某車型后橋軸管性能改進可行性分析

吳成平，許美星，張根志，唐玉福

(北京福田戴姆勒汽車有限公司技術中心,北京 101400)

某車型后橋軸管性能改進可行性分析

吳成平，許美星，張根志，唐玉福

(北京福田戴姆勒汽車有限公司技術中心,北京 101400)

針對某車型在路試時中出現的后橋軸管塑性變形進行材料試驗及有限元仿真，結果表明仿真與試驗吻合良好。提出3種改進軸管性能的方案，通過可行性對比分析，推薦其中一種性能相對最優的方案，研究結論可為工程實踐提供參考。

軸管變形；材料試驗；有限元仿真；改進

0 引言

非獨立懸架因結構簡單、工作可靠及成本低等被廣泛應用于貨車的前、后懸架以及轎車的后懸架[1]。在工程實際中，常出現相關結構件塑性變形或開裂等故障，此類現象大部分是由于結構所受應力超過了其材料的屈服強度所導致的[2-4]。

某車型在路試過程中路過一段比較惡劣的顛簸路況時，在其后懸架車橋中間位置產生明顯塑性變形(如圖1所示)，經測量其塑性變形量為5～7 mm。如若任由其繼續發展，極有可能導致車橋斷裂，釀成嚴重安全事故，造成不可估量的損失。

1 后橋軸管材料試驗

后橋軸管材料為20號鋼，供應商提供的材料試驗數據來自于車橋制造前的原材料取樣，且數據結果與計算分析部門的要求有一定出入。于是，計算分析部門督促直接在同款車型新車車橋軸管上采用線切割完成取樣后進行材料室溫準靜態拉伸試驗。

1.1 材料拉伸試驗

拉伸試驗是最基本的一種力學性能試驗方法，是指在規定的溫度、濕度和試驗速度下，在試樣上沿縱軸方向施加拉伸載荷使其破壞。它適用于測定金屬板材的拉伸性能，包括抗拉強度、屈服強度、彈性模量、泊松比、斷后伸長率等(彈性模量和泊松比通常取準靜態工況下測量值)。準靜態拉伸試驗主要用于確定材料低應變率拉伸下的應力-應變曲線。

1.2 試樣設計及取樣

試樣加工方式采用線切割，加工時試樣縱軸方向與鋼板軋制方向一致，加工過程應以不發生因受熱和冷加工硬化而影響材料性能為準則。試樣尺寸、試驗過程及試驗數據的處理均參考GB/T 228.1-2010《金屬材料 拉伸試驗 第1部分：室溫試驗方法》。

(1)試樣平行段長度Lc

平行段長度Lc是拉伸試驗試樣的主要基本尺寸之一，其取值必須大于試樣原始標距L0，通常需滿足：

Lc≥L0+b0/2

(2)試樣過渡弧半徑R

試樣端部與試樣平行段之間必須用過渡弧相連接，過渡弧半徑的取值對試驗結果有一定的影響。準靜態拉伸試樣過渡弧半徑建議采用R≥20 mm。

(3)試樣的寬厚比b0/t

試樣的寬厚比對拉伸性能的測定有一定的影響，尤其是對斷后伸長率和斷面收縮率的影響較明顯。試樣寬厚比b0/t建議取值在2～4。

(4)試樣尺寸確定

對于2 mm以上試樣，可參考標準重新設計，通常需滿足以下條件：L0/b0≥2；L≥L0+b0/2；b0/t≥2；R≥20 mm；試樣尺寸公差±0.05 mm；試樣形狀公差：0.06。文中所涉車橋軸管厚度t=4 mm，試樣設計尺寸如圖2所示，試樣實件如圖3所示。

圖3 軸管縱向弧形試樣實件圖

1.3 試驗方法及結果

此試驗由清華大學蘇州汽車研究院(相城)采用電子萬能試驗機完成。試驗機量程5 kN，測試速度范圍0.001～500 mm/min，主要用于動態測試的應變片換算載荷系數標定；試驗機量程50 kN，測試速度范圍0.001～500 mm/min，主要用于準靜態測試；采用應變率為0.001，采用萬能試驗機力傳感器測量載荷，變形量采用CCD 相機拍攝。試驗設備如圖4所示。

拉伸試驗完成后，可通過數據處理得材料的彈性模量E、屈服強度Rp、抗拉強度Rm、最大力塑性延伸率Ag及斷后伸長率A等，如表1所示；材料的工程應力-應變曲線如圖5所示(其中材料的彈性模量E及屈服強度Rp可由此計算獲得)；材料有效應力-應變曲線如圖6所示(它反映材料本構，被有限元分析軟件采用)。

圖4 試驗設備

No.彈性模量E/GPa屈服強度Rp/MPa抗拉強度Rm/MPa最大力塑性延伸率Ag斷后伸長率ATest1200323.0469.90.170.27Test2185305.3461.40.160.26Test3193302.0462.70.150.21

注：加載速度4.2 mm/min，對應應變率為0.001/s,標距段為50 mm；Test3斷裂發生在標距外，提取工程應變時取70 mm。

圖5 工程應力-應變曲線

圖6 有效應力-應變曲線

2 后懸架有限元模型

對故障車型后懸架前處理使用具有強大前處理功能的專用軟件ANSA，求解器采用靜態非線性計算功能強大的大型有限元計算分析軟件ABAQUS。其有限元模型處理如下：

(1)有限元模型平均尺寸設置為3 mm，后懸架有限元模型(見圖7)中殼單元數量為78 710(其中四邊形77 308，三角形1 402)，體單元數量為23 036(其中六面體單元19 032，五面體單元4 004)。

圖7 后懸架有限元模型

(2)模型中薄壁件、管件及輪轂等采用四邊形殼單元S4R劃分，局部為三角形單元S3；橫向推力桿及半軸端部采用六面體單元C3D8、五面體單元C3D6劃分。

(3)面網格標準設置： 最小尺寸Min Size為 2， 最大尺寸Max Size為 10，單元長寬比Aspect Ratio為5，單元翹曲比Warpage為15，四邊形最大內角Max Interior Angle Quad為135°，四邊形最小內角Min Interior Angle Quad為45°，三角形最大內角Max Interior Angle Tria為120°，三角形最小內角Min Interior Angle Tria為30°，雅克比Jacobian為0.7。

(4)根據實際對模型賦相應屬性，軸管材料曲線取試驗屈服強度相對較低者(Test3)。

(5)根據圖8，螺栓彈簧采用彈簧單元SPING模擬，設置SPING_PROP剛度值為30 N/mm；減振器采用SPING模擬，設置DASHPOT_PROP阻尼系數值為0.975 N·s/mm。

圖8 螺旋彈簧及減振器參數

(6)鉸接處采用剛性單元KINCOUP固連，釋放旋轉方向自由度；約束螺旋彈簧與車身連接點的6個自由度，輪胎中心面接地點與半軸輸出端、輪轂中心固連。

(7)采用兩個分析步模擬后懸的加載及卸載過程：STEP1在左右輪胎接地點處加載3倍后懸靜載Fz為11 159 N；STEP2將后懸靜載Fz設置為0,以便查看后橋軸管在垂向沖擊極限工況下的殘余塑性變形量。

將通過設置后的模型提交求解器進行計算，計算結果如圖9所示，其后橋軸管塑性變形量為6 mm，與實際測量結果(5～7 mm)吻合，證明其有限元仿真模型可信，為模型改進奠定了基礎。

圖9 原模型后橋軸管塑性變形量

3 性能改進可行性分析

由上述有限元分析結果可知，故障車型后懸架車橋軸管設計不滿足要求導致其在極限工況下產生塑性變形，須對其進行改進。

3.1 改進方案一

更換軸管材料。通過增加材料的屈服強度，即將軸管材料的屈服強度由原來的302 MPa提升到426 MPa，計算加載載荷按照靜載荷的3倍計算。計算得后橋軸管塑性變形量為0(如圖10所示)，證明改進方案可行。

圖10 更換材料后橋軸管塑性變形量

3.2 改進方案二

更改軸管結構(增厚后橋軸管)。軸管壁厚原來為4 mm，通過增加管材壁厚至7 mm，計算加載載荷按照靜載荷3倍計算。計算得后橋軸管塑性變形量為0(圖略)，證明改進方案可行。

3.3 改進方案三

更改軸管結構(增大后橋軸管內外徑，厚度不變)。參考某標桿車，其軸管外徑由50 mm增加至60 mm(軸管壁厚仍為4 mm)，計算加載載荷按照靜載荷的3倍計算。計算完成后得后橋軸管最大應力為264.6 MPa(小于材料的屈服極限302 MPa)(如圖11所示)，此時后橋軸管塑性變形量為0(圖略)，結構滿足設計要求，證明改進方案可行。

圖11 加大后橋軸管管徑后應力分布

3.4 改進方案綜合分析

最大正應力σmax計算式如下[5]：

(1)

式中：Mmax為軸管最大彎矩；Wz為橫截面的抗彎截面系數；σmax為彎矩最大時的應力。

后橋殼為空心圓管，故其抗彎截面系數Wz：

(2)

梁的合理截面應該是用最小的截面面積A，使其有更大的抗彎截面系數Wz，所以用經濟性系數E=Wz/A來衡量截面的經濟程度。E(單位為mm)越大，表明所設計的截面就越經濟合理，它可用式(3)表示如下：

(3)

由式(2)、式(3)可得如表2所示結論：

(1)通過計算可知原方案的抗彎截面系數Wz1=6 162 mm3，經濟性系數E1=9.0；通過增加壁厚的改進方案二的抗彎截面系數Wz2=11 786 mm3，經濟性系數E2=8.2；通過增加軸管內外徑而壁厚不變的改進方案三的抗彎截面系數Wz3=9 242 mm3，經濟性系數E3=11.4。

(2)改進后的抗彎截面系數Wz2、Wz3均大于改進前(初始方案)的Wz1。由式(1)可知：在軸管最大彎矩Mmax不變的情況下，其抗彎截面系數Wz越大，軸管最大正應力σmax越小，則結構越偏向安全；所以改進方案二與改進方案三均可改善軸管的應力分布。

(3)改進結構后，改進方案二的經濟性系數E2小于初始方案E1，而改進方案三的經濟性系數E3明顯大于E2；且由式(3)可知，在結構允許的前提下，如軸管壁厚不變，軸管外徑D越大，則E越大，即經濟性越好。

(4)改進方案二雖然改善了后橋殼體軸管初始方案的應力分布，可是降低了(8.9%)經濟性；而改進方案三不僅改善了后橋殼體的應力分布，同時也大幅度提高了(26.7%)經濟性，是相對較為理想的改進方式。

表2 軸管結構變化相關參數表

綜上所述，3種改進方案均能有效保證軸管在極限工況下不產生塑性變形；改進方案一直接更改軸管材料屬性不更改結構的方法從分析的角度較為直接有效，對軸管供應廠家的原材料貨源及制造工藝等提出了更高的要求；改進方案二需要從原材料厚度及生產工藝進行相應調整；而改進方案三不用更改原材料厚度且不用調整相關制造工藝便能很好地達到設計要求，是相對最為理想的改進方案。

4 結論

通過對路試中后橋軸管中間變形的車型進行材料試驗、有限元仿真及后橋軸管改進方案可行性分析，可得如下結論：

(1)通過對某車型軸管進行材料試驗及對該車型進行極限工況有限元仿真可知，該后橋軸管的塑性變形量試驗(5～7 mm)與仿真基本相同(6 mm)，證明仿真結果可信，且該后橋軸管性能須被改善。

(2)改進方案一從材料性能上對軸管進行改善，要求將其材料屈服極限從302 MPa提高至426 MPa，對軸管生產廠家的原材料貨源及制造工藝等提出了更高的要求。

(3)改進方案二雖然將軸管抗彎截面系數數值提高了91.3%，但其經濟性系數值卻降低了8.9%，且面臨需要廠家增加原材料厚度及由此可能帶來的工藝問題。

(4)改進方案三不僅使軸管抗彎截面系數數值提高了50.0%，同時其經濟性系數值也提高了26.7%，且對廠家的要求與初始方案基本相同，為作者推薦的一種相對最為合理方案。實際生產過程中廠家也采用了此方案，且該車型后續試驗再無類似故障發生。

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FeasibilityAnalysisofPerformanceImprovementonShaftTubeatRearAxleofSomeVehicle

WU Chengping，XU Meixing，ZHANG Genzhi，TANG Yufu

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

Material test and FE simulation analysis were adopted because of the plastic deformation in middle of shaft tube at rear axle of some vehicle. The results have shown that the road experiment and FE simulation match well.Three schemes were suggested to improve the performance of shaft tube and one of them was thought to be the most optimal scheme through feasibility contrastive analysis. The conclusions can supply references to engineering application.

Shaft tube deflection；Material test；FE simulation；Improvement

2017-06-02

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

10.19466/j.cnki.1674-1986.2017.10.009

U463.33

A

1674-1986(2017)10-037-05