随着社会的发展和人民生活水平的提高,汽车作为一种舒适的交通工具得到越来越多消费者的青睐,与吸人眼球的新颖造型相比,消费者在购车过程中更为重视汽车的安全性和质量耐久性。如何使汽车零部件在其有效寿命内满足用户需求,是汽车可靠性设计的主要目标,而零部件本身的强度和刚度大小则直接影响着汽车的使用寿命。
发动机罩作为最醒目的车身构件,是买车者经常要察看的部件之一,其主要作用是方便发动机舱内各零部件的维修保养,保护发动机舱内各零部件,隔离发动机噪声和保护行人, 而作为固定和打开发动机罩的旋转结构——发动机罩铰链,它的强度和刚度对发动机罩发挥其作用有着非常重大的意义。
车辆在进行26000km整车可靠性路试试验过程中,发动机罩铰链车身侧支架发生了断裂现象(如图1所示),并且发动机罩侧铰链与车身侧铰链脱离,导致发动机罩无法固定,汽 车行驶安全性受损。
原因分析
整车是由各零部件组成,通过零部件之间相互关联、匹配,实现整车性能要求。零件在加工和装配中由于制造、工装、人为操作等过程不可避免地产生误差,这些误差累积最终反映在整车装配中,当累积误差超过一定值时,便引起整车匹配不合,从而寻致路试车在试验过程中产生异响、干涉等问题。通过对铰链断裂路试车的检查,发现故障车的发动机罩锁二级未进,发动机罩锁无法处于二级锁止状态,路试过程中发动机罩和尾门侧铰链会沿X向和Z向产生剧烈振动,以致车身侧铰链存在疲劳效应。
工程实际中由于结构或功能需要,零部件常设有孔或切槽结构,使零件形状发生改变。实验表明,在零件形状发生突变区域应力急剧增大,产生应力集中,造成零件出现裂纹甚至开裂。从图1中可以看出,车身侧铰链断裂位置位于轴销安装面与铰链限位拐角相交处,是零件形状突变处,极易产生应力高 度集中现象。除此之外,零件材料本身强度、结构设计等因素都会造成零件断裂现象。
零件材料及厚度
车身侧铰链采用厚度为2.5mm的SAPH400钢材料,其性能见表1。
牌号 | 拉伸试验 a | 180 °弯心试验b 弯心直径 |
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抗拉强度(Mpa) | 下屈服强度C(Mpa) |
断后伸长率(%) | ||||||||||
L0= 50mm b= 25mm | L0= 220mm b= 40mm | |||||||||||
公称厚度( mm ) | ||||||||||||
<6.0 | 6.0~<8.0 | 8.0~<14.0 | 1.6~<2.0 | 2.0~<2.5 | 2.5~<3.15 | 3.15~<4.0 | 4.0~<6.3 | ≥6.3 | <2.0 | ≥2.0 | ||
SAPH310d | ≥310 | ≥185 | ≥175 | ≥33 | ≥34 | ≥36 | ≥38 | ≥40 | ≥26 | 0a | 2a |
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SAPH370 | ≥370 | ≥225 | ≥215 | ≥32 | ≥33 | ≥35 | ≥36 | ≥37 | ≥25 | 1a | ||
SAPH400 | ≥400 | ≥225 | ≥235 | ≥31 | ≥32 | ≥34 | ≥35 | ≥36 | ≥24 | 2a |
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SAPH440 | ≥440 | ≥305 | ≥295 | ≥275 | ≥29 | ≥30 | ≥32 | ≥34 | ≥34 | ≥22 | 3a | |
注:拉伸试验规定值适用于纵向试样,对拉伸试验取10= 50mm,b=-25mm的试样,即GB/T 228中P14试样:弯曲试验规定值适用于横向试样,弯曲试样宽度6≥20mm,仲裁试验时试样宽度为20mm:屈服现象不明显时,采用Rp 0.2。牌号SAPH 310的下屈服强度为参考值,不作为保证条件。 |
汽车零部件在路面载荷激励作用下可能会发生疲劳破坏,因此疲劳破坏是机械零件失效的主要原因之一,通常发生在零部件表面的应力集中部位,表面上或表面下已存在但难以被检测到的缺陷部位。通过CAE分析软件计算,车身侧铰链最大应力值为94.45MPa,而最大应力值出现在限位机构切槽处,与断裂位置一致,并且由表1中的材料性能可以看出,铰链使用材料SAPH400的届服强度不低于255MPa,远远大于应力值94.45MPa,因此可以初步判定,铰链材料的选用是正确的, 缺口处的应力集中是铰链断裂的主要原因。
安装点分布
在铰链设计初期,为了满足车身侧铰链在shut gug上的安装,铰链安装面与X轴的夹角φ=30。(如图2所示),考虑到螺栓安装工具的可操作性,铰链安装点前移,因此造成了车身侧铰链螺栓安装点与铰链轴销三点连接成的三角形为斜三角形。此类结构有以下缺陷:车身侧安装面过于倾斜,发动机罩安装后与翼子板之间的间隙段差调整困难;安装点形成的斜三角形尤其是后端的安装点2置于轴销安装点l之前,导致力的支撑不均衡,不利于力的传递,导致断裂风险增大。
轴销安装面宽度
铰链轴销安装面尺寸示意图如图3所示。
从图3中看出, 发动机罩侧和车身侧的两个铰链绕着铰链轴销产生相对旋转运 动,运动产生的摩擦力作用在铰链轴销安装面上,安装面的宽度和厚度不同,作用力产生的效果也不尽相同。因此,需对相似结构的安装面的宽度和轴销大小进行对比(如图4所示)。
从图4可以看到,产生断裂的车身侧铰链类似结构中轴销孔到安装面边缘最大尺寸为6mm,并且对比类似结构的铰链 和量产车型铰链未出现断裂情况,因此可以借鉴对比结构的尺 寸大小对断裂铰链进行优化。
限位结构
为了满足发动机罩开启功能,在撑起的过程中铰链都要设置限位功能,限位方式不同,铰链的设计结构也不同,断裂铰 链采用的限位机构是发动机罩侧铰链端头设置限位机构,相同位置下发动机罩开启角度越大,车身侧饺链被切除部分越多; 相同开启角度下,车身侧限位机构在X正向位置越靠后,车身侧铰链被切除部分越多,圆角与本体连接处强度越弱(如图5所示)。研究表明,在缺口和形状不连续处容易产生应力集中,引发疲劳断裂。通过分析发现,断裂铰链限位角度偏大, 车身侧铰链本体切除过多,急剧过渡,造成应力集中,导致铰链在路试坏路时引发断裂,因此在满足总布置人机工程的前提 下,降低铰链限位角度,圆滑过渡限位面与圆角相接处,优化应力分布。
针对上述原因分析,在满足碰撞法规要求的前提下,对铰 链车身安装面和安装点进行了优化(如图6所示),使安装点 连线组成正三角形,满足工装要求——铰链安装面与X轴的夹角控制在15°以内,合理分配螺栓安装点与轴销孔的分布, 使之形成正三角形,增加铰链刚度和强度。在此基础上对车身侧铰链结构进行了细节优化,同时借助CAE强度分析软件最 终确定解决方案。
具体方案如下:方案一,去掉中间加强筋;方案二,去掉 侧面翻边;方案三,圆角半径增加至6 mm,调整限位机构, 减少圆角过渡区对铰链本身的切除;方案四,在方案三的基础 上去掉侧面翻边。CAE分析计算结果见表2。
由表2分析结果可知,降低车身侧铰链安装面的倾斜度, 合理布置安装点位置,能够有效地优化力的传递、降低最大应力值,使最大应力值区域避开了缺口和结构过渡区域。方案三的应力值最小,为了更好地降低铰链开裂风险,对方案三和方案四的铰链进行路试验证,两种方案铰链均未开裂。考虑到发罩铰链的行人保护功能,需弱化铰链Z向刚度,因此方案四为最优饺链结构。
发动机罩铰链包括安装在发动机罩侧的铰链和车身侧的铰链。在铰链开发验证过程中,受布置限制发动机罩侧铰链需设 折弯结构,铰链臂的宽度和曲率大小直接影响着发动机罩侧铰链的功能和寿命,也是路试过程中开裂问题的易发区域,因此 引起设计者的重视和关注。通过对车身侧铰链断裂实际问题的分析、CAE强度计算、结构优化及路试验证,发现车身侧铰 链安装面与X向夹角和安装点的布置对铰链应力大小的影响极为明显,因此在前期铰链布置时,将结构优化的理念运用到 铰链的结构设计中意义重大。
在车身侧铰链前期布置时,典型截面T04D是铰链设计的关键截面,它反映了铰链的安装方式和结构设计思路(如图7所示)。考虑到发动机罩行人保护功能,其侧铰链安装在发动机罩铰链加强板上的焊接螺栓上。铰链臂的弯曲曲率越大,铰链受力情况越好,强度越好,其大小最终由满足铰链开启至最大角度时与翼子板的间隙要求所决定。
通过对以上问题的分析,提出如下几点设计建议:首先, 铰链安装面最佳方案是安装在水平上,例如“大众”途观、 “长城”H6,其车身侧铰链安装面都接近于水平面。此方案不但利于工具安装,还为后期间隙段差的调整提供了便利。如果结枸无法满足水平安装的要求,铰链安装面与水平面尽量控制在15°以内。其次,铰链两个安装点与轴销安装点尽量设计成等腰三角形,该结构力的传递路径最优化,铰链强度好。
发动机罩铰链作为发动机罩开关的关键零部件,其性能好坏直接影响客户使用过程中的满意度,因此合理优化设计铰链是每个汽车开发者的目的。通过对断裂铰链的分析,方案优化,发现安装面和限位机构缺口区域对铰链强度有着至关重要的影响,因此在后续设计过程中应做到外形合理化、力的传递最优化、降低安装面倾斜度、优化限位机构终止位置和正确布置加强筋,避免缺口形状急剧过渡,产生应力集中引发疲劳断裂。