某車型下翻尾門扭桿斷裂受力分析及優化

謝新生　陳志耀　麥暉

關鍵詞：尾門;扭桿;斷裂;受力分析;優化

中圖分類號：U463.8 文獻標識碼：A

0引言

隨著消費人群年齡及消費觀念的轉變，汽車作為單一的代步工具功能已不能滿足消費者的需求，對汽車使用性能的要求也日益提高。汽車除了外觀更加新穎、操控更加舒適便利以及更具智能化外，也在朝著好玩好用的方向發展。汽車尾門（即行李艙蓋，下文統稱為尾門）作為汽車尾部的一個重要部件，在其開啟后方便貨物取放。根據汽車尾門打開的方式不同，汽車尾門分為舉升式、側開式、對開式以及上部舉升下部下翻式等多種類型。

本司某款車型尾門定義為下翻式，且停車時尾門打開后可承受約100.0kg的載重，使尾門更好玩的同時更好用。在該車型的下翻尾門設計中，采用了扭桿和阻尼器結構，以解決下翻式尾門面臨的關鍵問題：開啟速度不受控且關閉力大（大于95N），從而提升下翻尾門的性能[1]。本文著重針對該車型下翻尾門的扭桿在耐久試驗中出現的斷裂失效問題，提出更換材料及若干結構優化方案。在結構優化過程中運用了CAE工具進行應力分析，提高了結構設計質量，且縮短了設計周期。

1問題描述

根據企業標準，尾門子系統耐久試驗需滿足3萬次帶環境試驗工況無開裂、異響和功能失效等問題。該車型尾門扭桿樣件安裝在白車身上進行尾門子系統耐久試驗，4900次時U形端（連接尾門鉸鏈車身側端）斷裂（圖1）。更換樣件繼續試驗，2萬次時L形端（連接尾門鉸鏈尾門側）斷裂。

2扭桿設計及CAE仿真分析

該車下翻尾門扭桿是基于三廂車行李艙蓋扭桿結構設計原理，扭桿尾門端設計為L形，通過螺栓固定在尾門鉸鏈尾門側端的U形固定塊內。因鉸鏈軸銷處空間較為緊湊，尾門側端扭桿與鉸鏈軸線同軸，以減小扭桿的運動包絡，使其只發生旋轉而無位移。車身端設計為U形，固定在尾門鉸鏈車身側的翻邊臺階上，在其運動包絡區域進行結構避讓（圖2）。

對比設計數據，扭桿長度與設計狀態相符。察看試驗動作，尾門開啟后受自身重力作用，繞鉸鏈向下旋轉，勢能不便轉化為動能，當開啟最大角度時，存在較大的震顫現象，對扭桿受力不利。

2.1扭桿直徑、角度設計及材料選擇

下翻尾門扭桿受力情況由圖3可知，根據力的平衡原理，尾門的關閉力與尾門自身重力存在如下關系：

式中F——尾門關閉力

F——尾門重心重力的切向分力

a——尾門重心到鉸鏈軸線的距離

b——尾門關閉位置到鉸鏈軸線的距離

α——尾門重心與鉸鏈軸線連線和水平線夾角

m——尾門質量

g——重力加速度

該車尾門中，a為270.9mm，b為508.4mm，α為11.8°，m為19.5kg，g取9.8m/s，由此可計算出尾門關閉力Fc為98.7N。

與某對標車型相比，本車的關閉力過大，分解到扭桿上的力造成扭桿過早地疲勞斷裂。針對對標車型分析，其下翻尾門關閉力為53.0N，單根扭桿只需提供約23.0N的關閉助力。

該故障車的尾門設計開啟角度為89.0°，為確保尾門關閉時的安全性，在尾門關閉至0.0°時，扭桿應還有適當的扭矩保證尾門繼續關閉的趨勢，確保尾門不會突然回落。結合扭桿制造誤差因素，扭桿的工作扭轉角應大于尾門的最小開啟角8.0°左右。

根據材料力學，扭矩與扭桿直徑間具有如下關系[2]：

式中T——扭桿扭矩

d——扭桿直徑

L——扭桿有效長度

G——材料剪切模量

θ——扭桿角度

根據下翻尾門單根扭桿的關閉助力，可計算扭桿扭矩：

T=2×23×508.4=23386.4≈23.4N·m

另外，L為510.5mm，G取80000MPa，扭桿角度為97.0°，由公式（3）可計算出扭桿的d為5.5mm。

扭桿材料選擇為TD級55SiCr彈簧鋼，直徑設計為5.5mm，與三廂車行李艙扭桿材料一致。

2.2扭桿結構CAE分析

運用Abaqus軟件對扭桿結構進行CAE應力分析，CAE分析模型見圖4。尾門扭桿1左側（L形）連接尾門左鉸鏈車身側，右側（U形）連接尾門右鉸鏈尾門側;同理，尾門扭桿2左側（U形）連接尾門左鉸鏈尾門側，右側（L形）連接尾門右鉸鏈車身側。模型邊界條件如下[3]。

約束：約束尾門左、右鉸鏈車身側固定支架6個自由度（DOF：1～6）。

加載：尾門最大開啟角度89.0°，使尾門扭桿1和扭桿2的L形端隨尾門左/右鉸鏈尾門側固定支架繞尾門左右鉸鏈軸線旋轉89°，即尾門扭桿1和扭桿2的L型端扭轉角度為89.0°。

通過CAE分析計算尾門扭桿1和扭桿2最大應力值，應力最大為扭桿與鉸鏈匹配的兩端（圖5）。根據GB/T1222-2016《彈簧鋼》中的力學性能，材料為55SiCr彈簧鋼的屈服強度為1300MPa[4]。而經CAE分析2根扭桿的最大應力約1128MPa，低于材料的屈服強度，滿足設計要求。

3扭桿斷裂問題分析

CAE分析結果是理論狀態的情況，沒有考慮到零件制造裝配尺寸精度、材料性能差異以及零件耐久次數導致的零件性能衰減問題等信息。對試驗車輛進行三坐標測量，發現與扭桿匹配的各安裝點及尾門重量實際結果都屬于設計公差范圍內，推測制造裝配精度不是主要影響因素。

經對故障件進行硬度測試及斷裂處斷口進行金相組織分析[2]，結果顯示扭桿裂紋源均起于表面，裂紋源處外表面有明顯的缺陷損傷。起始擴展區和快速擴展區的疲勞輝紋以及瞬斷區的韌窩表明，扭桿屬于正常的疲勞斷裂，硬度和金相組織正常[5]。

對于下翻尾門扭桿或者三廂車行李艙蓋扭桿的疲勞壽命，目前主要是通過橫向對比CAE結果與模擬實車驗證的結果差異來間接評價。首次試驗U形端最大應力為1128MPa，試驗到4000次時斷裂，L形端最大應力為880MPa，試驗到2萬次斷裂。

通過以上信息，確定問題優化方向一方面是減少CAE最大應力以及連接位置應力集中;另一方面是更改材料，選擇抗疲勞強度更好的材料方向進行試驗驗證。

4扭桿斷裂問題優化及驗證

4.1結構優化及CAE分析

通過查看扭桿斷裂的問題發現，斷裂位置屬于CAE分析應力最高位置區域。重新設計校核發現，原設計扭桿布置由于受車身空間限制，長度僅有510.5mm（傳統三廂轎車的行李艙扭桿長度一般大于900.0mm）。由于L形端受結構限制及應力相對較小，且斷裂時試驗次數較高，因此優先對U形端進行結構優化。原設計中，扭桿長度約510.5mm，U形端寬度為20.0mm，圓角半徑R為6.0mm。對扭桿長度、U形口寬度及U形轉角半徑進行優化，部分優化方案如下。

方案1：優化長度及加大圓角。優化后扭桿長度約535.5mm，U形端寬度為20.0mm，圓角半徑R為10.0mm（圖6）。

方案2：優化長度、U形端寬度及轉角半徑。優化后扭桿長度約535.5mm，U形端寬度為40.0mm，小圓角半徑R1為6.0mm，大圓角半徑R2為34.0mm（圖7）。

方案3：優化長度、U形端寬度及轉角半徑。優化后扭桿長度約535.5mm，水平段U形端寬度為24.0mm，豎直段U形端寬度為20.0mm，小圓角半徑R1為6.0mm，大圓角半徑R2為24.0mm（圖8）。

從以上優化方案得出，加長扭桿長度、優化結構及圓角對U形端應力均有改善。綜合成本、質量及風險因素，方案3為最優。數據優化后，方案3豎直段U形端Z向上部已與后蒙皮干涉。在方案3基礎上，降低Z向U形端高度，保證其與后蒙皮所需的運動間隙，即提出方案4（圖9）。

方案4中，優化后的扭桿長度約540.0mm，水平段U形端寬度為24.0mm，豎直段U形端寬度為24.0mm，小圓角半徑R1為6.0mm，大圓角半徑R2為30.0mm。經過CAE分析，扭桿1的U形端應力較優化前降低17.9%，扭桿2的最大應力較優化前降低18.4%，較方案3應力變化不大，結構優化最終選定方案4。

4.2材料優化

在方案4的基礎上，對扭桿材料進行了試驗對比，分別選取原設計材料、浦項材料及某進口材料，制造2套樣件進行子系統耐久驗證。經過驗證，發現進口材料對耐久提升最高，其次是浦項材料，原設計選用材料最差（圖10）。綜合性能以及成本評估，最終選擇浦項材料作為零件設計材料，零件性能優于企業標準20%的情況下，成本最優，保證足夠的設計可靠性。

4.3優化后的扭桿試驗及驗證

采用優化方案4的結構及浦項材料進行小批量試裝，裝車表現為：尾門關閉力平均由優化前的99.0N降低至46.0N，優于對標車。但是，尾門開啟速度較快，而且開啟到末端時震顫現象依然存在。通過聯合供應商資源及鉸鏈區域空間確認，決定引入阻尼器零件，裝配測試后，尾門開啟速度平穩且開啟到末端時無震顫現象（圖11）。優化后的扭桿及阻尼器組合經過了3輪完整的尾門子系統臺架試驗驗證，扭桿無斷裂故障和功能失效，改進效果良好。

5結束語

本文闡述了下翻式尾門系統開發遇到的扭桿斷裂等問題。通過對扭桿的結構、材料等調整，成功解決了下翻式尾門扭桿斷裂問題，同時改善了下翻式尾門關閉力大、開啟速度快且開啟到末端時存在震顫現象等不良感知問題，大幅提升用戶使用體驗度。作為產品工程師，不但要熟知所負責產品的經典結構及其與周邊系統的匹配關系，還要了解產品的制造工藝及關鍵控制環節。