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一种特殊的麦弗逊悬架失效分析
D. Colombo, M. Gobbi, G. Mastinu, M. Pennati
摘要：本文就麦弗逊式悬架的上部支柱过早失效的原因进行了研究。开展这项研究是由该故障组件已经用于一个汽车制造商至少四十年，没有报告任何过早失效，因此需要对该部件的结构性能的深入研究。笔者用两个试验测试和数值分析去估计部件的使用寿命。该部件的疲劳寿命由缺陷宽容极限分析来评估。研究的结果显示，上支撑杆失效原因是车辆在正常工况下受到由路面不平度跟驾驶员操纵产生的一个不能被证明是静态或动态的浮动冲击载荷所致。
关键词：麦弗逊悬架，缺陷包容度，缺陷，短裂纹
- 介绍
这项工作旨在研究一个麦弗逊式悬挂的上支撑杆底座的特殊失效。当今上市的汽车中，几乎所有前轮驱动的汽车的前悬架都是麦弗逊式结构。麦弗逊式的最主要优点是：所有的悬架和车轮控制所需的部件都装配在了一个部位上。上支撑杆底座是发动机舱隔绝路面噪声的关键组成部分，但是在一般情况下，它不是影响车辆可靠性的关键部位。
尽管有这些证据，笔者仍然要面对一个失效的上支撑杆支座。汽车制造商为了评定它的强度，促使了该研究的深入。应当强调的是，该部件已被生产和使用了多年，而没有过任何过早失效的反馈报告。
为了研究失效的原因，我们进行了实验和数值分析。首先，在观察断裂面的时候我们发现了一个显露出来的脆性破坏。没有裂纹的扩展被检测到。我们考虑构成悬架的上部支柱底座的材料的是铝合金（A357），通过化学分析证实，该失效只能由受到冲击载荷的作用进行解释。然而，我们也观察到了非常大的孔隙。即使他们是在铝铸件常见的，它们代表了材料的显微结构从疲劳裂纹能形核和扩展的缺陷。从这些证据来看，组件的简单的分析已经进行了。为了检查上部支柱的电阻安装到冲击载荷，在车辆上安装相同的悬浮液成分的测试已经通过使用严重的障碍进行。与此同时孔隙对部件的疲劳特性的影响，已通过数值模拟和缺陷容忍的评估方法来研究。
应当强调的是，在本文中所分析的案例，代表了一个有趣的例子，其运用缺陷极限作为一个用来评估结构部件的疲劳寿命的重要设计工具，可以避免灾难性的事故发生。此外，对于上支柱的数值模拟所采用的工程简化支座表示简化这类组分的建模一个有趣的解决方案。在以下段落中对部件进行的实验和数值分析分别进行了描述。
- 上支柱底座对复杂冲击载荷的抵抗力
为了校验上支柱底座对复杂冲击载荷的抵抗力，我们进行了一个试验：将车辆装上相同的部件，并让它压过一个尺寸为70*180mm（如图1）的障碍物，用来模拟人行横道。这不是一个普通工况，应该代表的是一个特殊的工况。
实验时车辆行驶速度设置在33plusmn;2km/h。上支柱底座的应变量用一个铝合金制的蝴蝶应变计来测量(型号HBM 1-RY13-6/120）。莲座的定位是图2.应变计花环的三个模拟信号已经被蝴蝶应变计8 HBM方式取得，系统精度等级为0.1。此次获得的频率为200Hz。信号已通过设置为80赫兹截止频率的低通巴特沃斯滤波器过滤。通过该障碍期间的应变记录如图3所示。
尽管我们模拟了一个严酷工况，但仍然没有检测到上支柱底座上有失效发生。
- 上支柱底座的疲劳强度评价
为了当经受在正常工作条件作用的载荷，以评估部件的疲劳寿命，缺陷容忍评估已经进行。如果疲劳载荷，应力的组分和缺陷的大小的反应是已知的，这种分析可以成功地完成。
3.1上支柱底座的载荷图谱
作用在上支杆上的力支座可以通过分析悬挂系统的模态行为进行评价。一个简单的四分之一汽车车型（图4），可考虑的负载条件下的粗略估计。作用在上支杆上的力支座都与轮（12赫兹）的固有振动模式（图5）和底盘（1赫兹）。的固有振动模式由道路不均（中）激发。较低频率模式（1赫兹）和上限频率模式（12赫兹）的振幅的粗略估计可通过四分之一汽车模型的装置来执行。
所得的幅度是在1Hz时0.035米，在12赫兹时是0.007 m，其对应于阻尼器速度大约在10赫兹0.22米/ s的在1Hz和0.52米/秒。车辆减振器特性（阻尼系数）如下：压缩1500 N s个/米中以10赫兹和在10赫兹1100 N s个/米;延伸3100在1 Hz和10 Hz的3700 N s个/ M N S / M中。作用在悬挂支柱的力量有以下几种：在压缩过程中，330N在1 Hz和10 Hz时是580 N;扩展期间，813北，1 Hz和10 Hz的1635N。
在最坏的情况下，被简单地以1赫兹和10赫兹的单个力相加，以获得保守的结果，作用在悬挂支柱的总力是在延伸期间的910N压缩期间和2449N。
3.2部件的缺陷容忍度评价
如众所周知一个结构部件的疲劳损伤由裂纹扩展引起的。中高应力集中的区域，这些疲劳裂纹成核，象洞和缺口，以及附近的小缺陷，如材料的微观结构缺陷，非金属夹杂物和结构表面的划痕。临近疲劳极限，可以观察到，短裂纹从存在于材料中的小缺陷核，传播很短的距离，然后停止。因此这些所谓的非传播裂纹，并不代表该结构的完整性和危险小的存在，因此缺陷是由结构的耐受性导致。
这是缺陷宽容评估的基本思想。成分的微结构的观察表明，寄生物都存在。这是铸造产品常见。疲劳短裂纹可能从由于这一事实，这些缺陷核的分量进行循环载荷[1-6]。通过使用断裂力学的概念，也可以说，这些是非传播裂纹，如果应力强度因子范围DK，造成施加到该组件的外部负载，小于阈值更低。安全系数可以因此评价如下。
如果安全系数大于一个单位，该部件是在安全的条件下：裂缝就会从缺损核，将为短距离传播，然后将停止传播。
3.2.1的评测
考虑从一个小缺陷的短裂纹扩展并进行模式I装载由于远程应力R，它可以证明[7-8]沿其前部的应力强度因子范围的最大值可以如下评价：
其中b等于0.5为表面缺陷的内部缺陷和0.65，参数计算为缺陷投影的面积的一个平面上的平方根垂直于远程应力r方向。这些方程是非常有用，该缺陷的几何形状和形状及其裂纹由参数总结。通过分析方程（2），很显然，在参数介绍了小缺陷和短裂纹[8-10]之间的等价。这等价将用于的评估。
上述方程对于经过单轴应力的方向的载荷循环期间不改变的缺陷是有效的。由于这样的事实，一个组分的压力最大的区域通常位于自由表面上，该缺陷可以被也受到应力的双轴状态。在这种情况下为了申请上述等式[11]，校正应该被采用。但是，考虑用于本文所研究的元件缺陷经受应力的单轴状态，如后所述，因此没有更正已应用。
3.2.2的评测
来自小缺陷所产生的非传播裂纹由于其的长度较短，必须被视为短裂纹。因此，它们的阈值应力强度因子范围，不是如长的裂缝一样是恒定的的，对于其中取决于仅在负载比R和材料。如由北川-高桥图[12-13]，也裂纹长度影响阈应力范围的值在短期裂纹制度，裂纹长度通常高达约1000[14]。由于上面所示小缺陷和短裂纹之间的等价，所述NASGRO方程中所采用的阈值模型已在目前工作中被使用，[15]由于其考虑到两塑性诱发裂纹闭合和负载的事实，应力强度因子比率的范围：
参数a是一个平面应力（= 1）或平面应变（A =3）约束因子。参数S最大/ R0是最大施加应力和流动应力之间的比。尽管它们的意义，这些参数常仅仅用来作为数据拟合参数。用于上部支柱底座的材料所采用的参数的值（A357合金）在表1中报告。
3.3上支撑杆衬套的应力响应评价
为了应用上述所示的等式，上支撑衬套受到外力的应力响应必须被预测。由于该组件的复杂性，一个有限元模型已经成功建立。
3.3.1.上支撑杆衬套的有限元模型
该悬架的上部结构如图6所示。中心部分1被连接到阻尼器支撑杆时的悬架是满载的载荷其发送到第1部分。橡胶部分3的中心部分1连接到通过三个螺栓固定到车辆底盘的外部支承环2。由阻尼支撑杆传递的垂直负载导致中心部分1向上移动。其结果是，橡胶部分3变形。这个运动停止时，第1部分的基础两翼成与两个橡胶元件4.此时的负荷不会传递到由阻尼支撑杆的中心部分1相接触，但它是由位于支柱的端部的橡胶衬套发送和由所述阻尼器中心孔内部被压缩。
有限元模型如图7。共199.396二次四面体单元已被使用。节点的总数为327.452。网格已通过使用预处理器MSC的Patran2005在网格，元件边缘的平均长度为3mm的自动啮合能力创建的。采用更精细的网格，接近几何间断像圆角和孔。在ABAQUS/标准商用有限元软件中求解。不同部分（1-3，3-2，4-2和5-2）已通过使用作用在属于两个不同的部分重合的几何表面节点上的TIE运动约束来约束彼此。这个约束只考虑一个表面上的节点和在所述节点的相同位置，施加到每一个点的位移的另一表面上，仿佛该节点是属于另一表面上的点。以这样的方式，共同的表面表现得好像它们粘在一起。
很显然，当存在有橡胶衬套受到阻尼施加的载荷下产生变形，且橡胶衬套和部件1的内表面之间存在机械接触，有限元模型的建立是很困难的。此外，橡胶衬套经受了大的变形。因此详细的模型会导致非线性有限元模型和收敛和网格畸变的问题的发生，以该橡胶元件会受到大的变形的结果。这种情况是由以下事实变得复杂，没有数据可用于橡胶的特性，这是不能够进行这样的目的的实验测试。首先，在橡胶衬套未被建模和其效果已通过作用在中央部分1实际上与所施加的力的最低值的异常的内表面上的均匀压力进行模拟，压缩导致组件的外腔（图8）接触到。以这样的方式中的橡胶衬套的形状改变，它可以吸收到圆柱体。如果它被认为是此元件由橡胶制成的，它是一个安静的不可压缩的材料制成的，可以得出结论，对中央部分1的内表面该气缸的压缩的效果相当于一个统一的效果作用在同一表面上的压力，就像是不可压缩的流体被填充在了中心部分1。由于现有的对称性，由该压力产生的合力在由阻尼传输到中央部1的力的方向相同，并指向被施加和不产生虚幻横向力。这些事实证明了使用压力的建模，影响了橡胶衬套上的中心部分1。当由阻尼引入的力在相反的方向，即向下，橡胶衬套不再被加载并且只由阻尼支撑杆传递。在这种情况下，压力从有限元模型除去力被直接施加到阻尼器支撑杆被连接的中央部分1的节点(如图9)。
第二工程简化是橡胶元件3通过使用各向同性线性弹性材料的建模。这个假设表明了，由于该元件主要经受剪切作用，无论是在向上的力的情况下和在向下力从阻尼器的情况下。即使这可能使得它的真实结构的过于简化，有限元模型的实验验证表明，它是可以接受的。只有弹性模量必须要作出估计，以完全表征这种材料。如后面所解释的，已经从用于有限元模型的验证实验数据获得的该值。泊松这种材料的比例已经假定等于0.49。这关联到不可压缩的价值0.5未获通过，以避免数值收敛问题。
3.3.2有限元模型的验证
为了表明，在有限元模型引入时简化是可以接受的，所述由模型预测的应力和应变是可靠的，由应变仪所记录的实验应变和一个通过模型预测之间的比较已经完成。此外，组件的测试期间的位移，已被用来评估用于橡胶组分建模等效各向同性线性弹性材料的弹性模量。
实验测试已经通过使用普通的电气 - 机械试验机施加力于中心部分1，模拟由阻尼传输的负荷，而在外部支撑环2被固定到机器上。中央部分2的位移被一个LVDT（线性可变差动变压器）进行测量。应变计也有界的部分，如示于图2，应变测试为所施加的力的不同的值时的记录。所记录的位移和应变记录在图10和11。
从图10的曲线中显而易见的是，中心部分1的位移大约是4.5mm，此时提供的外力大约是2000 N。此特性产生的原因是，在这样的负载水平的引起在中央部1的基础翼进入与橡胶部分4接触。这方面的证据已被用来估计各向同性线性弹性材料中的有限元模型建模橡胶部分3的弹性模量。这个值已通过查明弹性模量被确定，将导致有限元模型的翼部与橡胶部分4在开始产生接触时，会产生一个向上的为2000N的载荷。这个值被确定约等于4.9兆帕。
此外，可以观察到相同的曲线（图10）为1.5毫米到4.5毫米的范围内的位移变化是相当线性的。这是因为橡胶衬套的外部空腔相接触和橡胶的形状引起的衬套类似于一个圆筒，如先前所述。因此，在该位移范围内有限元模型的基础假设是有效的。可以在图11中的应变曲线中也检测到相同的特征。
最大外力(2000N)下，实验应变和通过有限元模型模拟的比较写在表2中，这只是翼之间的第1部分的基础和橡胶部分4接触。可以注意到该错误是相当低的，并由有限元模型预测值比实验值较高，具有网格B的例外所重合。这意味着，应力和应变的由有限元模型预测的值是保守的，并且它们可用于该组件的缺陷宽容评估。
3.4缺陷宽容的评估结果
对于缺陷宽容评估，断裂表面上显示最大孔隙已被使用。由于其复杂的形状，其面积的评价并不简单。因此，保守估计已通过计算，其包括完全在孔隙的最小矩形面积。当前矩形的参数是等于2250微米。这是一个非常大的缺陷，并可以预期对于短裂缝的临界应力强度因子范围是接近一个长裂缝。这种情况下，如果参数比1000[8,12,14]更高，那么下述公式成立：
除了对该断裂部件进行缺陷宽容评估，公式（9）也证明,使用检测断裂面上的最大孔隙，而不是最大的那个，可以预测在整个组件的统计依据[9,17]。
评估的时候最坏的情况已经被考虑，即该缺陷是应该位于该部件的最敏感的区域。为了识别这种区，采用减震器传递的力的最大值和最小值的两个有限元分析已经进行了。如先前写到的，在一个非常高应力下的异常工作状态，由阻尼传输的最大向上的力是960 N，而最大的向下的力等
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