ＤＯＩ：１０．１９４６６／ｊ．（。ｎｋｉ．１６７４—１９８６．２０１７．０８．０２０ 某车型后悬架故障分析及结构改进研究 吴成平，许美星，张根志，唐玉福，王艳猛 （北京福田戴姆勒汽车有限公司技术中心，北京１０１４００） 摘要：针对某车型 路试时【｝Ｉ…现的后怂架横向水力相：乍身连接座及纵向推力打底部开裂故障，进行了实乍强化蹄况试验及 极限］ 况有限元仿真分析。通过强化路况ｉＪ＝ｌ＝验 ｊ仿真分析得知：横向推力杆史鹰 裂为焊点虚焊所敛，而纵向推力杆开裂为结构 设汁缺陷所致。研究结论¨丁为Ｔ程实践提供参考。 关键词：后悬架；故障分析；应力一心变试验；仿真；改进 中图分类号：Ｕ４６３．３３文献标志码：Ａ文章编号：１６７４—１９８６ Ｒｅｓｅａｒｃｈ ｏｎ Ｔｒｏｕｂｌｅ Ａｎａｌｙｓｉｓ ａｎｄ Ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ Ｉｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔ ａｔ Ｒｅａｒ Ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ ｏｆ Ｓｏｍｅ Ｖｅｈｉｃｌｅ ＷＵ Ｃｈｅｎｇｐｉｎｇ，ＸＵ Ｍｅｉｘｉｎｇ，ＺＨＡＮＧ Ｇｅｎｚｈｉ，ＴＡＮＧ Ｙｕｆｕ，ＷＡＮＧ Ｙａｎｍｅｎｇ （Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｙ Ｃｅｎｔｒｅ，Ｂｅｉｊｉｎｇ Ｆｏｔｏｎ Ｄａｉｍｌｅｒ Ａｕｔｏｍｏｔｉｖｅ Ｃｏ．，Ｉ ｔ（｛．，Ｂｅｉｊｉｎｇ １０１４００，Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｔｙｐｉｃａｌ ｅｌｌｈａｌｌｅｅｄ ｂａｄ ｒｏａｄｓ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎａｌ ｅｘ１）ｅｒｉｍｅｎｔｓ ａｎｄ ｓｉｎｍｌａｔｉｏｎ ａｎａｌｙｓｉｓ ｗｅｒｅ ａｄｏｐｔｅｄ ｂｅｔ＇ａｒｉｓｅ ｔｈｅ ｂｒａｃｋｅｔ ｏｆ ｔｒａｎｓｖｅｒｓｅ ｐｕｓｈ ｒｏｃ］ａｎｄ ｔｈｅ ｂｏｔｔｏｍ ｏｆ ｈｍｇｉｔｕｄｉｎａｌ ｐｕｓｈ Ｈ）（ｔ ａｔ ｒｅａｒ ｓｕｓｐｅｌｌｓｉＯｌｌ ｏｔ、ｓｏｍｅ ｖｅｈｉｃｌｅ ｃｒａｔ ｋｅｄ．Ｔｈｅ Ｉ－ｅｓｕｈｓ ｓｈｏｗ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｂｒａｃｋｅｔ ｏｆ ｔｒａｎｓｖｅｒｓｅ ｐｕｓｈ ｒｏｄ ｈａｓ ｂｅｅｎ ｗｅｌｄｅｄ ｆａｉｌｕｒｅ ａｎｄ ｔｈｅ ｌｏｎｇｉｔｕｄｉｌｍｌ ｐｕｓｈ ｒｏｄ ｈａｓ ｒｅｖｅａｌｅｄ Ｓ（）ｌｌｑｅ ｄｅｓｉｇｎ ｄｅｆｅｃｔｓ．Ｔｈｅ ＣＯＩｌ（＇Ｊｕｓｉｏｎｓ ｃａｎ ｓｕｐｐｌｙ ｒｅｆｅｒｅｎｃｅｓ ｔｏ ｅｎｇｉ— ｎｅｅｒｉｎｇ ａｐｐｌｉｃａｔｉｏｎ． Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：Ｒｅａｒ ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ； Ｄｏｕｂｌｅ ａｒｍｌｙｓｉｓ；Ｓｔｒｅｓｓ—ｓｎ‘ａｉｎ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ；Ｓｉｎｍｌａｔｉｏｎ；ｈｎｐｒｏｖｅｍｅｎｔ ０ 引言 非悬架因结构简单、工作可靠及成本低等被广泛应用 于货车的前、后悬架以及轿车的后悬架…。在工程实际中，常 故障主要集中在：（１）与车身连接的横向推力杆车身连接座开 裂（如图ｌ所示）；（２）纵向推力杆底部开裂（如图２所示）。 众所周知，故障出现部位极为关键，若其得不到及时有效的解 决．将对该车型操纵稳定性、可靠性和安全性造成极大影响， 也将导致该车型量产被延期甚至否决。给员工和公司造成无法 估量的损失。所以，该问题的解决已成燃眉之急。 出现相关结构件变形或开裂等故障，出现此类现象的原因大部 分是由于结构所受应力超过了其材料的屈服强度 １。 现有某非后悬架车型在整车路试实验时，后悬架出现 矧１ 横向推力杆车身连接鹰开裂 罔２纵向推力杆底部开裂 １整车试验分析 针对出现的故障，参考相关试验规程，对该车型试验样车 进行强化路面试验规划并进行了实车应力测试试验。 １．１ 试验；住备 试验样车一辆（注：为保证车辆安全，试验车辆的横向推 力杆车身连接座已采用缝焊形式），举升机一台，ＬＭＳ测试仪 收稿日期：２０１７—０４—１３ 作者简介：吴成平（１９８２一），男，硕十，Ｔ程帅，研究方向为乍辆结构强度计算机辅助分析、整车Ｔ程开发、整车性能及零部件可靠性 研究等 Ｅ－ｍａｉｌ：ｗｃｐ６５１９＠１２６．ｃｏｒｎ。 盈 Ａｕｔｏｍｏｂｉｌｅ Ｐ３娃ｓ ２０１７．ｏ８ Ｏ７７ 台．磨砂轮、纱布、应变片及连接桥线若干，以及采用标记 笔、锡焊、强力胶及绝缘胶布等对应变测试片进行位置标记 及固定连接。 根据故障情况，在可能相关位置共规划布置ｌ １个应变片， 各应变片均采用ｉ／４测量桥（注：在布置应变片的位置应先对 其进行抛光处理，以确保其表面光洁），如图３—８所示。其 中：测点ｌ表示横向推力杆车身连接座承力板沿横向推力杆轴 线的 向，测点２表示横向推力杆车身连接座加强板沿横向推 力杆轴线的ｌ 向。测点３表示横向推力杆车身连接座承力板根 部位置竖直的ｚ向，测点４表示横向推力杆车身连接座承力板 根部位置水平的ｙ向。测点５表示横向推力杆中间位置沿其轴 线的ｌ 向，测点６表示后轴上横向推力杆安装座竖直的Ｚ向， 测点７表示左侧纵向推力杆底部中间位置 向。测点８表示 车身上左螺旋弹簧安装座竖直ｚ向，测点９表示车身上左减 振器（面向车前进方向，下同）安装座竖直ｚ向，测点１０表 示车身上右螺旋弹簧安装座竖直 向（与测点８相对车身纵 向中垂面对称，未示出），测点１１表示车身上右减振器安装 座竖直Ｚ向 ３横向推力朴乍身连 鞠４横向推，Ｊ｝ 接庸总成 吁测点 中间测 ５ 惯…推力朴安 后轴测点 ６ 左｛『『！ＩＪ纵向ｆ｛ｆ 中ｆ：恢部 垒 旦三型篓一…——检测与维修 Ｏ７８ …… １．２试验过程 实车实验工况 如表１所示，限于篇幅。仅选取其中扭曲 路和坡道路为例，如图９一ｌ０所示。一共进行了５组试验，每 组试验采集２次数据，测试过程中。所有操作均按规程，测试 时频率带宽为４００ Ｈｚ、谱线数为４００ Ｈｚ、分辨率为】Ｈｚ。 图１１是扭曲路试验时各测点应变的时间历程，图ｌ２是坡 道试验时各测点应变的时间历程。可以看出：在两种路面上测 试的结果都是左侧纵向推力杆测点７的动应变最大．其次是车 身上左螺旋弹簧安装座测点８、横向推力杆安装座后轴测点６ 和横向推力杆中间测点５动应变较大。其他位置动应变远小于 这３个测点位置的应变值 表１ 样车试验工况设置 ｊ ９扭曲路面 图１０试验坡道 Ｋｌ￣ｎ４Ｉｉｕ ｄ￣ｌｌｌｌｌ“＾山ＩＩＪ －ｔ￣ｒｌｌ Ｄ ＿６ 测 期 ： 图ｌ２坡道试验 撕 ； １． ． 。 ．１．３试验数据处理及分析 表２—６列出了试验过程各工况下各测点的最大拉压应变 情况．以及由此算出的最大拉压应力．计算时材料弹性模量取 ２１０ ＧＰａ。其中：应变单位 ，应力单位ＭＰａ；正数表示为拉 应变及拉应力．负数表示为压应变及压应力。 由表２—６可知：测点７（左侧纵向推力杆底部）的拉、压 应变均为极值，因该车是后桥驱动，当爬坡时坡道阻力、道路 滚动摩擦阻力以及加速阻力一起作用于后桥．导致后桥承受较 大的载荷．载荷传递至纵向推力杆使其产生应变。 Ｏ ６０ 时间，ｓ 图１１扭曲路试验 表２扭曲路工况各测点极限应变与应力 表３坡道路工况各测点极限应变与应力 Ｅ！Ｉ＝＝！盈 Ａｕｔｏｍｏｂｉｌｅ Ｐａｒｔｓ ２０１７．ｏ８ ０７９ 表４砂石路工况各测点极限应变与应力 表５极限静载工况各测点极限应变与应力 表６平路行驶工况各测点极限应变与应力 其中．最危险工况为测点７坡道路加速爬坡时，最大拉应 力为２３５．６６ ＭＰａ，最大压应力为一３４７．２１ ＭＰａ，应力沿汽车坐 的应力值较小（均小于３０ ＭＰａ）。 标系ｊｆ方向，此应力已超过纵向推力杆材料的屈服强度２３５ ＭＰａ。所测应力值比较明显的依次是测点８（左螺旋弹簧安装 ２后悬架有限元结构仿真分析 通过上述实车试验可知，在各种工况下，横向推力杆车身 连接座上及其附近区域的应力值均处于较低水平：在坡道工况 座竖直ｚ向）、测点６（横向推力杆安装座后轴测点）Ｚ向和 测点５（横向推力杆中间测点）ｙ向。测点５在最危险的坡道 测试中。其极限拉压应力分别为３３．８ｌ和一３０．６ ＭＰａ，在砂石 路测试中的极限拉压应力分别为４３．８８和一２０．６９ ＭＰａ。均为较 低水平。测点１、２、３、４（位于横向推力杆车身连接座上） 下．整车应力最大且出现在左侧纵向推力杆底部（测点７处） 且已超过材料的屈ｆｉｅｆ６度。而此处正好在破坏点附近。 针对实车试验最恶劣的坡道工况．为验证原有点焊形式横 向推力杆车身连接座及纵向推力杆的应力水平。从而印证实车 １７０８Ａｕ ｔｏｍｏｂｉ１ｓ ２０ ｅＰａｒｔ０８０ ．＋ ．．．．．．．．．．．．．．．．．．——口 试验的结果，建立了后悬有限元结构分析模型来对后悬架故障 及结构改进进行研究，以期为改进产品结构提供快速有效的 指导。 ２．１ 后悬架有限元模型 通过对后悬架进行几何简化、网格划分、相关属性设置、 连接关系建立及边界加载等流程化操作后，最终建立的有限元 模型如图１ ３所示。由于文中主要目的是针对横向推力杆与纵 向推力杆的故障进行分析。所以建模要点归纳如下： （１）由于与横向推力杆、纵向推力杆关联的主要受力结构 均为板件结构。所以模型中主要采用四边形壳Ｓｈｅｌｌ单元进行 模拟。 （２）对车身及车轮结构进行简化，只保留部分连接结构且 进行约束。 （３）模型中运动副根据实际选取仿真软件中相对应铰链 （ＪＩＯＮＴｓ）形式。 １ 螺旋弹簧２纵向推力杆３减振器４横向推力杆 ５横向推力杆车身安装支座６车桥 （４）点焊采用实体单元进行模拟，焊点与被连接板件间通 过构建接触来模拟点焊连接：用ＲＢ３处理螺旋弹簧与上下支承 面的连接。 （５）铰链连接部位或非关键的分析部件，仿真模型中设置 为刚体。 罔ｌ３后怂 限元模型 ２．２后悬架有限元模型计算结果分析 将调试好后的后悬架有限元模型提交求解器进行计算．结 果表明除左纵向推力杆应力值较大外，其余应力水平均比较 低，与实车试验结果基本一致。 针对故障区域进行重点关注，由图ｌ４、图１５及表７可知： （６）结构件质量属性通过添加质量点、调整质心及密度等 方式来实现． （７）通过对轮胎接地点加载位移来模拟坡道路面。 点４ 矧１４横广ｕＪ推力朴１ 吁连接座实乍试验测点 仿真测点永意 （ａ）试验 ｆｂ）仿真 图ｌ５纵…推力杆试验测点 ｊ仿真测， 示意 日＝＝ｌ盈 Ａｕｔｏｍｏｂｉｌｅ ｐａ ｓ ２０１７．０８ Ｏ８１ 表７ 平路行驶工况各测点极限应变与应力 （１）横向推力杆车身连接座上应力水平较低，各测点最 大应力值仅为３５．２ ＭＰａ。与试验结果基本相符。 （２）ＣＡＥ计算最大应力出现在纵向推力杆应变片位置附 近，且数值为３２４ ＭＰａ。与试验结果最大数值３４７ ＭＰａ误差为 存在改进空间。 ２．３后悬架有限元模型结构改进分析 针对纵向推力杆现有结构应力值过大，可采取措施：（１） ６．７％，则认为有限元模型及结果基本可信。且纵向推力杆顶 部应力也较大．达到２９８ ＭＰａ，均大于材料的屈服强度２３５ ＭＰａ。存在破坏风险。 综上，通过有限元仿真计算分析可得如下结论： （１）横向推力杆车身连接座开裂应为虚焊所致（实车改为 缝焊后故障已不再出现）。 （２）纵向推力杆应力值过大，存在开裂风险，其结构设计 改进纵向推力杆薄弱处的结构设计；（２）更换纵向推力杆材 料。文中主要就纵向推力杆结构进行改进：分别通过在纵向推 力杆底部及顶端增加加强结构（如图ｌ６所示），通过计算，改 进后．纵向推力杆底部最大应力由原来的３２４ ＭＰａ降为２４８ ＭＰａ．顶部最大应力由２９８ ＭＰａ降低到２１２ ＭＰａ 实车已采取 ＣＡＥ改进建议。目前还未反馈故障重现。 （ａ）纵向推力杆底部加强 （ａｌ纵向推力杆顶部加强 网ｌ６纵ｒｕ】摊力杆加强结构示意 ３结论 结合上述实车试验及ＣＡＥ分析结果，可得如下结论： （１）采用实车试验和仿真手段对故障进行了分析，找出故 ２２５． １２｝ＬＩ Ｈ Ｌ，ＣＨＵ Ｗ Ｙ，ＧＡＯ Ｋ Ｗ．ｅｔ ａ１．Ｓｔｒｅｓｓ Ｃｏｒｒｏｓｉｏｎ Ｃｒａｔ－ｋｉｎｇ ｏｆ Ｈｉｇｈ－ｓｔｒｅｎｇｔｈ Ｓｔｅｅｌｓ［Ｊ］．Ｓｌｅｅｌ Ｒｅｓｅａｔｘ￣ｈ，２００１，７２（９）：３６６—３７０． ［３］罗明军，赵永玲，，术赢新，等．典 危险ⅢＩ 况下汽车ｆ・ 构开裂分析『Ｊ］．机械强度，２０１４．３６（１）：８卜８５． Ｉ，ＵＯ Ｍ Ｊ．ＺＨＡＯ Ｙ Ｌ．ＳＯＮＧ Ｌ Ｘ．ｅｔ ａ１．Ａｎａｌｙｓｉｓ ｒ Ｃｔ’ａ‘’ｋ【】ｆ Ｒｅａ ｒ 障原因，并通过仿真方法为结构改进提供了有效参考。 （２）横向推力杆车身连接座开裂故障为虚焊所致。建议措 施如下：①制造及质检部门严格控制点焊质量，保证不能有虚 焊：②可保守将支座连接的点焊形式改为缝焊。 （３）纵向推力杆结构设计存在缺陷，需进行结构改进。改 结 Ｔｏｒｓｉｏｎ Ｒｅａｍ ｕｎｄｅｒ Ｔｙｐｉｃａｌ Ｒｉｓｋｙ Ｗｏｒｋｉｎｇ Ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓ【Ｊ Ｊ．ＪＩ）ｌｔｔｎａｌ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｓｔｒｅｎｇｔｈ，２０１４，３６（１）：８１—８５． 进措施如下：①在纵向推力杆底部增加加强板（形成箱型结 构）；②在纵向推力杆顶部须增加加强结构。结构改进后其应 『４］门玉琢，于海波．霍哪．同产轿车后轴强化路耐久性断裂试验研 究［Ｊ］．振动与冲击，２０１２，３ｌ（２４）：１１５－ｌ１８． ＭＥＮ Ｙ Ｚ．ＹＵ Ｈ Ｂ．ＨＵＯ Ｎ．Ｄｕｒａｂｉｌｉｔｙ Ｆｒａｃｔｕｒｅ Ｔｅｓｔｓ ｔｂｔ Ｒｅａｌ Ａｘｌｅ 力改善效果明显．可采用结构拓扑优化和形貌优化对底部加强 板及顶部加强结构进一步进行优化。 ｏｆ ａ ＳｅｌＧｍａｄｅ Ｃａｔ ｏｎ Ｅｎｈａｎｃｅｒ１ Ｒｏａｄｓ［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｖｉｂｔａｌｉｏｎ Ｌｉｌｔ（１ Ｓｈｏｃｋ，２０１２，３１（２４）：１ １５一ｌｌ８． ［５］交通运输部公路交通试验场汽车产品定型可靠性仃驶试验观 参考文献： ［１］陈家瑞０气车构造（下册）［Ｍ］．北京：机械Ｔ业出版礼，２０１４：２１５— 范［Ｓ／ＯＬ］．（２０００—０ｌ一０１）【２０１６一Ｏ７一ｌ５］．ｈｔｔｐ：／／ｗｗ、、【ｉ（ ｉＩ１． ｃｏｍ／ｐ一６０６２００９４８．ｈｌｍｌ ２０１７．０８ Ａｕｔｏｍｏｂｉｌｅ Ｐａｒｔｓ Ｏ８２ 囝口圈
