重卡推力桿載荷分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化

楊銀輝，晁鵬翔，申國(guó)偉，范學(xué)瓊，李廣耀，王元

（陜西重型汽車(chē)有限公司，陜西 西安 710200）

引言

推力桿是重型汽車(chē)懸架連接車(chē)架與車(chē)橋（軸）的一種導(dǎo)向用桿狀總成，目的是為克服非獨(dú)立鋼板彈簧平衡懸架、橡膠彈簧或空氣彈簧等懸架系統(tǒng)彈性元件，只能傳遞垂直力而不能傳遞牽引力和橫向力的缺陷；在遇轉(zhuǎn)彎、凹凸坑道時(shí)在橋和車(chē)架之間起阻礙互相竄動(dòng)、穩(wěn)定車(chē)橋的作用；并能提供一定緩沖作用以降低整車(chē)振動(dòng)及噪音、避免橋和車(chē)架橫梁等關(guān)鍵零部件的沖擊破壞。目前，推力桿廣泛應(yīng)用于多軸汽車(chē)平衡懸架，作為平衡懸架的關(guān)鍵部件之一，在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)強(qiáng)度方面必須進(jìn)行相應(yīng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)。本文以某重型自卸汽車(chē)后平衡懸架，如圖1所示，推力桿失效改進(jìn)為例，進(jìn)行了推力桿的受力分析研究，并根據(jù)推力桿的極限載荷對(duì)其進(jìn)行了結(jié)構(gòu)強(qiáng)度優(yōu)化設(shè)計(jì)。

圖1 6×4自卸汽車(chē)后平衡懸架

1 推力桿故障模式

某工程車(chē)受貨物超載、使用環(huán)境惡劣等因素影響，上推力桿故障率高，經(jīng)對(duì)售后推力桿失效進(jìn)行統(tǒng)計(jì)分析，失效模式為球銷(xiāo)斷裂、桿身斷裂、桿身彎曲、橡膠撕裂等，詳見(jiàn)表1，結(jié)合故障占比，解決桿身斷裂和橡膠撕裂為后續(xù)的主要改進(jìn)點(diǎn)。初步分析，推力桿在受到交變載荷時(shí)產(chǎn)生彈性變形，在車(chē)輛制動(dòng)、加速或轉(zhuǎn)彎工況，推力桿承受的制動(dòng)力、驅(qū)動(dòng)力或橫向力及其力矩超過(guò)橡膠襯套的最大撕裂強(qiáng)度臨界值，橡膠膠套容易發(fā)生損傷失效。桿身發(fā)生斷裂失效主要是由于設(shè)計(jì)之初強(qiáng)度考慮不足，在加工制造時(shí)存在著較大的應(yīng)力，無(wú)法承受巨大的交變載荷，進(jìn)而導(dǎo)致疲勞斷裂。

表1 推力桿故障模式

2 推力桿極限載荷確定

2.1 道路載荷譜法

圖2 推力桿道路試驗(yàn)標(biāo)定

道路載荷譜是進(jìn)行車(chē)輛零部件疲勞耐久試驗(yàn)研究的重要依據(jù)之一，而掌握載荷譜的內(nèi)部信息是進(jìn)行疲勞試驗(yàn)、疲勞壽命估計(jì)和疲勞設(shè)計(jì)的先決條件。針對(duì)傳統(tǒng)的道路耐久試驗(yàn)周期長(zhǎng)、響應(yīng)速度慢且成本高的問(wèn)題，提出了實(shí)際道路載荷譜生成等效損傷程度的循環(huán)載荷的轉(zhuǎn)換方法，并應(yīng)用于零部件改進(jìn)設(shè)計(jì)，本文以重型6×4自卸車(chē)為試驗(yàn)對(duì)象工況，對(duì)上、下推力桿進(jìn)行應(yīng)變標(biāo)定，如圖 2，在公司周邊煤場(chǎng)礦等典型路面采集路譜，統(tǒng)計(jì)其雨流計(jì)數(shù)結(jié)果，試驗(yàn)制動(dòng)車(chē)速分別為10km/h、15km/h、20km/h、30km/h、35km/h及 30%的坡度獲得推力桿在礦路、制動(dòng)和爬坡時(shí)的受力情況，上推力桿最大載荷為100kN。

2.2 虛擬樣機(jī)技術(shù)

在ADMAS軟件中建立了某重型商用6×4自卸車(chē)的整車(chē)虛擬樣機(jī)模型，其中輪胎的各項(xiàng)參數(shù)由臺(tái)架試驗(yàn)測(cè)得，鋼板彈簧的剛度與實(shí)物的誤差為3%。在完成整車(chē)虛擬樣機(jī)的建模后，通過(guò)調(diào)整車(chē)架的動(dòng)力學(xué)參數(shù)，使整車(chē)的質(zhì)量、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量盡量與重型商用車(chē)的動(dòng)力學(xué)特性一致，建立的整車(chē)虛擬樣機(jī)模型如圖3所示。在ADMAS軟件中利用整車(chē)虛擬樣機(jī)及虛擬砂石路面，對(duì)某重型商用6×4自卸車(chē)的實(shí)際使用工況進(jìn)行仿真，利用整車(chē)虛擬樣機(jī)模型進(jìn)行多體動(dòng)力學(xué)仿真，提取出上、下推力桿球鉸部位的載荷譜。

圖3 某6×4自卸車(chē)整車(chē)虛擬樣機(jī)

結(jié)合多體數(shù)據(jù)，下推力桿球鉸剛度按照 40kN/mm、50kN/mm、60kN/mm取值，相應(yīng)上推力桿球鉸剛度為50kN/mm、60kN/mm、70kN/mm、80kN/mm、90kN/mm、100kN/mm時(shí)，上推力桿最大載荷為88kN，最小載荷為87kN，變化率為1.1%；下推力桿最大載荷 61kN，最小載荷為 60.7kN，變化率為0.49%。綜合分析，推力桿球鉸剛度對(duì)于推力桿受力影響較小。試驗(yàn)及仿真測(cè)出上推力桿的最大載荷幅值分比為 100kN、88kN，綜合考慮實(shí)際需要，確定100kN為上推力桿有限元分析的載荷輸入。

3 校核與有限元分析

3.1 推力桿穩(wěn)定性校核

推力桿長(zhǎng)度l=610mm D=60mm d=46mm u=2 E=2.1×105N/ mm2

細(xì)長(zhǎng)桿失穩(wěn)臨界力的歐拉公式：

空心圓管橫截面慣性矩I為：

推力桿極限載荷 100kN，遠(yuǎn)小于推力桿臨界失穩(wěn)力579kN，推力桿不易失穩(wěn)。

3.2 有限元分析

圖4 有限元分析模型

在Catia三維軟件中建立桿頭、球銷(xiāo)及桿身的三維模型，如圖 4，并裝配為一體，模擬實(shí)際路況，在推力桿一端球銷(xiāo)柄部施加約束，另一端施加與汽車(chē)行駛方向夾角 1.5°極限載荷，力值大小 100kN，針對(duì)桿身材料、桿身規(guī)格、桿頭及球銷(xiāo)結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，其中優(yōu)化后球銷(xiāo)材料為40Cr、桿頭材料為45鋼，桿身材料為Q345，運(yùn)用HyperWorks軟件進(jìn)行優(yōu)化分析，優(yōu)化前后各部件應(yīng)力及安全系數(shù)見(jiàn)表2所示。從優(yōu)化后的分析結(jié)果可知，推力桿強(qiáng)度最小提升 13.7%，分析結(jié)果如圖5、圖6、圖7所示。

表2 優(yōu)化前后推力桿最大應(yīng)力

圖5 桿頭優(yōu)化前后應(yīng)力云圖

圖6 桿身優(yōu)化前后應(yīng)力云圖

圖7 球銷(xiāo)優(yōu)化前后應(yīng)力云圖

4 臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證

模擬推力桿裝車(chē)狀態(tài)，如圖8所示，采用電液伺服疲勞試驗(yàn)系統(tǒng)，對(duì)已經(jīng)裝夾好的樣件施加縱向幅值為100kN頻率為1Hz的循環(huán)拉壓載荷，并利用風(fēng)扇對(duì)樣件進(jìn)行冷卻，采集載荷值及位移值，系統(tǒng)自動(dòng)計(jì)算出實(shí)時(shí)剛度，優(yōu)化后推力桿徑向剛度提升44.4%，且在靜剛度變化30%時(shí)，平均疲勞壽命達(dá)到35萬(wàn)次以上。

圖8 推力桿疲勞壽命臺(tái)架試驗(yàn)

5 結(jié)論

（1）基于ADAMS多體提取載荷與道路載荷譜標(biāo)定獲得的推力桿極限載荷存在差異，分析原因主要是板簧、襯套等相關(guān)零件實(shí)際剛度偏差、零件尺寸精度影響，兩者偏差 12.8%左右，考慮到實(shí)際使用情況，推力桿的改進(jìn)分析依據(jù)道路載荷譜數(shù)據(jù)。

（2）下推力桿球鉸剛度按照40kN/mm、50kN/mm、60kN/mm取值，相應(yīng)上推力桿球鉸剛度為50kN/mm、60kN/mm、70kN/mm、80kN/mm、90kN/mm、100kN/mm時(shí)，上推力桿載荷變化率為1.1%，下推力桿載荷變化率為 0.49%，變化率較小，說(shuō)明推力桿球鉸剛度對(duì)于推力桿的受力影響較小。

（3）經(jīng)校核推力桿極限載荷100kN，遠(yuǎn)小于推力桿臨界失穩(wěn)力 579kN，推力桿不易彎曲失效；優(yōu)化后的推力桿剛度提升44.4%,強(qiáng)度提高13.7%，進(jìn)一步通過(guò)疲勞臺(tái)架試驗(yàn)，平均壽命達(dá)到35萬(wàn)次以上，滿足車(chē)輛使用工況需求。