基于疲劳损伤的某车型摆臂断裂问题分析

基于疲劳损伤的某车型摆臂断裂问题分析
倪健健;姜申野;许修国;梁帅;王文龙
【摘要】针对某车型摆臂总成路试过程中的异常断裂问题,通过分析确定此次异常为疲劳断裂,然后根据断裂位置及CAE分析结果,布置应力应变传感器,进行整车道路载荷谱采集测试.通过雨流数据处理及疲劳损伤分析,确定摆臂断裂原因,解决摆臂断裂问题,为今后其他项目的问题排查及分析提供指导.
【期刊名称】《汽车零部件》
【年(卷),期】2017(000)006
【总页数】4页(P19-22)
【关键词】疲劳断裂;载荷谱;失效分析;疲劳损伤
【作者】倪健健;姜申野;许修国;梁帅;王文龙
【作者单位】长城汽车股份有限公司技术中心,河北保定071000;河北省汽车工程技术研究中心,河北保定071000;长城汽车股份有限公司技术中心,河北保定071000;河北省汽车工程技术研究中心,河北保定071000;长城汽车股份有限公司技术中心,河北保定071000;河北省汽车工程技术研究中心,河北保定071000;长城汽车股份有限公司技术中心,河北保定071000;河北省汽车工程技术研究中心,河北保定071000;长城汽车股份有限公司技术中心,河北保定071000;河北省汽车工程技术研究中心,河北保定071000
【正文语种】中文
【中图分类】U461.91
汽车悬架系统是保证车轮与车身之间具有弹性联系并能传递载荷、缓和冲击、衰减振动以及调节汽车行驶中车身位置等的总成。

其最主要的作用是传递车轮和车身之间一切的力和力矩[1]。

因此汽车悬架系统性能的好坏直接影响车辆的舒适性和安
全性。

摆臂总成作为悬架总成的重要组成部分，连接车轮和车架，直接承受来自于地面的交变冲击载荷。

摆臂总成的强度直接影响汽车的悬架质量。

某车型在整车耐久路试过程中，前下摆臂出现异常断裂。

经排查，售后市场也有类似的故障反馈。

为提高车辆行驶安全性，需针对此次摆臂疲劳断裂展开故障分析。

将摆臂断裂处切开，经检测焊接熔深超过30%，满足设计要求。

将断口经超声波
清洗后放入扫描电镜，在电镜下对副车架下板焊接开裂处端面进行微观形貌观察，可以发现：断口形貌明显地可以分为源区、扩展区和瞬断区，且扩展区有明显的疲劳条纹，如图1所示。

从断口区形貌初步判断，此次摆臂断裂为疲劳断裂。

另外，在拆解断裂的摆臂时，发现摆臂大轴套橡胶损坏，如图2所示。

摆臂存在
旷动，装车状态下观察不到轴套损坏，且无法判断摆臂断裂和轴套损坏的先后顺序。

摆臂断裂有可能是因为轴套损坏导致的疲劳寿命减少引起的。

使用HyperMesh建立该车型摆臂网格模型后，在ABAQUS软件中模拟特定工况下摆臂应力分布情况。

分析结果中最大应力为261.33 MPa，远小于材料屈服强度420 MPa。

承受随机载荷的产品，在进行疲劳寿命预测和疲劳试验之前，必须先确定其载荷谱[2]。

使用更换摆臂后的试验车，在摆臂断裂位置及CAE分析应力较大的位置粘贴应变片，在坏路试验场进行整车道路载荷谱采集。

应变片粘贴位置如图3所示。

数据采集完成后，使用数据处理软件nCode对测试数据进行处理，应变采集曲线处理结果如图4所示。

材料选择SAE1035-169，应力计算如式(1)所示：
其中：σ为应力；E为弹性模量；ε为应变。

通过公式(1)将测试结果中的应变值换算成应力值，各个测点最大、最小应力值如
表1所示。

其中，右侧最大应力发生在比利时路况的4号测点，为218.73 MPa。

左侧最大应力发生在比利时路况的8号测点，为 248.35 MPa。

材料屈服强度为420 MPa，测试最大值为248.35 MPa，远小于材料屈服强度。

且应力应变采集
结果和CAE分析结果相吻合，证明此次数据采集的正确性。

将左侧摆臂轴套更换为损坏状态，相同工况下，再次采集各测点应力。

测试完成后，将两次测试中相同测点应力分布进行对比。

从测试结果中提取4号测点和8号测
点更换轴套前、后状态的应力值分布情况。

如图5所示：更换左侧轴套后，左侧
摆臂8号测点的应力值有明显的增加，最大值为298.69 MPa。

如图6所示，为右侧摆臂4号测点的应力值分布情况。

因为右侧摆臂轴套没有更换，两次测试相差不大，对右侧摆臂影响较小。

右侧应力区间未变化，只是频次的差异。

说明摆臂轴套损坏，对相应侧摆臂在路试过程中的应力最大值有很不利的影响。

在nCode软件中，通过预留计数法，将采集的应力应变数据转换成载荷分布图，即均值(Mean)、幅值(Range)和频次分布情况，如图7所示。

根据工程经验，用
雨流计数法得到的汽车道路载荷谱变量分布图，幅值一般服从威布尔分布，均值一般服从正态分布[3]。

从图7可知，幅值、均值均符合工程经验。

由变幅载荷谱，可以得到如图8所示的载荷S和循环次数n的S-N图。

若构件在某恒幅应力水平S作用下，循环至破坏的寿命为N，则可定义它在经受n次循环
时的损伤为：
D=n/N
构件在应力水平Si下作用ni次循环下的损伤为Di=ni/Ni。

若在k个应力水平Si
作用下，各经受ni次循环，则可定义其总损伤为：
破坏准则为：
D=∑ni/Ni=1
这就是最简单、最著名、使用最广的 Miner 线性累积损伤理论。

其中，ni是在Si 作用下的循环次数，由载荷谱给出；Ni是在Si作用下循环到破坏的寿命，由S-N 曲线确定。

图9中示出了最简单的变幅载荷(二水平载荷)下的累积损伤。

从图中坐标原点出发的射线，是给定应力水平Si下的损伤线。

注意到Ni是由S-N曲线确定的常数，则损伤D与载荷作用次数n的关系, 由式(2)的线性关系描述。

因此，上述Miner 累积损伤理论是线性的。

图中，构件在应力水平S下经受n1次循环后的损伤为D1，再在应力水平S2下经受n2次循环，损伤为D2，若总损伤D=D1+D2=1，则构件发生疲劳破坏。

通过雨流矩阵及nCode中疲劳分析S-N曲线，计算各个测点在路试过程中的损伤值，材料参数设置如表2所示，计算结果如表3所示。

由表3可知：轴套损坏后，摆臂各个测点的损伤值有不同程度的增加，其中8号测点的损伤值是轴套失效前的17.92倍。

分析结果与摆臂开裂位置及结果吻合。

(1)测试中摆臂最大应力值为248.35 MPa，远小于材料屈服强度420 MPa，摆臂强度满足要求。

(2)轴套损坏后，路试过程中摆臂应力最大值为298.69 MPa，有较大的增加，虽然没有达到屈服强度，但是对摆臂的疲劳寿命有不利影响。

(3)轴套失效后，基于道路载荷谱的摆臂8号测点损伤值由原来的9.63×10-10增加至1.73×10-8，损伤值变为原来的17.92倍，摆臂疲劳寿命下降较大。

(4)文中研究方法为今后其他项目的问题排查及分析提供指导。

【1】刘惟信.汽车设计[M].北京:清华大学出版社，2001：431-450.
【2】高镇同.疲劳应用统计学[M].北京：国防工业出版社，1994.
【3】高云凯，徐成民，方剑光.车身台架疲劳试验程序载荷谱研究[J].机械工程学
报，2014,50(4):92-98. GAO Y K,XU C M,FANG J G.Study on the Programmed Load Spectrum of the Body Fatigue Bench Test[J].Journal of Mechanical Engineering,2014,50(4):92-98.。