纯电动汽车断轴问题的解决方案
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引言
近年来经常有汽车“断轴门”事件见诸新闻报道。汽车“断轴”是一个笼统的说法，通常断的并不是驱动半轴，而是连接车轮的悬架结构。悬架结构失效后，车轮就会发生大幅移位甚至完全掉落，驱动半轴也会脱落或者拔出，车辆会失去底盘支撑、动力传递与转向制动控制，车内乘员和车外行人都可能受到伤害。
图1 汽车“断轴门”事件
对于独立悬架，断轴主要表现是转向节断裂、摆臂球销断裂或拔出、摆臂本体断裂以及衬套脱落；对于扭力梁悬架，断轴主要表现为纵臂断裂。另外，转向球头销断裂和转向拉杆断裂也可以算作断轴事件。
图2 断轴的各种表现
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断轴原因解析
设计缺陷、制造缺陷和使用不当都可能引发断轴事件。不过目前国内主流汽车制造厂商的品控能力尚可，因制造和装配问题导致断轴的几率并不大。断轴事件都是发生在比较恶劣的工况，悬架结构通常会受到碰撞冲击，所以某些汽车厂家倾向于将断轴的原因定为用户不合理使用。如果一款畅销车型仅仅发生过一两起断轴，尚可考虑归咎于用户滥用。但如果某车型接二连三出现断轴门事件，基本可以认定其在车辆设计上存在不合理之处。
造成车辆断轴隐患的设计缺陷有很多种，可以归纳为两类问题，其一是强度不足，其二是缓冲能力不足。
目前的悬架分析与试验规范中，侧向力强度工况的载荷一般不超过2倍轮荷。按这种载荷水平进行强度设计，可以应对大部分常见情况。但车轮侧向撞击路沿这类工况下，悬架系统的瞬时受力可能远超过2倍轮荷，悬架结构有可能发生强度失效。
如果悬架结构设计时只保证了静强度，但未关注整个系统的变形缓冲能力，在冲击工况下仍然可能发生断轴问题。冲击工况本质是外界冲量作用导致车辆动量的改变（即车辆运动-静止-反弹的过程），而冲量是外力的时域积分。对于一定大小的冲量，如果结构能够产生较大的变形，则外力作用时间长，外力的峰值就会低，结构不容易被破坏。如果悬架结构设计的非常强壮刚硬，在侧向力作用下几乎不变形，则外力作用时间非常短，为产生同样大小的瞬时冲量，外力的峰值只能大幅提升，反而更容易出现断轴问题。
无论是燃油车还是新能源车，无论是前悬架还是后悬架，都可能发生断轴问题。但近年来纯电动车的前轮断轴明显更为常见，主要原因有两个。
原因之一是设计悬架强度的依据是轮荷而不是整车重量。纯电车在车身底部加了动力电池，其车重远大于同级燃油车。但电动车的前轴荷相比燃油车增加并不明显，增加的车重主要集中在后轴。我们通常按照轮荷进行悬架强度设计，所以电动车的前悬架设计强度与同级燃油车大致相当。但是在过沟过坎、冲撞路沿这一类的冲击工况下，电动车的动量和动能远大于燃油车，电动车的前悬架受力更大，更容易发生破坏。
原因之二是纯电动车的悬架更倾向于使用轻质材料。对于电动车而言，结构轻量化不仅能降低能耗，还可以提升续航里程，所以电动车悬架大量使用轻质材料，如铝合金、镁合金、非金属增强材料等。这些轻质材料的拉伸强度并不差，甚至还高于钢材。但这些材料普遍存在拉延率偏低和冲击韧性不高的缺点，吸收冲击能量的能力较差，在碰撞和冲击工况下容易失效。
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悬架侧向强度工况
侧向冲击路沿是最容易导致断轴的工况，如前述，2倍轮荷的侧向力载荷强度偏低，不能覆盖冲击工况。本文建议增加两个工况对悬架结构进行强度校核，具体描述如下。
1.侧向力标准工况
建立图3所示的整车动力学模型，车身固定，方向盘固定，单侧车轮接地点（考虑车轮的静力半径）施加力向内的侧向力，侧向力大小为4.0倍轮荷。
按照多体分解得到的接附点载荷，使用惯性释放方法，对悬架结构件进行线性静力分析，输出von Mises应力。
图3 整车多体动力学模型
仿真评价标准：所有悬架结构件的von Mises应力低于材料屈服极限。
试验评价标准：侧向力从0加载至4倍轮荷的整个过程中，加载点的力-位移曲线近似保持线性关系，卸载后车轮定位无明显变化（为节省篇幅，此处略掉具体的量化评价标准）。
2.侧向力极限工况
整车多体模型的约束和加载方式与标准工况相同，仅将侧向力载荷增加至5.5倍轮荷。利用多体分解的载荷，使用惯性释放方案，对各结构件进行静力分析，需要考虑材料的弹塑性。求解完毕后输出等效塑性应变。
仿真评价标准：结构件的等效塑性应变<0.2倍材料拉延率。
试验评价标准：结构件无肉眼可见裂纹，无明显残余变形，卸载后车轮定位角控制在一定范围（例如camber变化<1.0deg，toe变化<0.25deg）。
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摆臂的缓冲能力设计
按照上述两个大载荷侧向力工况完成悬架强度设计后，还需进一步考虑悬架的侧向缓冲能力。悬架系统的衬套有一定缓冲作用，但其缓冲能力继续提升的空间不大。转向节和球销都是实心结构，很难发生变形，基本无法提供缓冲。钢板冲压拼焊的车轮理论上可以发生比较大的弹性和塑性变形，可惜中高端电动汽车都采用刚性大的铝合金车轮，而且车轮还需要达到要足够高的刚度、模态频率和耐久性，很难再设计缓冲特征。所以悬架的侧向缓冲能力主要依赖于摆臂结构。
摆臂缓冲能力的设计思路是，调整摆臂结构，必要时在摆臂上做出一定的弱化特征（如图4），使摆臂在侧向力达到一定数值时会发生折弯变形。侧向冲击工况下，摆臂发生折弯，侧向力就无法再继续提升，从而保证转向节和球销等不发生断裂或拔出。虽然摆臂产生了不可恢复的变形，但悬架支撑能力还在，车辆不至于完全失控。
图4 摆臂弱化特征设计
设计摆臂折弯强度时要考虑悬架部件的破坏次序。首先摆臂强度要达标，在5.5倍轮荷的侧向载荷下只允许有局部塑性变形，不能发生开裂或折弯。其次摆臂的强度不能高于转向节和转向球销，即侧向载荷增加到让摆臂折弯时，转向节不能断裂、球销不能断裂或者拔出。
摆臂的折弯形式也值得研究。图5展示了一种很好的设计思想，摆臂承受侧向载荷时，摆臂中部会向上拱起而不是向下弯曲，球销会由内倾变为外倾，球销所受轴向力就会由向外拉拔变成向内挤压，如图6所示。这样球头被拔出的可能性会进一步降低。
图5 摆臂折弯设计方案
图6 弯折变形导致球销轴线由内倾变为外倾
对于铸铝或者非金属材料的摆臂，因为材料的拉延率低，设计折弯特征时需要格外谨慎，要使折弯时的应变分布尽量均匀，防止局部应变过大导致断裂。一种比较好的思路是摆臂采用分体式设计，即钢制球头支架用螺栓或铆钉连接到摆臂本体，如图7。折弯特征在球头支架上体现，摆臂本体则只保证充分的刚强度，不进行弱化设计。钢制的球头支架很容易实现类似图6的向上拱起折弯形式，而且折弯后仅需更换新的球头，摆臂本体无需更换。
图7 分体式摆臂设计
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球销拔出力和摆臂折弯载荷的匹配
我们要求摆臂既能抵抗5.5倍轮荷的侧向力，又要在转向节断裂、球销断裂和球头拔出之前弯折。转向节和球销本体的断裂强度高于摆臂折弯强度比较容易实现，只需对转向节和球销本体适当加强。设计的重点是如何合理匹配球头拔出力和摆臂折弯载荷。
首先调节整车多体模型的车轮上跳量，使球头销处于极限摆角（同样大小的侧向载荷作用下，球销处于极限摆角时所受轴向分力最大，球头最易拔出）。然后在单侧车轮接地点施加侧向力，调整侧向力的数值，使球销轴向受力恰好为球头拔出力，提取该状态下摆臂各接附点的载荷。最后将提取的载荷施加于摆臂，进行弹塑性分析。要求摆臂在载荷尚未施加至100%时就发生明显的折弯，如果摆臂未发生折弯，则需要对其进行局部弱化设计。
图8展示了一个摆臂折弯的设计计算案例。球销处于极限摆角位置，摆臂球头中心受到61KN的侧向载荷时，球销所受轴向分力达到拔出力25KN。我们在摆臂球头端附近进行了局部弱化，使摆臂在受到50KN侧向载荷时该部位发生弯折，加载曲线如图9。采用这样的设计，在恶劣的侧向冲击工况下，摆臂将发生折弯变形，避免球头被拔出。
图8 摆臂和球销的受力
图9 摆臂球头位置的侧向力-位移曲线
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引言
要解决纯电动车的断轴问题，需要同步提升悬架结构件的侧向强度和侧向缓冲能力。悬架结构强度要充分，要求能够承受5.5倍轮荷的侧向载荷。缓冲能力的提升主要依赖于摆臂的设计，在极限侧向力工况下，摆臂应在在球头拔出和其它悬架件断裂之前发生折弯变形。
在纯电动车悬架零部件选材时，不能只考虑屈服强度和拉伸强度，拉延率和冲击韧性也要纳入考虑范围。球头销必须使用锻造件，坚决避免铸造成型，慎用拉延率低的超高强钢；在成本允许的前提下，转向也可考虑由铸造改为锻造；冲压钢板的摆臂相比锻铝或铸铝摆臂，在抗冲击能力和成本方面优势巨大，虽然其重量偏大，仍可考虑选用。
本文只讨论了侧向力作用下断轴问题的解决方案，实际上纵向冲击（例如高速过坑过坎）也会导致断轴问题。解决纵向冲击断轴，可用类似的思路，一方面加强悬架结构静强度，另一方面通过合理的摆臂弱化设计来提升纵向缓冲能力。
转向球头销断裂和转向拉杆断裂也可以算作断轴的一种表现，它们的设计也要同时考虑静强度和缓冲能力。在某些冲击工况下，转向球头销和拉杆所受载荷会超过最大齿条力，所以我们要用更大的载荷进行强度校核。也要考虑破坏次序的问题，在拉杆推力作用下，转向拉杆应该在转向球头销断裂前先发生屈曲变形，保证在极限工况下转向系统“弯而不断”，车辆仍具备一定的转向控制能力。
致谢
我的两位好友，国家新能源汽车创新中心的赵子曦和东风汽车技术中心的纪秀业，为本文提供了大量素材和思路，在此表示诚挚的谢意！
作者简介