化，部分優(yōu)化方案如下。

方案1：優(yōu)化長度及加大圓角。優(yōu)化后扭桿長度約535.5 mm，U 形端寬度為20.0 mm，圓角半徑R 為10.0 mm（圖6）。

圖6 方案1 結(jié)構(gòu)優(yōu)化及CAE 分析結(jié)果

方案2：優(yōu)化長度、U 形端寬度及轉(zhuǎn)角半徑。優(yōu)化后扭桿長度約535.5 mm，U 形端寬度為40.0 mm，小圓角半徑R為6.0 mm，大圓角半徑R為34.0 mm（圖7）。

圖7 方案2 結(jié)構(gòu)優(yōu)化及CAE 分析結(jié)果

方案3：優(yōu)化長度、U 形端寬度及轉(zhuǎn)角半徑。優(yōu)化后扭桿長度約535.5 mm，水平段U 形端寬度為24.0 mm，豎直段U 形端寬度為20.0 mm，小圓角半徑R為6.0 mm，大圓角半徑R為24.0 mm（圖8）。

圖8 方案3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化及CAE 分析結(jié)果

從以上優(yōu)化方案得出，加長扭桿長度、優(yōu)化結(jié)構(gòu)及圓角對(duì)U形端應(yīng)力均有改善。綜合成本、質(zhì)量及風(fēng)險(xiǎn)因素，方案3 為最優(yōu)。數(shù)據(jù)優(yōu)化后，方案3 豎直段U 形端Z 向上部已與后蒙皮干涉。在方案3 基礎(chǔ)上，降低Z 向U 形端高度，保證其與后蒙皮所需的運(yùn)動(dòng)間隙，即提出方案4（圖9）。

圖9 方案4 結(jié)構(gòu)優(yōu)化及CAE 分析結(jié)果

方案4 中，優(yōu)化后的扭桿長度約540.0 mm，水平段U 形端寬度為24.0 mm，豎直段U 形端寬度為24.0 mm，小圓角半徑R為6.0 mm，大圓角半徑R為30.0 mm。經(jīng)過CAE 分析，扭桿1 的U 形 端應(yīng)力較優(yōu)化前降 低17.9%，扭桿2 的最大應(yīng)力較優(yōu)化前降 低18.4%，較方案3 應(yīng)力變化不大，結(jié)構(gòu)優(yōu)化最終選定方案4。

4.2 材料優(yōu)化

在方案4的基礎(chǔ)上，對(duì)扭桿材料進(jìn)行了試驗(yàn)對(duì)比，分別選取原設(shè)計(jì)材料、浦項(xiàng)材料及某進(jìn)口材料，制造2套樣件進(jìn)行子系統(tǒng)耐久驗(yàn)證。經(jīng)過驗(yàn)證，發(fā)現(xiàn)進(jìn)口材料對(duì)耐久提升最高，其次是浦項(xiàng)材料，原設(shè)計(jì)選用材料最差（圖10）。綜合性能以及成本評(píng)估，最終選擇浦項(xiàng)材料作為零件設(shè)計(jì)材料，零件性能優(yōu)于企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)20%的情況下，成本最優(yōu)，保證足夠的設(shè)計(jì)可靠性。

圖10 材料驗(yàn)證分析結(jié)果

4.3 優(yōu)化后的扭桿試驗(yàn)及驗(yàn)證

采用優(yōu)化方案4 的結(jié)構(gòu)及浦項(xiàng)材料進(jìn)行小批量試裝，裝車表現(xiàn)為：尾門關(guān)閉力平均由優(yōu)化前的99.0 N 降低至46.0 N，優(yōu)于對(duì)標(biāo)車。但是，尾門開啟速度較快，而且開啟到末端時(shí)震顫現(xiàn)象依然存在。通過聯(lián)合供應(yīng)商資源及鉸鏈區(qū)域空間確認(rèn)，決定引入阻尼器零件，裝配測試后，尾門開啟速度平穩(wěn)且開啟到末端時(shí)無震顫現(xiàn)象（圖11）。優(yōu)化后的扭桿及阻尼器組合經(jīng)過了3 輪完整的尾門子系統(tǒng)臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證，扭桿無斷裂故障和功能失效，改進(jìn)效果良好。

圖11 尾門左側(cè)阻尼器布置（左右對(duì)稱）

5 結(jié)束語

本文闡述了下翻式尾門系統(tǒng)開發(fā)遇到的扭桿斷裂等問題。通過對(duì)扭桿的結(jié)構(gòu)、材料等調(diào)整，成功解決了下翻式尾門扭桿斷裂問題，同時(shí)改善了下翻式尾門關(guān)閉力大、開啟速度快且開啟到末端時(shí)存在震顫現(xiàn)象等不良感知問題，大幅提升用戶使用體驗(yàn)度。作為產(chǎn)品工程師，不但要熟知所負(fù)責(zé)產(chǎn)品的經(jīng)典結(jié)構(gòu)及其與周邊系統(tǒng)的匹配關(guān)系，還要了解產(chǎn)品的制造工藝及關(guān)鍵控制環(huán)節(jié)。