摘要：针对某商用车后桥弹簧制动缸支架在可靠性试验中发生断裂问题，综合运用失效零件形貌分析、材料性能检验、有限元仿真分析等方法展开研究，根据有限元强度与刚度仿真分析结果确定了失效原因，并进行了结构优化。优化结构经仿真验证，强度与刚度均能满足使用要求，并通过可靠性试验验证。通过有限元仿真分析的方法解决了弹簧制动缸支架断裂失效的问题并且起到了轻量化的效果，验证了有限元仿真分析的准确性，并为解决类似结构的失效问题提供了可靠的仿真依据。

关键词：失效分析 有限元仿真分析 模态分析 结构优化

1前言

汽车制动系统作为汽车非常重要的系统之一，与汽车的安全性能息息相关，其主要作用是使行驶中的汽车减速甚至停车、使下坡行驶的汽车速度保持稳定以及使已停驶的汽车保持不动[1]。弹簧制动缸的作用是将压缩空气的压力势能转变为机械能，以推动调整臂使制动器进入工作状态，达到制动的效果。凸轮轴鼓式制动器中弹簧制动缸支架的作用则是固定弹簧制动缸，且对凸轮轴有支撑作用，因此解决弹簧制动缸支架断裂失效问题是不容忽视且对汽车的制动性能和安全性能具有重要意义的。

2问题描述

某商用车试验样车在试车场进行整车可靠性试验过程中，后桥凸轮轴鼓式制动器弹簧制动缸前壳与支架发生断裂失效，二者装配关系如图1所示。在整车行驶过程中，弹簧制动缸支架主要承受制动缸重力及制动反力的作用，以及来自路面激励引起的振动加速度。

图1 装配关系

3失效分析

弹簧制动缸前壳与支架的失效原因首先应考虑前壳与支架是否存在材料理化性能不合格的情况，然后再考虑前壳与支架是否存在强度不足或刚度不足的情况。

3.1 材料理化性能检验

弹簧制动缸前壳采用的是SPHC钢板材料，弹簧制动缸支架采用的是20#钢材料，根据相关国家标准GB/T 14203—1993《钢铁及合金光电发射光谱分析法通则》、GB/T 4340.1—2009《金属材料 维氏硬度试验第1部分：试验方法》、GB/T 13298—1991《金属显微组织检验方法》要求的检验方法，分别对2种材料理化性能进行检验。弹簧制动缸前壳材料金相组织检验结果为铁素体+三次渗碳体，如图2所示；弹簧制动缸支架材料金相组织检验结果为铁素体+珠光体，如图3所示。

图2 弹簧制动缸前壳材料金相组织

图3 弹簧制动缸支驾材料金相组织

根据2种材料所检的元素含量、硬度、换算抗拉强度、金相组织的综合分析，所用材料符合图纸及相关标准的要求，证明弹簧制动缸前壳与支架的断裂失效不是因材料理化性能不合格引起的。

3.2 开裂形貌分析

排除了材料理化性能不合格的因素，则考虑弹簧制动缸前壳和支架的断裂失效是由于强度或刚度不足导致的，为了分析失效原因，首先对失效零件开裂形貌进行分析。

弹簧制动缸前壳在与支架连接螺栓周围发生开裂，且由主裂纹扩展出多条次生裂纹，螺栓与前壳内表面连接焊缝完全开裂，螺栓头部与前壳接触位置有明显压痕，开裂形貌如图4所示。

图4 弹簧制动缸前壳开裂形貌

弹簧制动缸支架在与前壳连接螺栓孔位置发生开裂，螺母与支架接触位置也存在压痕且有明显的压下量，同时在加强筋焊缝端部出现裂纹，并表现出对焊缝端部的敏感性，且由主裂纹扩展出多条次生裂纹，开裂形貌如图5所示。

图5 弹簧制动缸支架开裂形貌

由于疲劳断裂是指在局部应力集中或强度较低部位首先产生裂纹，裂纹随后扩展导致的断裂[2]，根据弹簧制动缸前壳与支架的开裂形貌，失效原因倾向于2个零件发生疲劳开裂。

3.3 有限元仿真分析

为了进一步寻找弹簧制动缸支架疲劳开裂的原因，采用有限元仿真分析的方法对其进行计算分析。

3.3.1 仿真分析流程确定

进行有限元仿真分析首先应明确分析思路，确定分析流程。根据弹簧制动缸前壳和支架在整车上的实际受力状态，确定仿真分析模型与仿真分析工况。强度仿真分析工况主要考虑制动力和路面激励的影响，进行制动缸制动力作用和轴头加速度载荷作用下的强度校核计算；刚度仿真分析工况主要考虑路面激励引起系统振动的影响，进行局部约束模态和扫频计算。具体仿真分析流程如图6所示。

图6 弹簧制动缸前壳和支架仿真分析流程

3.3.2 有限元模型建立

a.几何模型装配

根据仿真分析需求，几何模型需包括图7所示零部件。为了在不影响计算精度的情况下，提高计算效率，对弹簧制动缸结构进行了简化，需要注意保证简化结构刚度与原结构相差不能过大。

图7 装配几何模型示意

b.网格划分与控制

根据仿真分析需求，为同时兼顾网格的质量与数量，即同时兼顾计算精度与计算效率，对弹簧制动缸前壳与支架使用ABAQUS/Standard模块中提供的C3D8I六面体单元[3-5]进行划分，提高计算精度的同时，又能减少网格数量，弹簧制动缸前壳与支架网格划分如图8所示，网格尺寸取2 mm。

图8 弹簧制动缸前壳与支架网格划分

c.材料与连接属性建立

根据实际材料牌号及相关标准，为各结构件建立材料属性，弹簧制动缸前壳与支架材料属性如表1所示。需要注意保证简化弹簧制动缸的质心坐标与实际相同，可以通过调整简化缸体结构不同部分的密度值大小来实现。

表1 弹簧制动缸前壳与支架材料属性

根据实际装配关系，为各结构件建立连接属性，螺栓连接位置施加运动耦合约束(类型为Kincoup)，结构件接触位置在相应工况建立非线性接触对(属性为摩擦系数取0.15的有限滑移)，保证载荷传递路径的准确性。

d.边界条件建立

根据实际装配关系，在制动器支架与制动凸轮轴上施加约束。约束制动器支架与桥壳连接螺栓孔的全部自由度，同时约束制动凸轮轴头部的轴向旋转自由度。

3.3.3 强度仿真分析

a.制动缸制动力作用工况

在制动器制动工作过程中，制动器调整臂受到制动缸推力杆沿杆轴向的推力作用，制动缸则受到推力的反向作用力。为了分析制动缸及支架的强度受制动力作用的影响，根据整车相关设计参数和制动缸性能，同时参考台架试验工况，确定制动缸制动力作用工况的加载载荷即制动力F、加载方向即制动缸推力杆轴向、疲劳循环加载次数n。

有限元模型加载完成后，采用全部有限元软件ABAQUS/Standard模块进行制动力F作用下的应力计算，分别在调整臂与制动缸上施加大小相等、方向相反的制动力。

再采用有限元疲劳分析软件FEMFAT/Basic模块、应用临界平面法[6-8]进行疲劳损伤值计算，损伤值计算输入载荷为图9所示的按正弦曲线变化的等幅循环载荷。

图9 制动缸制动力作用工况损伤值计算输入载荷

弹簧制动缸前壳与支架本体损伤值为软件FEMFAT计算结果，支架焊缝位置损伤值应用主S-N曲线法[9]进行计算的。弹簧制动缸前壳与支架制动缸制动力作用工况90%存活率的疲劳损伤值分布如图10所示。

图10 制动缸制动力作用工况损伤值分布

应用主S-N曲线法计算得到支架损伤值较大的焊缝位置如图11(a)所示，5条焊线WELD01～WELD05长度方向损伤值分布曲线如图11(b-f)所示，曲线横坐标为距离焊线起始点的距离，损伤值读取方向如图中箭头所示。

图11 制动缸制动力作用工况焊缝损伤值分布

根据图10、图11疲劳损伤值的计算结果，弹簧制动缸前壳与支架在制动缸制动力作用工况下，损伤值均小于1.0，满足强度要求。

b.轴头加速度载荷作用工况

试验样车在试车场行驶过程中，路面激励会引起弹簧制动缸及支架的振动。为了分析制动缸及支架的强度在不考虑共振状态下受路面激励引起系统振动的影响，分别采集试验样车制动缸及轴头位置试车场加速度时域载荷谱，加速度传感器布置位置如图12所示。

图12 制动缸与轴头加速度传动器布置位置

考虑到3个方向正负激励产生的响应不等效，将x、y、z 3个方向正负载荷分开，处理后的轴头载荷谱数据如图13所示，即由三通道变为六通道进行计算，从而提高了计算精度。

图13 轴头试车场实测加速度时域载荷谱

采用商业有限元软件ABAQUS/Standard模块、应用惯性释放方法[10]进行6个通道单位载荷的应力计算。

再采用FEMFAT/Channel模块、应用载荷线性叠加法[11]进行疲劳损伤值计算，损伤值计算输入载荷即为图13中处理后的轴头加速度时域载荷谱。

弹簧制动缸前壳与支架轴头加速度载荷作用工况90%存活率的疲劳损伤值分布如图14所示，前壳与支架本体损伤值为软件FEMFAT计算结果，支架焊缝位置损伤值应用主S-N曲线法进行计算。

图14 轴头加速度载荷作用工况损伤值分布

应用主S-N曲线法计算得到支架损伤值较大的焊缝位置如图15(a)所示，5条焊线WELD01～WELD05长度方向损伤值分布曲线如图11(b～f)所示，曲线横坐标为距离焊线起始点的距离、损伤值读取方向如图中箭头所示。

图15 轴头加速度载荷作用工况焊缝损伤值分布

根据图14、图15疲劳损伤值的计算结果，弹簧制动缸前壳与支架在轴头加速度载荷作用工况下，损伤值均小于1.0，在不考虑共振情况下，满足强度要求。

3.3.4 刚度仿真分析

a.局部约束模态工况

虽然根据功率谱密度可以进行随机载荷振动疲劳寿命分析[12]，但是这种计算分析方法需要建立较大的系统模型，建立模型与仿真分析需要的时间较长。而对于本文需要计算的弹簧制动缸前壳与支架，在确定非共振状态下强度满足要求的前提下，通过局部约束模态计算分析的方法得到结构动态特性参数(模态频率、模态振型)，再根据试验实测载荷谱数据，判断系统是否发生共振[13-14]，从而可以判断结构刚度是否满足要求，这种方法只需要建立局部结构模型，计算效率较高。

采用ABAQUS/Standard模块、应用Lanczos求解器，对模型进行局部约束状态下的频率提取，即局部约束模态计算分析，得到各阶约束模态下的固有频率及振型。计算得到一阶局部约束模态变形云图如图16所示，振型为y向(坐标系见图7)对应整车侧向的横向摆动，一阶局部约束模态频率计算值为30 Hz。

图16 一阶局部约束模态变形

试车场实测轴头及弹簧制动缸y向加速度PSD(功率谱密度)曲线如图17所示，弹簧制动缸整车y向在30 Hz左右时能量出现较大峰值，可知试车场实测局部结构一阶固有频率为30 Hz。仿真计算模态频率值与试验测试得到的模态频率值相符，验证了有限元仿真分析的准确性。

由图17中轴头y向加速度PSD曲线可以看出，轴头激励频率在30 Hz左右存在能量峰值，能够激发起弹簧制动缸的共振。由此可知，弹簧制动缸支架的失效系刚度不足，造成支架整体在y向发生共振时疲劳破坏。

b.扫频工况

通过扫频计算可以得到各频率下结构的应力分布情况，从而进一步确认应力集中位置。采用ABAQUS/Standard模块、应用稳态动力学分析方法[15]，以轴头y向1 m/s2加速度为扫频幅值对结构进行0～100 Hz扫频计算。

图17 试车场实测轴头及弹簧制动缸y向加速度PSD曲线

扫频工况30 Hz频率下频域计算结果如图18所示，弹簧制动缸前壳上Mises应力最大的应力集中位置为螺栓孔附近；弹簧制动缸支架上Mises应力最大的应力集中位置为加强板焊缝端部，均与实际失效位置一致。

图18 扫频工况应力集中位置与实际失效位置对比

3.3.5 有限元仿真分析结论

综上所述，说明弹簧制动缸前壳与支架的失效是由于弹簧制动缸支架刚度不足，导致系统在激励频率为30 Hz左右时，制动缸与支架整体在整车侧向发生共振，导致传递到制动缸上的载荷较大，从而导致弹簧制动缸支架沿焊缝及前壳沿螺栓拧紧面应力集中处断裂。

4问题解决

4.1 结构优化

根据有限元仿真分析结果，为了提高弹簧制动缸支架的刚度，且避免对焊缝端部的敏感性，对支架进行了如下优化。

a.改进支架结构，支架沿凸轮轴轴向方向长度由180 mm减小至160 mm，支架固定制动缸的悬臂位置壁厚由10 mm增加至30 mm，从而提高支架刚度；

b.升级支架材料，将支架材料由20#钢改为QT 600-3球墨铸铁，材料强度极限提高了近50%；

c.改变支架制造方法，由冲焊支架改为铸造支架，从而避免对焊缝端部的敏感性。

根据软件ABAQUS/Standard模块中提供的单元类型，网格采用修正的二阶四面体单元C3D10M，网格尺寸取2 mm，应力集中位置适当细化网格，铸造支架结构及网格划分如图19所示；铸造支架材料属性如表2所示。

图19 铸造弹簧制动缸支架几何模型及网格划分

表2 弹簧制动缸铸造支架材料属性

虽然冲焊方法的生产效率较高，但铸造方法可以制造形状复杂、壁厚变化的结构，且铸造弹簧制动缸支架质量较冲焊支架降低了15%，起到了轻量化的效果，并且避免了因焊接质量导致的失效风险。

4.2 优化结构验证

对铸造弹簧制动缸支架进行强度与刚度的仿真分析，仿真分析结果如图20～22所示，强度仿真分析结果疲劳损伤值均小于1.0，满足强度要求；刚度仿真分析结果一阶局部约束模态频率为40 Hz，由图23试车场实测轴头三向加速度PSD曲线图可知，轴头能量较大激励基本上均在30 Hz及以下，铸造弹簧制动缸支架一阶局部约束模态频率超出30 Hz频率30%左右，可以满足刚度要求。

图20 制动缸制动力作用工况损伤值分布

在后续可靠性试验中，铸造弹簧制动缸支架未出现失效现象，现已投入生产，实车装配状态如图24所示，后桥凸轮轴式鼓式制动器弹簧制动缸支架断裂失效问题得到解决。

图21 轴头加速度载荷作用工况损伤值分布

图22 铸造支架一阶局部约束模态变形

图23 试车场实测轴头三向加速度PSD曲线

图24 铸造弹簧制动缸支架实车装配状态

5结论

a.弹簧制动缸支架在可靠性试验中发生断裂失效问题，通过失效零件形貌分析、材料性能检验、多种有限元仿真方法综合运用分析，确定了失效原因为弹簧制动缸支架刚度不足，导致系统在外界激励频率为30 Hz左右时，制动缸与支架整体在整车侧向发生共振，导致传递到制动缸上的载荷较大，从而导致弹簧制动缸支架沿焊缝及前壳沿螺栓拧紧面应力集中处断裂。

b.对弹簧制动缸支架进行了结构优化，同时升级材料与改变制造方法，将20#钢材料的冲焊支架改为QT 600-3的铸造支架，经仿真验证，优化结构强度与刚度均可以满足使用要求，并通过可靠性试验验证，解决了弹簧制动缸支架断裂失效问题并且起到了轻量化的效果。

c.通过弹簧制动缸支架断裂失效问题的解决，验证了有限元仿真分析的准确性，并为解决类似结构的失效问题提供了可靠的仿真依据。

来源：期刊-《汽车工艺与材料》;作者：陈莹 陈静 徐佳彬 万里恩 丁辉辉 董伟

(一汽解放汽车有限公司)

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