基于試驗對標法的轎車行李箱扭桿耐久性研究

程雪利，陸志成，安林超

（1.河南工學院 機械工程系，河南 新鄉 453000；2.神龍汽車有限公司 技術中心，湖北 武漢 430056）

0 序 言

扭桿鉸鏈組件是轎車行李箱蓋的關鍵部件之一，利用扭桿變形產生扭矩實現行李箱蓋的啟閉。扭桿結構簡單，成本低，目前大多數家用轎車采用彎管式鉸鏈配扭桿啟閉行李箱。在轎車行李箱耐久性試驗中，會出現扭桿斷裂失效，影響行李箱耐久目標性能和人機操作性能。國內外學者圍繞轎車行李箱扭桿開展了各種研究：李世澤等［1］建立扭桿行李箱系統動力學分析模型，對四連桿尺寸及扭桿參數進行DOE優化，提高了扭桿疲勞耐久性能；張智千［2］應用力學原理和數學方法對扭桿彈簧受力原理進行分析，建立了用戶手部作用力與行李箱蓋開啟角度之間的數學關系；張曉東等［3］將某款SUV車型直線扭桿結構優化為彎曲扭桿結構，并利用仿真分析軟件證明了優化結構的合理性；董炳健等［4］提出了自由桿式扭桿彈簧平衡機構的設計校核方法，給出一種改良行李箱蓋平衡區域的方法；邢藝文等［5］提出了一種空心桿結構形式扭桿；張克儉［6］提出了一種提高大直徑扭桿彈簧淬火態硬度的新方法，采用該方法可以大大提高扭桿的疲勞壽命；徐璐［7］重點對扭桿彈簧典型結構、制造工藝及材料、裝配工藝及設計應用進行了論述；李超帥等［8］采用Excel對行李箱全開閉角度的開閉力進行了計算，提出行李箱蓋開閉力與平衡角度的一種設計優化方法；胡宏等［9］采用VB對行李箱蓋扭桿四連桿鉸鏈布置的計算方法程序化，尋找出最優的連桿鉸鏈布置方案；曾毅［10］分析了轎車的行李箱蓋平衡鉸鏈的力學原理并給出扭桿設計過程；劉福強等［11］通過調整扭桿的角度對整個行李箱蓋開閉狀態進行了優化；楊瀠奎等［12］提出了一種對汽車開閉件進行關閉沖擊仿真的建模方法，基于該模型對汽車行李箱蓋的耐久性進行了仿真分析和試驗驗證。以上研究為提高行李箱扭桿性能做出了貢獻，但大多是對扭桿進行結構優化、參數設計以及進行靜力學和動力學仿真分析，直接針對扭桿采用試驗對標法開展耐久性試驗的研究比較少。

本文針對扭桿在耐久試驗中出現的斷裂失效問題，首先確定對標參數，然后對影響扭桿的外載荷、CAE仿真結果的網格類型、網格尺寸大小、扭桿驅動方式及連接方式等參數進行試驗對標；基于對標參數結果對扭桿結構進行優化，通過優化迭代分析找到扭桿的最優結構方案，最后通過仿真結果和試驗結果對標驗證優化結構的合理性。

1 扭桿試驗對標參數確定

間接式行李箱扭桿結構如圖1所示，主要由扭桿、鵝頸管、扭桿支架和固定支架組成。扭桿一端固結在固定支架上，另一端與扭桿支架連接，扭桿支架和鵝頸管鉸接在一起。通過對扭桿彈簧的參數優化及合理布置，可以提高行李箱蓋的開閉性能［13］。在行李箱扭桿耐久性研究過程中，扭桿承受的外扭矩、扭桿網格單元類型和尺寸大小、扭桿驅動方式和扭桿連接方式對耐久性結果影響較大，因此選取這些參數作為對標參數，將其CAE數據與試驗結果對標［14］。

圖1 間接式行李箱扭桿結構Fig.1 Structure of indirect trunk torsion bar

2 扭桿仿真模型建立與對標試驗

2.1 扭桿外載荷試驗標定

圖（1）中，扭桿、鵝頸管、扭桿支架和固定支架構成四連桿機構OHMN，如圖2所示。其中，固定支架OH為機架，扭桿ON和鵝頸管HM構成連架桿，扭桿支架MN為連桿，扭桿ON轉角變形提供動力。

圖2 間接式行李箱扭桿的四連桿機構Fig.2 Four connecting rod mechanism of indirect trunk torsion bar

2.1.1 扭桿作用力計算

扭桿扭矩由其變形角產生，單根扭桿重力矩

式中：G為冷軋LAC340Y410T鋼材料的剪切彈性模量，8.2×104MPa；Jρ為截面的抗慣性扭矩，Jρ＝πd4／32，d為扭桿直徑，6.5 mm；L為扭桿的有效長度，1 030 mm；φ為扭桿變形角。

式（1）中，材料的剪切彈性模量G、截面的抗慣性扭矩Jρ以及扭桿的有效長度L為恒定值，扭桿變形角φ隨著行李箱蓋的啟閉發生變化。通過試驗標定可知四連桿的初始角φ為140.85°，隨著行李箱開啟，φ逐漸減小，修正后，

考慮到扭桿的初變形和整車在涂裝車間的烘烤，扭桿有5%的失效率，繼續對扭桿變形角修正，修正后為

將式（3）代入式（1）中，得到單根彈簧扭矩的標定計算公式為

2.1.2 扭桿摩擦力矩計算

扭桿在工作過程中，除了承受扭矩M之外，和扭桿支架之間還存在摩擦力矩，為精確計算扭桿平衡力矩，需考慮摩擦力偶距的作用。扭桿產生的力矩M由平衡力矩M′HM和扭桿支架的摩擦力矩Mf平衡，力矩平衡方程為

扭桿ON的力矩平衡方程為

連架桿HM所受的力矩平衡方程為

根據式（5）～（7）推導摩擦力偶矩計算式

式中單點摩擦力矩根據試驗標定為

2.2 網格單元類型和尺寸大小試驗標定

扭桿CAE模型采用實體四面體或六面體單元。建立扭桿CAE模型，并比較四面體和六面體單元在位移、應力和計算時間上的差異，如表1所示。由表1可知，一階線性單元在計算時出現剪切自鎖，造成單元剛度大，計算精度低；二階縮減積分單元計算時無剪切自鎖，應力計算結果精確，計算時間比完全積分時間短，適于模擬應力集中，故選用C3D20R二階縮減積分單元［15］。

表1 網格單元類型的比較Tab.1 Comparisons of grid cell types

扭桿截面為圓形，在圓周方向單元尺寸越小、單元數目越多，與實際幾何模型貼合性越好，但單元尺寸過小，會使計算時間過長。因此，在保證計算精度的前提下，確定單元尺寸為1.5 mm。

參照扭桿試驗的邊界條件，選擇C3D20R網格單元，對扭桿安裝到行李箱蓋上轉過的角度和行李箱從開啟到關閉狀態轉過的角度進行CAE仿真計算和試驗標定（圖3），對標結果如表2所示。從表2可以看出，扭桿扭矩的仿真值和試驗值在兩個位置的誤差均小于1%，吻合度較好。

圖3 扭桿網格對標試驗Fig.3 Benchmarking test of torsion bar grid

表2 扭桿網格對標數據Tab.2 Benchmarking data of torsion bar grid

2.3 扭桿驅動方式標定

CAE分析過程中，扭桿的驅動方式有角度驅動和位移驅動。將建立的扭桿模型導入ADAMS軟件中，并施加約束進行運動學仿真分析，得到扭桿中心線在X／Z方向上位移與角度之間的函數關系，將其轉化為位移與時間的關系曲線，如圖4所示。運用ABAQUS進行求解分析，發現轉角驅動不能使扭桿達到啟閉的極限位置，而雙位移驅動可近似達到，比轉角驅動的結果更接近扭桿實際工況，如圖5所示，CAE分析時為扭桿添加雙位移驅動［15］。

圖4 X／2方向位移與角度關系Fig.4 Relationship between the direction displacement and the angle of X／Z

圖5 扭桿驅動方式比較Fig.5 Comparisons of torsion bar driving modes

2.4 扭桿連接方式確定

在行李箱開閉過程中，扭桿與扭桿支架之間實際存在相對轉動，如圖6（a）所示。通過仿真結果比較發現，考慮扭桿與扭桿支架之間的相對轉動，危險區域最大應力為1 509.1 MPa，如圖6（b）所示；不考慮扭桿與支架之間的相對轉動，危險區域最大應力為1 509 MPa，如圖6（c）所示，所以該因素對分析結果幾乎無影響。但如果考慮相對轉動關系，系統需增加一個轉動自由度，計算時間增加4倍，且易導致計算過程不穩定。因此，最終的仿真模型不再考慮扭桿與扭桿支架的相對轉動。

圖6 扭桿的應力分析Fig.6 Stress analysis of torsion bar

根據行李箱蓋開閉耐久試驗的要求及上述影響因素的分析，采用縮減二次積分單元，單元大小為1.5 mm，運用雙位移驅動方式對扭桿進行分析計算，得到扭桿應力結果，如圖7所示。

圖7 扭桿應力結果Fig.7 Stress result of torsion bar

從圖7可以看出，應力最大區域出現在折邊過渡區，與耐久性試驗斷裂區域吻合。行李箱開啟狀態扭桿應力值為649 MPa，行李箱關閉狀態扭桿應力值為1 603 MPa，開啟到關閉過程中扭桿應力的變化為954 MPa。

耐久損傷壽命N的Basquin公式為

式中：N0為參考壽命50 000次；S為計算的應力值；S0為應力標準886 MPa；b為Basquin斜率。

根據式（9），計算出扭桿的壽命為27 672次，試驗值為27 950次，仿真值與試驗值對標較好，驗證了所建模型的有效性。

3 扭桿結構優化設計及試驗驗證

3.1 結構優化方案

通過對扭桿CAE分析可知，扭桿工作時應力最大區域出現在折邊過渡區，降低折邊過渡區應力是提高扭桿耐久性能的關鍵。對扭桿可從以下方面進行優化：（1）改變扭桿矩形區域和桿長（方案1和方案2）；（2）優化破壞區域折彎半徑，使過渡平滑（方案3）；（3）增加扭桿自由狀態下的扭轉角（方案4）。具體優化結構如圖8所示。

圖8 扭桿結構優化方案Fig.8 Structure optimization schemes of torsion bar

以文中試驗標定的參數為依據，進行不同方案的CAE計算和優化迭代分析，結果見表3。

從表3可以看出，扭桿矩形區域的尺寸變化對應力值影響不大；將斷裂區域的圓角平順后，最大應力降低33 MPa；增加扭桿的自由扭轉角，使扭桿裝配到整車上的預備力矩增大，最大應力降低56 MPa；結合方案3和方案4，優化圓角過渡區域的同時增加扭桿自由扭轉角，使扭桿應力傳遞平穩，結構強化，最大應力和計算壽命滿足5萬次的耐久性能要求。

表3 扭桿結構優化結果Tab.3 Optimization results of torsion bar structure

3.2 優化方案試驗驗證

以上述試驗標定的參數和優化結果建立仿真模型，在ADAMS軟件中對扭桿啟閉進行運動學仿真分析，結果如圖9所示。根據優化方案制作試驗樣件，在行李箱蓋耐久試驗臺架上對改進后的扭桿進行啟閉耐久試驗，如圖10所示。

圖9 開啟／關閉力隨行李箱蓋開啟角度的變化曲線Fig.9 Change curves of opening and closing force with opening angle of trunk lid

圖10 優化后扭桿開閉耐久試驗Fig.10 Endurance test of torsion bar opening and closing after optimization

由圖9分析可知，最大開啟操作力和最大關閉操作力分別為32.3 N和27.1 N，啟閉第一平衡角為12.9°，第二平衡角為75°，啟閉力和啟閉平衡角均滿足人機操作性能要求。試驗結果顯示，優化后行李箱蓋的耐久性能大幅提高，在性能要求的50 000次范圍內，扭桿無斷裂，功能完好，滿足行李箱蓋啟閉耐久性能要求。

將CAE仿真分析結果和試驗結果對比標定，結果如表4所示。從表4可以看出，CAE分析結果與試驗結果一致性較高，證明了該對標分析在扭桿優化過程中的有效性。

表4 行李箱開閉仿真與試驗結果對標Tab.4 Simulation and test results benchmarking with the trunk opening and closing

4 結 論

（1）針對轎車行李箱扭桿斷裂問題，分析識別出影響扭桿CAE仿真的網格類型、網格尺寸大小、扭桿驅動方式和連接方式等參數，通過試驗標定，確立四連桿機構的外載荷，建立有效的有限元分析模型，為扭桿優化研究提供了理論基礎。

（2）提出改變扭桿矩形區域長度、圓角過渡區域平順性以及自由狀態下扭轉角等結構優化方案，在標定參數結果的基礎上，對不同優化方案進行了CAE計算及優化迭代分析，得出優化圓角過渡區域+增加扭桿自由扭轉角能滿足最大應力和計算壽命要求，是最優方案。

（3）對優化方案進行CAE分析結果和試驗結果對標，可得：最大開啟操作力、最大關閉操作力、啟閉第一平衡角和第二平衡角均滿足人機操作性能的要求；在性能要求的50 000次范圍內，扭桿無斷裂，功能完好，滿足行李箱蓋開閉耐久性能要求。對標結果的一致性，證明了該對標分析在扭桿優化過程中的有效性，可為類似結構設計及優化提供參考。