某车型副车架衬套压出力偏小原因浅析

基于DFSS的副车架衬套压出力优化设计梅英豪;孙厚勇;阎礁【摘要】副车架衬套是连接副车架到车身的弹性元件,其压出力为关键性能之一.在某新车型副车架衬套的开发过程中,借助DFSS方法,考虑制造过程中噪声因素,优化设计副车架衬套和副车架套筒,并做压出力实验.实验结果表明:该优化设计满足压出力要求,并且有质量和经济性收益.通过DFSS分析,还提取了对副车架衬套压出力有影响的关键设计参数,对今后副车架衬套压出力调试具有重要的指导意义.【期刊名称】《汽车零部件》【年(卷),期】2016(000)001【总页数】4页(P16-19)【关键词】DFSS方法;副车架衬套;压出力;优化设计【作者】梅英豪;孙厚勇;阎礁【作者单位】泛亚汽车技术中心有限公司,上海201201;泛亚汽车技术中心有限公司,上海201201;泛亚汽车技术中心有限公司,上海201201【正文语种】中文【中图分类】U463.32副车架衬套是连接副车架到车身的弹性元件，其主要功能是传递吸收悬架和动力总成悬置载荷，减小路面激励和发动机震动到车身的传入，提供车身下部的附加噪声隔离等。

因此根据整车NVH和车辆动力学调试，副车架衬套需要满足各个方向的动刚度、静刚度和阻尼角等要求。

图1是典型副车架和车身连接示意图，副车架套筒和车身之间即为副车架衬套。

典型的副车架衬套一般为三层结构：内芯为铝芯或者铁芯，用于支持螺栓；中级为橡胶，部分高端车型使用液压衬套，以满足更高的NVH和操作稳定性能；外壳为塑料或者金属。

副车架衬套和副车架套筒一般靠过盈配合连接，副车架衬套压入副车架套筒。

副车架衬套要在客户的任何使用工况下，都始终保持在副车架套筒内，否则将不能实现传递载荷和隔绝振动的功能，会产生异响，车辆NVH和操作稳定性能下降等，导致客户抱怨等售后投诉，影响车辆品牌形象。

副车架衬套始终保持在副车架套筒内，转化到工程要求即为副车架衬套的压出力要满足一定数值。

衬套压出力的要求定义是否合理，以及满足该要求的方案是否满足要求，解决方案是否具备较好的经济性等，需要在开发过程中全面考虑。

某8V柴油机连杆小头衬套故障分析与改进设计赵志强1王根全1王延荣1 张利敏1 许春光1(1.中国北方发动机研究所（天津），天津300400)摘要：针对某8V柴油机50h台架试验中出现的衬套磨损和松动的故障，在故障分析的基础上，从改善轴承润滑、提高衬套固持力和提高连杆小头刚度三方面入手，借助经验、理论计算及有限元仿真等手段开展结构改进分析进而提出改进方案，该方案经500h台架耐久性试验考核未重现上述故障，由此验证本文改进措施的有效性。

关键词：柴油机衬套改进设计试验验证连杆是往复活塞式内燃机动力传递的重要组件，它承受周期性交变载荷，把活塞旋转往复直线运动转化为曲轴的旋转运动，并将作用在活塞上的力传递给曲轴对外输出功率[1,2]。

连杆小头衬套作为连杆组件的关键零件，它与活塞销组成一对滑动轴承副，连杆小头衬套与连杆体采取过盈的方式紧固联接、小头衬套与活塞销为间隙配合，连杆衬套的磨损和松动是连杆的主要失效形式。

本研究对象为某8V柴油机连杆小头衬套，分析并确定其故障机理，基于经验、理论公式和有限元仿真软件技术确定出改进方案，最终经试验验证，找到衬套磨损和松动的解决措施。

1 某8V柴油机连杆小头衬套故障描述某8V柴油机在初样机阶段多台样机在50h 台架试验中发生衬套磨损和松动的故障，连杆小头衬套磨损故障见图1、连杆小头衬套松动见图2。

图1连杆小头衬套磨损故障图2连杆小头衬套松动故障2 故障分析依据经验分析，连杆衬套磨损、发黑一般应从润滑角度考虑；连杆小头衬套松动、脱出应该从衬套与连杆体固持力不足角度分析，但往往两者非独立故障导致衬套故障，存在一定关联关系影响。

如连杆轴承润滑不良，衬套和活塞销摩擦表面的摩擦磨损状态会发生剧变，衬套安装固持力和摩擦力会此消彼长，过度的磨损使衬套的固持力持续下降，而摩擦力持续增加，当衬套安装固持力和工作摩擦力发生逆转时，故障现象随即出现；而衬套固持力不足，衬套会发生松动和旋转现象，使衬套进油孔和连杆体进油孔位置错位，导致轴承润滑不畅发生衬套磨损和烧蚀故障。

图1前副车架三维模型及开裂部位局部视示意图类型、屈服极限、抗拉极限、弹性模量、泊松比和密度参数。

采用HyperMesh软件对前副车架进行前处理网格划分，获得了38591个有限元模型单元，且单元主体为四边形的前副车架有限元模型，如图2所示。

2应力分析图5 1.0g 倒车制动工况应力云图图6 1.2g 转向工况应力云图图2前副车架有限元模型10为典型8中工况下前副车架的应力分布根据图3可知，在0.5g 加速工况下前副车架应力云图中，其应力主要分布在摆臂后安装点附近，且应力集中在转角区域，该处应力值为162.303MPa ，该处材料为SPHD-P ，屈服强度为268.5MPa ，该工况下应力符合设计要求。

由图4可知，在1.1g 的制动工况下前副车架最大应力位于前摆臂后安装点附近的弯曲部位，应力值为260.108MPa ，接近材料的屈服极限268.5MPa ，该处在整车道路试验或恶劣工况下极易发生开裂，前副车架失效并引起整车安全。

因此，该处的结构和选用的材料需要进行优化。

由图5和图6对比可知，在1.0g 倒车制动工况及1.2g 转向工况下，前副车架应力集中点还是左右前摆臂后安装点附近，仅仅是应力值大小存在一定的差异，但均靠近材料的屈服极限，存在裂开的风险。

在1.0g 倒车制动工况时，前副车架摆臂后点处左、右的应力一致，均为图30.5g 加速工况应力云图图4 1.1g 的制动工况应力云图图73g向上工况应力云图图83g向下工况应力云图图92g横向冲击工况应力云图图102g纵向冲击工况应力云图252.8MPa，而在1.2g转向工况下，前副车架只在受力的单侧右边应力值较大，为256.782MPa。

根据图7和图8可知，在3g向上和向下的工况下，前副车架受力均较小，低于100MPa，且最大应力值位于前副车架与车身安装前点附件，这两种工况前副车架不会发生任何风险。

对比图9和图10，在2g横向冲击工况作用下，前副车架收到单侧力的作用，最大应力点发生在前摆臂后安装点附近，最大应力值为265.318MPa。

Journal of Mechanical Strength2023,45(4):838-844DOI :10.16579/j.issn.1001.9669.2023.04.011∗20211214收到初稿,20220319收到修改稿㊂国家自然科学基金项目(51405213)资助㊂∗∗刘克铭,男,1977年生,辽宁阜新人,汉族,辽宁工程技术大学机械工程学院副教授,博士,主要研究方向为机械设计及理论㊂某SUV 前副车架强度与疲劳性能仿真与试验研究∗SIMULATION AND EXPERIMENTAL STUDY ON STRENGTH ANDFATIGUE PERFORMANCE OF A SUV FRONT SUBFRAME刘克铭∗∗㊀袁㊀鑫㊀戴羽森(辽宁工程技术大学机械工程学院,阜新123000)LIU KeMing ㊀YUAN Xin ㊀DAI YuSen(School of Mechanical Engineering ,Liaoning Technical University ,Fuxin 123000,China )摘要㊀为了提高某前置前驱SUV 前副车架的可靠性,对其进行强度与疲劳分析,综合运用有限元方法㊁多体动力学理论㊁强度分析理论㊁疲劳分析理论,通过建立的前副车架三维模型与多体动力学刚柔耦合模型,分析副车架在不同工况下的强度和疲劳特性,并对副车架进行强度及疲劳试验㊂仿真结果表明,在直线行驶㊁转向工况下转向器连接点位置变形量分别为2.924mm㊁3.411mm,稳定杆及扭力臂位置变形量分别为3.383mm㊁2.695mm㊂强度试验结果表明,在直线行驶㊁转向工况下转向器连接点位置变形量分别为3.263mm㊁3.622mm,试验数值较仿真结果分别高出11.59%㊁6.19%;稳定杆连接点及扭力臂连接点变形量分别为3.538mm㊁2.957mm,试验结果较仿真数值分别高出4.58%㊁9.72%㊂结果表明试验结果与仿真结果差别并不明显,副车架在各点处变形量符合设计㊂副车架疲劳试验结果表明,扭力臂疲劳试验80万次㊁制动力疲劳试验40万次㊁侧向力疲劳试验80万次后副车架未出现裂纹及塑性变形,副车架疲劳特性满足要求㊂关键词㊀前副车架㊀强度㊀疲劳特性㊀仿真㊀试验中图分类号㊀U463.32Abstract ㊀In order to improve the reliability of the front subframe of a front drive SUV,the strength and fatigue characteristics of the subframe under different working conditions are analyzed by comprehensively using the finite elementmethod,multi-body dynamics theory,strength analysis theory and fatigue analysis theory,and through the established three-dimensional model of the front subframe and the rigid flexible coupling model of multi-body dynamics.The strength and fatigue tests of the subframe are carried out.The simulation results show that the deformation of steering connection point is 2.924mmand 3.411mm respectively under straight driving and steering conditions,and the deformation of stabilizer bar and torsion arm is 3.383mm and 2.695mm respectively.The strength test results show that,in the straight driving and steering conditions,the deformation of the steering point is 3.263mm and 3.622mm respectively,which are 11.59%and 6.19%higher than the simulation results.The deformation of the connection point of the stabilizer bar and the connection point of the torsion arm are 3.538mm and 2.957mm respectively.The experimental results are 4.58%and 9.72%higher than the simulation results respectively.The results show that there is no obvious difference between the experimental results and the simulation results,and the deformation of the subframe at each point conforms to the design.The fatigue test results of the subframe show that there are no cracks and plastic deformation in the subframe after 800thousand torsion arm fatigue tests,400thousand braking force fatigue tests and 800thousand lateral force fatigue tests,indicating that the fatigue characteristics of the subframe meet the requirements.Key words㊀Front subframe ;Strength ;Fatigue characteristics ;Simulation ;Tests Corresponding author :LIU KeMing ,E-mail :jxxybgshlkm @ ,Fax :+86-418-5110316The project supported by the National Natural Science Foundation of China(No.51405213).Manuscript received 20211214,in revised form 20220319.0㊀引言㊀㊀副车架作为支撑车身和悬架的重要组件,其工作可靠性对汽车工作平顺性和稳定性具有重要的影响,副车架的强度与疲劳特性是其工作可靠性的主要性能指标[1]㊂副车架在A 级家用车及D 级豪华车上应用㊀第45卷第4期刘克铭等:某SUV前副车架强度与疲劳性能仿真与试验研究839㊀㊀得非常广泛,提高副车架的整体强度与疲劳性能是保障其工作可靠性㊁提高汽车舒适性与平顺性的重要手段[2]㊂本文针对某前副车架通过Catia㊁Adams㊁Hypermesh㊁Anasys等CAE辅助软件进行仿真分析,首先,运用Ansys/Workbench软件对汽车的副车架进行不同工况下的强度分析,证明仿真的正确性㊂其次,对汽车的副车架中容易发生失效的连接点进行强度分析㊂最后,对汽车的副车架进行疲劳分析,证明仿真的正确性;分别对副车架中容易发生失效的连接点进行强度试验与疲劳试验分析㊂1㊀前副车架理论模型1.1㊀建立前副车架有限元模型㊀㊀通过Adams/Car模块建立前后悬架动力学[3]模型,汽车结构参数如表1所示㊂表1㊀整车的主要数据参数Tab.1㊀Main data parameters of the whole vehicle名称Name参数Parameter 整备质量Curb weight/kg1595满载质量Full load mass/kg1970长ˑ宽ˑ高Longˑwideˑhigh/mm34730ˑ1810ˑ1780质心坐标Centroid coordinates/mm(1448.46,3.20,575)轴距Wheelbase/mm2780前轮距Front track/mm1520后轴距Rear wheelbase/mm1495前/后轴荷分配Front/Rearaxle load distribution/%54/46前悬架弹簧刚度Front suspensionspring stiffness/(N/mm)45.6后悬架弹簧刚度Rear suspensionspring stiffness/(N/mm)38前轮前束Toe in of front wheel/(ʎ)35ʎʃ35ᶄ主销后倾角Kingpin caster/(ʎ)1ʎ40ᶄ主销内倾角Kingpin inclination/(ʎ)13ʎ20ᶄ前轮外倾角Front wheel camber/(ʎ)-40ʎʃ40ᶄ后轮总前束Rear wheel assembly toe in/(ʎ)-10ʎʃ10ᶄ后轮外倾角Rear wheel camber/(ʎ)-1ʎ40ᶄʃ30ᶄ动力总成质量Powertrain mass/kg227.13前副车架采用SAPH440汽车结构钢,前副车架材料属性如表2所示㊂表2㊀前副车架的材料属性Tab.2㊀Material properties of front sub frame参数Parameters数值Values 屈服强度Yield strength/MPa305抗拉强度Tensile strength/MPa440弹性模量Modulus of elasticity/MPa 2.1ˑ105泊松比Poissonᶄs ratio0.3密度Density/(kg/m3)7.8ˑ103采用4mm壳单元对各个组件进行网格划分, RBE2单元模拟焊点及焊缝连接建立前副车架有限元模型如图1所示㊂图1㊀前副车架有限元模型Fig.1㊀Finite element model of the front subframe1.2㊀前副车架刚柔耦合模型㊀㊀在Adams/Car模块中建立前悬架系统的多体动力学模型及整车刚柔耦合多体动力学模型[4],如图2所示㊂在整车刚柔耦合模型中提取各工况下副车架各连接点的激励,作为副车架仿真分析的边界条件[5]㊂图2㊀整车刚柔耦合模型Fig.2㊀Rigid-flexible coupling model of the vehicle2㊀前副车架强度分析㊀㊀以整车动力学中的激励作为前副车架分析的边界条件,添加到创建的副车架有限元模型[6]中,在Ansys/Workbench模块中进行求解,得到汽车加速㊁制动㊁匀速行驶工况下副车架的应力㊁应变云图,如图3~图8所示㊂图3㊀加速工况应力云图Fig.3㊀Stress nephogram under the accelerationcondition图4㊀加速工况应变云图Fig.4㊀Strain nephogram under the accelerated condition由图3和图4可知,加速工况副车架最大应力值为106.09MPa,最大应变为0.66mm㊂由图5和图6㊀840㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度2023年㊀图5㊀制动工况应力云图Fig.5㊀Stress nephogram under the brakingcondition图6㊀制动工况应变云图Fig.6㊀Strain nephogram under the brakingcondition图7㊀匀速工况应力云图Fig.7㊀Stress nephogram under the uniform speedcondition图8㊀匀速工况应变云图Fig.8㊀Strain nephogram under the uniform speed condition可知,制动工况副车架最大应力值为184.81MPa,最大应变值为0.73mm㊂由图7和图8可知,匀速工况副车架最大应力值为162.8MPa,最大应变为0.0051mm㊂根据材料的屈服强度ȡ305MPa,延展值ȡ30mm,前副车架的结构强度特性满足设计要求㊂3㊀前副车架各个连接点强度分析㊀㊀直线行驶载荷为24kN,转向行驶载荷为30kN,加载后副车架转向器连接点处应变如图9㊁图10所示;加载后副车架稳定杆连接点及扭力臂连接点处应变如图11㊁图12所示㊂由图9㊁图10可知,转向器Y 向载荷为24kN 时,副车架在转向器连接点处位移最大,为2.924mm;转向器Y 向载荷为30kN 时副车架在转向器连接点处位移最大,为3.411mm㊂由图11可知,稳定杆Z向载荷图9㊀转向器Y 向(24kN)应变云图Fig.9㊀Y -direction (24kN)strain nephogram of steeringgear图10㊀转向器Y 向(30kN)应变云图Fig.10㊀Y -direction (30kN)strain nephogram of steeringgear图11㊀稳定杆Z 向(24kN)应变云图Fig.11㊀Z -direction (24kN)strain nephogram of stabilizerbar图12㊀扭力臂Z 向(20kN)应变云图Fig.12㊀Z -direction (20kN)strain nephogram of torsion arm为24kN 时副车架在稳定杆连接点处位移最大,为3.383mm㊂由图12可知,扭力臂Z 向载荷为20kN 时副车架在扭力臂连接点处位移最大,为2.695mm㊂上述结果表明,在整车直线行驶与转弯条件下,转向器及稳定杆处副车架的最大变形量均小于材料的许用值(30mm)的设计标准㊂仿真结果表明副车架的整体结构强度特性满足设计要求㊂4㊀前副车架疲劳分析㊀㊀副车架承受的冲击载荷主要为垂直方向㊁制动工况竖直方向㊁转弯时路缘冲击工况的右侧方向等三个㊀第45卷第4期刘克铭等:某SUV 前副车架强度与疲劳性能仿真与试验研究841㊀㊀典型载荷[7]㊂根据国家标准规定的试验方法,对前副车架施加载荷激励,各工况载荷如图13~图17所示㊂图13㊀垂直冲击工况Z 方向疲劳载荷Fig.13㊀Z -direction fatigue load under vertical impactcondition图14㊀最大制动工况Y 方向疲劳载荷Fig.14㊀Y -direction fatigue load under maximum brakingcondition图15㊀最大制动工况Z 方向疲劳载荷Fig.15㊀Z -direction fatigue load under maximum brakingcondition图16㊀右侧路缘冲击工况X 方向疲劳载荷Fig.16㊀X -direction fatigue load under impact condition of rightkerb图17㊀右侧路缘冲击工况Z 方向疲劳载荷Fig.17㊀Z -direction fatigue load under impact condition of right kerb由图13~图17可知:垂直冲击工况在Z 方向最大载荷为9100N,最小载荷为1100N;最大制动工况在Y 方向最大载荷为3000N,最小载荷为0N,负方向最大载荷为1900N;最大制动工况在Z 方向载荷为5100N;右侧路缘冲击工况X 方向最大载荷为2200N,最小载荷为0N,负方向最大载荷为1800N;右侧路缘冲击工况Z 方向载荷为5100N㊂在Ansys /Workbench 中将S-N 曲线[8]作为输入激励,求得垂直冲击工况㊁最大制动工况㊁右侧路缘冲击工况的仿真结果,如图18~图20所示㊂图18㊀垂直冲击工况疲劳分析Fig.18㊀Fatigue analysis under vertical impactcondition图19㊀最大制动工况疲劳分析Fig.19㊀Fatigue analysis under maximum brakingcondition图20㊀右侧路缘冲击工况疲劳分析Fig.20㊀Fatigue analysis under impact condition of right kerb由图18可知,垂直冲击工况副车架疲劳循环次数为100万次;由图19可知,最大制动工况副车架疲劳循环次数为58万次;由图20可知,右侧路缘冲击工况副车架疲劳循环次数为81万次㊂根据行业标准[9],副车架疲劳特性满足要求㊂5㊀前副车架强度试验㊀㊀利用强度试验分别对副车架与转向器㊁稳定杆和扭力臂连接点进行测试㊂5.1㊀转向器连接点强度试验㊀㊀㊀㊀副车架固定在刚性支座上,转向横拉杆载荷的合力作用于转向横拉杆连接点处,在Y /-Y 两个方向上进行副车架的静强度测试,载荷ʃ30kN,位移ʃ110mm,交变载荷加载力为24kN,记录加载力与位移数据点,通㊀842㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度2023年㊀过样条连线得到加载力与位移曲线㊂转向器连接点强度试验加载方式如图21所示,转向器连接点静强度试验台架如图22所示,得到的转向器连接点静强度试验力-位移曲线如图23所示㊂图21㊀转向器连接点加载示意图Fig.21㊀Loading diagram of steering gear connectionpoint图22㊀转向器连接点静强度试验台架Fig.22㊀Static stiffness test bench for connection point ofbogie图23㊀转向器连接点力-位移曲线Fig.23㊀Force-displacement curve of steering gear connection point由图23可知,在对转向器连接点施加24kN 交变载荷时,副车架在转向器连接点处位移达到最大值3.263mm㊂与仿真结果2.924mm 相比,增大了11.59%㊂其主要原因是由仿真过程中材料属性与真实材料差异引起的㊂试验后副车架表面未出现裂纹或塑性变形,表面状态良好㊂5.2㊀转向工况强度试验㊀㊀副车架固定在刚性支座上,转向横拉杆载荷的合力作用于转向横拉杆连接点处,在Y /-Y 两个方向上进行副车架的静强度测试,载荷ʃ30kN,位移ʃ110mm㊂交变载荷范围从-30kN 至+14kN,通过样条连线得到加载力与位移曲线㊂转向器工况强度试验台架如图24㊁图25所示,转向器工况静强度试验力-位移曲线如图26㊁图27所示㊂由图27可知,转向工况交变载荷为30kN 时,副车架最大位移为3.622mm,最大位移发生在转向器的连接点,与仿真分析的变形量3.411mm 相比增加了6.19%㊂图24㊀转向器工况强度试验台架AFig.24㊀Strength test bench A under bogie workingcondition图25㊀转向器工况强度试验台架BFig.25㊀Strength test bench B under bogie workingcondition图26㊀转向工况力-位移曲线aFig.26㊀Force-displacement curve a under steeringcondition图27㊀转向工况力-位移曲线bFig.27㊀Force-displacement curve b under steering condition5.3㊀稳定杆连接点强度试验㊀㊀副车架固定在刚性支座上,用金属套管替代控制臂橡胶套,在Z 方向上进行副车架的静强度测试,载荷ʃ30kN,位移ʃ110mm㊂交变载荷为24kN,加载方式如图28所示,稳定杆连接点静强度试验台架如图29所示,稳定杆连接点静强度试验力-位移曲线如图30所示㊂由图30可知,稳定杆连接点载荷为24kN 时,副车架最大位移为3.538mm,最大位移发生在稳定杆连接点处,与仿真变形量3.383mm 相比增大了4.58%㊂5.4㊀扭力臂连接点静强度试验㊀㊀副车架固定在刚性支座上,用金属套管替代控制㊀第45卷第4期刘克铭等:某SUV 前副车架强度与疲劳性能仿真与试验研究843㊀㊀图28㊀稳定杆连接点加载示意图Fig.28㊀Loading diagram of stabilizer bar connectionpoint图29㊀稳定杆连接点静刚度试验台架Fig.29㊀Static stiffness test bench of stabilizer bar connectionpoint图30㊀稳定杆连接点力-位移曲线Fig.30㊀Force-displacement curve of stabilizer bar connection point臂橡胶套,在X /-X 两个方向上进行副车架的静强度测试,载荷ʃ30kN,位移ʃ110mm㊂交变载荷加载力为20kN㊂加载方式如图31所示,扭力臂连接点静强度试验台架如图32所示,扭力臂连接点静强度试验力-位移曲线如图33㊁图34所示㊂图31㊀扭力臂连接点加载示意图Fig.31㊀Loading diagram of torsion arm connection point图32㊀扭力臂连接点静刚度试验台架Fig.32㊀Static stiffness test bench of torsion arm connectionpoint图33㊀扭力臂连接点力-位移曲线(前)Fig.33㊀Force-displacement curve of torsion arm connection point(front)图34㊀扭力臂连接点力-位移曲线Fig.34㊀Force-displacement curve of torsion arm connection point由图33㊁图34可知,扭力臂连接点载荷为20kN 时,副车架最大位移为2.957mm,最大位移发生在扭力臂连接点处,与仿真变形量2.695mm 相比增大了9.72%㊂强度试验中最大位移较仿真结果略有增加,其主要原因是由仿真中材料属性与试验中真实材料属性差异引起的㊂转向器连接点㊁稳定杆连接点㊁扭力臂连接点在试验加载过程中,均未出现裂纹或塑性变形,说明前副车架强度满足要求㊂6㊀前副车架疲劳试验㊀㊀进行扭力臂连接点㊁前后制动力㊁侧向力疲劳试验,检验扭力臂连接点满足80万次循环,前后制动力满足40万次循环,侧向力疲劳需满足80万次循环㊂6.1㊀扭力臂连接点疲劳试验㊀㊀固定副车架在和车身连接刚度相同的部件上,共8点通过螺栓固定,螺栓拧紧力矩为200N㊃m㊂将等效损伤载荷施加在悬置实际样件上㊂载荷ʃ15kN,位移ʃ75mm,加载力为ʃ6kN,频率为1~3Hz㊂加载方向为ʃX 方向㊂扭力臂连接点试验加载过程与图31所示相同,扭力臂连接点疲劳试验台与图32所示相同㊂6.2㊀前后制动力疲劳试验㊀㊀转向横拉杆载荷的合力作用于转向横拉杆连接点处,将等效损伤载荷施加在悬置实际样件上㊂加载力为-5~10kN,其他条件与扭力臂试验相同,试验加载过程如图35所示,前后制动力疲劳试验台如图36所示㊂6.3㊀侧向力疲劳试验㊀㊀副车架固定在和车身连接刚度相同的部件上,加载力为ʃ5kN,加载方向为ʃY 方向,其他条件与扭力臂试验相同㊂侧向力疲劳试验加载过程如图37所示,侧向力疲劳试验台如图38所示㊂㊀844㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度2023年㊀图35㊀前后制动力疲劳加载示意图Fig.35㊀Fatigue loading diagram of front and rear brakingforce图36㊀前后制动力疲劳试验台架Fig.36㊀Front and rear brake force fatigue testbench图37㊀侧向力疲劳加载示意图Fig.37㊀Fatigue loading diagram of lateralforce图38㊀侧向力疲劳试验台架Fig.38㊀Lateral force fatigue test bench6.4㊀疲劳试验结果㊀㊀经试验扭力臂连接点疲劳㊁前后制动力疲劳㊁侧向力疲劳,扭力臂连接点疲劳试验循环80万次㊁前后制动力疲劳试验循环40万次㊁侧向力疲劳试验循环80万次后均未出现裂纹或塑性变形㊂7㊀结论㊀㊀对前副车架进行强度仿真㊁强度试验㊁疲劳试验,结果表明:1)加速工况前副车架应力最大值为106.09MPa,最大位移为0.66mm;制动工况应力最大值为184.81MPa,最大位移为0.73mm;匀速工况应力最大值为162.8MPa,最大位移为0.0051mm㊂2)转向器Y 向载荷为24kN㊁30kN 时副车架最大位移分别为2.924mm㊁3.411mm㊂稳定杆Z 向载荷为24kN㊁扭力臂Z 向载荷为20kN 时副车架最大位移分别为3.383mm㊁2.695mm㊂3)试验表明,转向器连接点在Y 向受力24kN 时最大位移为3.263mm,较仿真结果2.924mm 增大了11.59%㊂4)转向器连接点在Y 向受力30kN 时产生的变形量为3.622mm,较仿真结果3.411mm 增加了6.19%㊂5)稳定杆连接点在Z 向受力24kN 时产生的变形量为3.538mm,较仿真结果3.383mm 增大了4.58%㊂6)扭力臂连接点在X 向受力20kN 时产生的变形量为2.957mm,较仿真结果2.695mm 增大了9.72%㊂7)扭力臂连接点疲劳试验㊁前后制动力疲劳试验㊁侧向力疲劳试验,结果表明疲劳试验后,前副车架未出现裂纹或塑性变形㊂参考文献(References )[1]㊀DONG K,SANGGAN J.Generation of 3-D virtual block belgian road for prediction of road load[D].SAE Paper,2011-28-0077.[2]㊀SARA F,GABRIEL K ROCHA P,MARIANA F,et al.Loadingfrequencies up to 20Hz as an alternative to accelerate fatigue strength tests in a Y-TZP ceramic [J].Journal of the Mechanical Behavior of Biomedical Materials,2015(61):74-69.[3]㊀TONG L W,XU G W,DONG Q,et al.Tests and design of diamondbird-beak SHS T-joints under axial loading in brace[J].Journal of Constructional Steel Research,2016(118):49-59.[4]㊀TIIRKAYS,AKCAY H.A study of random vibration characteristics of the quarter-car model[J].Journal of Sound &Vibration,2005,282(1/2):111-124.[5]㊀BERTRAMR,ing new lightweight materials in automotive construction[J].Galvanotechnik,2011(7):1460-1467.[6]㊀段月磊.轿车车身刚度有限元分析及优化[D].合肥:合肥工业大学,2010:15-17.DUAN YueLei.Finite element analysis and optimization of car body stiffness [D].Hefei:Hefei University of Technology,2010:15-17(In Chinese).[7]㊀李明轩,苏小平.三轿车后副车架多目标拓扑优化方法研究[J].机械设计与制造,2016,36(6):131-132.LI MingXuan,SU XiaoPing.Research on multi-objective topology optimization method of rear subframe of three car [J].MachineryDesign and Manufacture,2016,36(6):131-132(In Chinese).[8]㊀姜丽红,吴庆捷.某前副车架性能分析与轻量化设计[J].机械强度,2020,46(6):104-106.JIANG LiHong,WU QingJie.Performance analysis and lightweightdesign of a front subframe [J].Journal of Mechanical Strength,2020,46(6):104-106(In Chinese).[9]㊀钟自锋.前副车架振动特性分析及其优化设计[J].机械设计与研究,2018,34(6):172-175.ZHONG ZiFeng.Vibration characteristic analysis and optimization design of front subframe [J].Machine Design and Research,2018,34(6):172-175(In Chinese).。

轿车后副车架多轴疲劳分析一辆轿车的后副车架是车辆的重要组成部分，它连接了车辆的后轴和车身，承受着车身重量和扭转力的作用。

然而，长期的行驶和较大的荷载容易导致副车架疲劳损伤和失效，影响车辆的安全性和稳定性。

因此，对轿车后副车架的多轴疲劳分析是非常重要的。

多轴疲劳分析是评估结构材料在复杂应力条件下的疲劳性能的过程。

在研究轿车后副车架的多轴疲劳行为时，需要了解车辆的荷载、驾驶条件和工作环境等因素，并采用合适的实验方法和数值模拟技术进行分析。

实验方法主要是通过在实际工作条件下的试验来研究疲劳行为。

例如，可以在实际道路条件下对车辆进行长时间行驶的试验，同时在后副车架的主要应力集中区域安装传感器和监控设备，实时记录和分析该部位的应力变化，并进行疲劳寿命测试。

该方法可以准确模拟真实的工作条件，但需要耗费较长时间和大量资源。

数值模拟技术是通过对车辆结构的材料和受力条件进行建模，并采用计算机软件模拟各种复杂应力场下的材料疲劳性能。

该方法可以模拟多种应力条件下的疲劳破坏模式，预测疲劳寿命，并进行优化设计。

但需要准确的材料参数和较高的数值计算能力。

一般来说，轿车后副车架的多轴疲劳分析需要考虑以下因素：1.荷载：轿车后副车架承受着车身和后轴的质量和加速、制动等力的作用。

因此，荷载是影响后副车架疲劳寿命的重要因素。

2.材料：后副车架的材料应具有较高的强度、塑性和韧性，以抵抗荷载引起的应力和变形。

同时，也需要考虑材料在不同应力下的疲劳寿命和破坏模式。

3.几何形状：后副车架的形状和尺寸影响了它的刚度和应力分布。

因此，需要进行优化设计，以减少应力集中和疲劳破坏的风险。

4.工作环境：轿车后副车架在不同的工作环境下，如高温、湿度、盐雾等条件下，也会受到不同的腐蚀和疲劳作用，因此需要特别考虑。

总之，轿车后副车架的多轴疲劳分析是保证车辆安全性和性能的重要环节。

通过合理的实验方法和数值模拟技术，可以准确评估后副车架的疲劳寿命和破坏模式，并进行结构优化，提高车辆的安全性和稳定性。

某副车架橡胶衬套潜在的失效特性及改进方案王朝建;韩兆东;蔡晓宇【摘要】在现代汽车技术中,橡胶衬套的应用越来越广泛,对车辆NVH性能的影响越来越重要.但在使用过程中,橡胶衬套的检查和维护极其不便,直到发生断裂后经过反复检查才能知道,造成很大的经济损失.文章对某副车架橡胶衬套潜在的失效模式及机理进行分析,在此基础上对进行现行过程控制预防,对提高橡胶衬套的使用寿命,具有非常重要的意义.【期刊名称】《汽车实用技术》【年(卷),期】2014(000)002【总页数】3页(P89-91)【关键词】橡胶衬套;失效模式;机理;改进方案【作者】王朝建;韩兆东;蔡晓宇【作者单位】辽宁工业大学,汽车与交通工程学院,辽宁锦州121001;安徽中鼎减振橡胶技术有限公司,安徽宁国242300;辽宁工业大学,汽车与交通工程学院,辽宁锦州121001;安徽中鼎减振橡胶技术有限公司,安徽宁国242300【正文语种】中文【中图分类】U463.1CLC NO.:U463.1Document Code:AArticle ID:1671-7988(2014)02-89-03完成副车架与车身的连接是橡胶衬套的主要功能之一，副车架橡胶衬套的软硬度对汽车行驶时产生的振动特性有很大影响，频繁振动引起的疲劳破损也是橡胶衬套潜在的失效模式之一。

如果把副车架橡胶衬套设计的较软，则能很好地减小汽车行驶时产生的振动，但过软的副车架橡胶衬套会在高速转弯时产生较大的运动变形，导致轮胎定位的不准确，从而降低了车辆行驶的操纵稳定性[1]。

较硬的副车架橡胶衬套会使连接刚度大大增加，但是减振降噪的效果却十分有限。

软硬度对橡胶衬套的失效模式也有重要影响。

由于车辆行驶工况复杂多变，加之橡胶衬套工作位置的限制，使得橡胶衬套的检查和维护极其不便，破坏程度不能及时发现。

文章在大量试验及设计经验的基础上，对某副车架衬套潜在的失效模式及后果进行分析。

1.1 过程功能及要求在各种恶劣的工作环境中橡胶衬套要承受振动、腐蚀和摩擦来保护其他部件，但其自身的使用寿命会大大降低。