某車型前懸架下擺臂支撐桿失效分析及改進(jìn)

中圖分類號：U463.33 文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A

0 引言

懸架是現(xiàn)代汽車上的重要總成之一，它把車架（或車身）與車軸（或車輪）彈性地連接起來。所以，懸架系統(tǒng)必須要有良好的可靠性，來保證汽車的生命周期。下擺臂是懸架系統(tǒng)中傳力和導(dǎo)向的重要機(jī)構(gòu)，其強(qiáng)度和剛度是否合理，直接影響著懸架性能。周從源通過有限元分析，確定了前懸上擺臂原結(jié)構(gòu)失效的原因，通過優(yōu)化保證了該零件的強(qiáng)度及可靠性。

1 問題現(xiàn)狀

麥弗遜式獨立懸架是汽車上常見的一種懸架系統(tǒng)，該系統(tǒng)主要由減振器支柱總成、支撐桿總成、前下擺臂總成、轉(zhuǎn)向節(jié)及制動部件總成構(gòu)成（圖1）。因其結(jié)構(gòu)簡單，占用布置空間小等特點，被廣泛地使用在乘用車以及輕型商用車上。某車型為成熟車型并已經(jīng)在市場使用多年，該車型采用了麥弗遜式獨立懸架，從未出現(xiàn)過支撐桿總成斷裂的情況。

但近期該車型在售后市場出現(xiàn)了較多懸架支撐桿斷裂故障問題（圖2），故障的位置都是在支撐桿總成的折彎處。經(jīng)調(diào)查，問題車輛行駛路況都是較好的城市硬化道路，行駛里程基本都在1萬km左右， 行駛的時間較短，初步判斷為低周疲勞斷裂。

本文通過一個支撐桿的失效案例為研究對象，對其失效形式進(jìn)行研究分析。通過對支撐桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計、生產(chǎn)過程控制、材料的使用以及成型熱處理工藝等進(jìn)行綜合評估分析，找出其失效的根本原因，從而給出改進(jìn)方案，以及驗證改進(jìn)方案的可行性。

2 失效原因分析

對麥弗遜懸架的結(jié)構(gòu)進(jìn)行研究分析，可以看出該結(jié)構(gòu)后支撐桿總成的主要受力形式為，承受車輛在行駛過程中的縱向力，即在驅(qū)動力和制動力的交變載荷下共同作用。由此，可以通過以下3 個方面對該支撐桿結(jié)構(gòu)進(jìn)行疲勞斷裂的原因排查分析。

2.1 基于有限元分析進(jìn)行強(qiáng)度校核

為了驗證原設(shè)計方案的可靠性和合理性，需要開展典型工況下的下擺臂強(qiáng)度校核分析。根據(jù)車輛的類型和使用情況，可以通過3 種典型的極限工況確定該懸架結(jié)構(gòu)的極限受力情況。這3種典型的極限工況為：垂直動載;直線行駛時側(cè)向力最大;緊急制動（前懸架）或起動（后懸架）。

垂直力最大：垂直動載工況對應(yīng)垂直力最大工況，即汽車通過不平路面，此時垂直力F_Z最大，縱向力F_X=0，側(cè)向力F_Y=0。動載系數(shù)取5，則車輪接地點受到地面垂直力F_Z=5G1（G1為前軸單邊滿載輪荷）。

側(cè)向力最大：側(cè)向力F_Y最大，縱向力F_X=0。最大側(cè)向載荷為F_Y=F_Z×ψ，這里ψ為附著系數(shù)，取0.8。

制動力最大：制動時的載荷轉(zhuǎn)移系數(shù)取1.6，附著系數(shù)ψ取0.8，則前懸架垂直載荷為1.6倍前軸荷，即F_Z=1.6G1，地面縱向力F_X=F_Z×ψ。

根據(jù)故障件的斷裂方式分析，該支撐桿主要是在制動工況和驅(qū)動工況下，產(chǎn)生交變載荷破壞。根據(jù)整車滿載前軸軸荷635 kg，確定該工況下的車輪接地點的最終載荷如下：制動力X向為2491N，側(cè)向力Y向為0N，垂直力Z向為4983N。

對支撐桿進(jìn)行有限元CAE分析，模擬制動過程的受力情況，分析結(jié)果如圖3。支撐桿折彎處應(yīng)力值為117.5MPa，支撐桿材料為35 號鋼，屈服極限為315.0MPa，強(qiáng)度極限為530.0MPa，支撐桿的材料強(qiáng)度滿足要求，且安全系數(shù)為4.5。從CAE 分析結(jié)果得出，該支撐桿的安全系數(shù)較高。

為了更加充分地驗證設(shè)計狀態(tài)，對該零件模擬實車狀態(tài)搭建試驗臺架，通過強(qiáng)度破壞試驗進(jìn)行驗證（圖4）。試驗結(jié)果表明，該支撐桿的實效力為1.6×104N，是單邊輪荷的5.1倍，強(qiáng)度安全系數(shù)較高。

2.2 故障件斷口金相分析

考慮零件材料本身是否存在缺陷問題，以及生產(chǎn)過程中零件是否有內(nèi)部或者微裂紋的損傷，對故障件斷口用高倍電鏡進(jìn)行了系統(tǒng)檢測，分析零件失效斷口的宏觀和微觀情況。

宏觀斷口分析：斷口為疲勞斷口， 斷面大部分已銹蝕，疲勞源在桿身折彎內(nèi)側(cè)表面處。斷口是先出現(xiàn)了小面積的疲勞區(qū)，然后直接脆性斷裂。斷口形貌以及啟裂源區(qū)如圖5a 所示，該區(qū)域并沒有材料缺陷和舊裂傷痕。

微觀金相組織：過啟裂區(qū)旁制樣檢測，金相組織為縱向帶狀分布的鐵素體加珠光體，帶狀2級，帶狀分布與斷裂方向垂直，與斷裂不相關(guān)（圖5b 和圖5c）。

2.3 零件實物狀態(tài)分析

通過對故障零件的實物狀態(tài)進(jìn)行排查分析，發(fā)現(xiàn)所有的支撐桿總成斷裂故障件，都有一個共同點，那就是零件的折彎處內(nèi)側(cè)都有折痕，且全部斷裂在折痕位置（圖6）。

2.4 失效原因分析結(jié)論

從以上3個方面進(jìn)行綜合分析，得出以下結(jié)論。

（1）CAE分析結(jié)果和臺架強(qiáng)度試驗結(jié)果表明，零件的設(shè)計狀態(tài)能夠滿足使用要求。

（2）金相分析結(jié)果表明：斷裂性質(zhì)為疲勞斷裂，疲勞源位置沒有材料缺陷和舊裂痕跡。

（3）該零件的故障主要是零件在生產(chǎn)過程中沒有得到有效的控制，成型過程中出現(xiàn)折痕，從而引起應(yīng)力集中;而且零件成型后沒有進(jìn)行熱處理消除預(yù)應(yīng)力，導(dǎo)致低周疲勞斷裂。

3 改進(jìn)方案

通過對零件的數(shù)模和設(shè)計圖紙進(jìn)行尺寸校核分析（圖7），主要對斷裂折彎處進(jìn)行工藝分析評估。支撐桿的直徑為22 mm，折彎處的夾角為125.6°，中心圓弧半徑為R40mm，內(nèi)側(cè)半徑為R29mm，圓弧內(nèi)側(cè)半徑與桿徑的比值僅為1.3，比值過小。如果生產(chǎn)過程中控制不當(dāng)，容易導(dǎo)致在折彎成型生產(chǎn)過程中產(chǎn)生折痕缺陷。

通過以上分析，對支撐桿折彎處進(jìn)行改進(jìn)：增加折彎過度，圓弧半徑由原來的R40mm 更改為R80mm，圓弧內(nèi)側(cè)半徑與桿徑的比值為3.1。再次進(jìn)行CAE分析校核，故障位置的應(yīng)力為84.3MPa，較原來狀態(tài)應(yīng)力降低了28.2%。這就有效改善了該位置的應(yīng)力情況，減小了應(yīng)力值并降低了應(yīng)力集中度，同時也改善了零件的工藝性。

同時考慮到生產(chǎn)工藝的穩(wěn)定性，也調(diào)整了該零件的折彎成型工藝。生產(chǎn)工藝由原來使用的彎管工藝，更改為借助模具沖壓的成型工藝，減少彎管成型過程中對折彎處的損害，使得成型過渡得更加平順。材料由35 號鋼更改為40Cr 鋼，升級了材料的機(jī)械性能。同時，增加了調(diào)質(zhì)熱處理工藝，消除成型過程中的預(yù)應(yīng)力，提升零件的綜合機(jī)械性能。

4 改進(jìn)方案的驗證

4.1 生產(chǎn)驗證

增大支撐桿折彎處過度圓弧半徑后，進(jìn)行多輪的生產(chǎn)驗證。該位置的成型情況和過度都有明顯提升，且過度順暢，表面光滑，沒有出現(xiàn)折痕等缺陷，說明產(chǎn)品的成型性得到了很好的改善。

4.2 路式驗證

支撐桿折彎處增大過度圓弧半徑后，重新進(jìn)行裝車路試，經(jīng)過2 萬km的強(qiáng)化路面驗證后，均未出現(xiàn)支撐桿斷裂的問題，零件的耐久疲勞問題得到了很好的驗證解決。

5 結(jié)束語

文章通過對售后故障件的系統(tǒng)分析，找出了原來結(jié)構(gòu)設(shè)計上的不足，以及工藝考慮的不充分，實際理論分析對結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，通過設(shè)計的手段改善零件的工藝成型性，并通過了實車路試驗證，保證了該零件的可靠性和工藝性，為后續(xù)遇到同類型的零件設(shè)計提供一種案例參考和設(shè)計參考。