重型自卸車推力桿支座仿真分析與優(yōu)化

肖亮，張德坤，周蓓蓓

重汽（濟(jì)南）傳動(dòng)軸有限公司 濟(jì)南 250220

推力桿是重型汽車懸架系統(tǒng)的重要組成部分，它不僅承擔(dān)著保證車橋相對(duì)位置穩(wěn)定的任務(wù)，還承擔(dān)著傳遞制動(dòng)力矩和牽引力矩的重任。連接著車橋與推力桿的支座，更是承受了全部的力矩，這就要求推力桿支座必須具有足夠的強(qiáng)度[1，2]。而作為貨運(yùn)主力的重型汽車，支座斷裂會(huì)導(dǎo)致前后車橋位置發(fā)生移位，產(chǎn)生安全事故，所以必須保證其安全可靠性。

董世運(yùn)等[3]為了解決某重型汽車在正常行駛過(guò)程中的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸斷裂問(wèn)題，通過(guò)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸斷裂處進(jìn)行硬度測(cè)試、金相組織檢查及斷口宏微觀觀察等綜合分析，得出了在彎矩和扭矩的共同作用下，裂紋從曲軸軸徑油孔下方過(guò)渡圓角處等應(yīng)力集中區(qū)域開(kāi)始萌生，并沿與軸徑約呈45°的方向擴(kuò)展，最終導(dǎo)致曲軸斷裂失效的斷裂規(guī)律。

李亞智[4]研究了金屬結(jié)構(gòu)斷裂的問(wèn)題，通過(guò)對(duì)金屬結(jié)構(gòu)斷裂分析，建立累積應(yīng)變損傷模型，將Iosipescu剪切強(qiáng)度試驗(yàn)方法推廣到剪切疲勞，并提出了一種金屬結(jié)構(gòu)剩余強(qiáng)度估算方法，可以根據(jù)裂紋尺寸確定出線彈性斷裂強(qiáng)度和凈截面屈服強(qiáng)度。

馮國(guó)勝等[5]為了研究某礦用三軸重載自卸車推力桿斷裂的問(wèn)題，利用有限元分析軟件Abaqus對(duì)推力桿進(jìn)行了強(qiáng)度分析、模態(tài)分析和屈曲分析，找出了故障車輛推力桿裂紋過(guò)早出現(xiàn)的原因，并給出了推力桿改進(jìn)設(shè)計(jì)的方法。

牛曉欽等[6]分析推力桿支座的優(yōu)缺點(diǎn)，建立兩種推力桿支座三維模型，通過(guò)Hypermesh、Hyperworks等仿真軟件推力桿支座受力狀況進(jìn)行有限元分析模擬，通過(guò)結(jié)構(gòu)改進(jìn)新結(jié)構(gòu)推力桿支座容易加工、裝配，且使得受力狀況得到改善。

推力桿及支座結(jié)構(gòu)

重型汽車平衡懸架是汽車不可替代的組成部分，能夠保證兩車橋之間載荷的均衡，提高汽車輪胎的抓地力，這關(guān)乎汽車的安全性能。但是，平衡懸架所傳遞的力只局限在豎直和側(cè)向方向，牽引力和制動(dòng)力無(wú)法有效傳遞。推力桿正是肩負(fù)了這樣一個(gè)重要作用，支座作為推力桿與車橋之間的連接部分，是重要的受力部位。其受力主要為從桿體傳遞過(guò)來(lái)的剪切力，由凸臺(tái)承受，斷裂模式主要是凸臺(tái)內(nèi)螺紋孔底部所在水平面位置發(fā)生撕裂。推力桿由推力桿直球座、推力桿上球座、套管、球面銷總成、橡膠襯套總成和彈性擋圈組成，其中橡膠襯套總成由橡膠和銷軸構(gòu)成。

有限元建模及仿真分析

1.靜力分析

通過(guò)Creo建立推力桿支座三維模型，并使用Creo Simulate進(jìn)行有限元分析。推力桿支座通過(guò)螺栓安裝在車橋上，因此需在4個(gè)螺栓孔增加約束。為了簡(jiǎn)化模型，假設(shè)所有約束螺栓的材料、尺寸、預(yù)緊力都相同，且不會(huì)發(fā)生衰減，假設(shè)施加載荷后所有約束仍為平面。采用四面體實(shí)體網(wǎng)格，材料設(shè)置為40Cr，根據(jù)前期路試結(jié)果，整車額定載荷為40t時(shí)，支座受力的最大值為100kN。

使用Creo Simulate進(jìn)行有限元分析，得到結(jié)果如圖1所示，應(yīng)力區(qū)域?yàn)橥古_(tái)下半部分及臺(tái)階與支座上平面的過(guò)渡區(qū)域，其中應(yīng)力最大值為989MPa，超過(guò)了材料的屈服強(qiáng)度。而最大值位于螺紋底端，與實(shí)際斷裂位置相同，證明了所建立模型的準(zhǔn)確性。

圖1 斷裂位置仿真結(jié)果

2.模態(tài)分析

為了研究振動(dòng)對(duì)推力桿支座產(chǎn)生影響，對(duì)支座進(jìn)行模態(tài)分析。1階頻率為0.12Hz，20階頻率為43.01Hz，而支座的5～10階頻率范圍為5.02～13.56Hz，這可能與汽車受到路面作用而產(chǎn)生的激振頻率發(fā)生共振，從而使得支座損壞更加嚴(yán)重，因此需要加強(qiáng)支座的剛度。

三維模型改進(jìn)

材料采用強(qiáng)度更高的42CrMo，同時(shí)對(duì)支座圓臺(tái)厚度進(jìn)行增大，以分散應(yīng)力，減少應(yīng)力集中，可以縮小應(yīng)力最大值。將圓臺(tái)上平面的直徑增加2mm，其他結(jié)構(gòu)不變，仿真結(jié)果如圖2所示，應(yīng)力最大值減小為748MPa，并由螺紋底部位置，變?yōu)榈撞颗_(tái)階與底板過(guò)渡處，安全系數(shù)變?yōu)?.24。

圖2 圓臺(tái)直徑增加后仿真結(jié)果

為了進(jìn)一步減小最大應(yīng)力，對(duì)應(yīng)力最大處進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，將底部臺(tái)階與底板過(guò)渡處的圓弧半徑改為R5mm，仿真結(jié)果如圖3所示，應(yīng)力最大值變?yōu)閳A臺(tái)中部區(qū)域，應(yīng)力最大值減小為573MPa，安全系數(shù)為1.62。但由于加厚了圓臺(tái)，使得質(zhì)量由4.33kg增加為4.43kg，這不符合當(dāng)前汽車輕量化的要求，因此需要減重。

圖3 改動(dòng)圓弧后仿真結(jié)果

為了減小支座質(zhì)量，使其比改進(jìn)前更輕，將圓臺(tái)內(nèi)部螺紋孔變?yōu)槌令^孔，孔深增加至65mm，仿真結(jié)果如圖4所示。從圖中可以看出，應(yīng)力最大值進(jìn)一步減小為516MPa，安全系數(shù)為1.80，符合設(shè)計(jì)要求。同時(shí)質(zhì)量減小為4.32kg，滿足輕量化要求。

圖4 輕量化后仿真結(jié)果

結(jié)語(yǔ)

針對(duì)重型汽車推力桿支座斷裂問(wèn)題，研究了支座的斷裂問(wèn)題，對(duì)斷裂位置進(jìn)行了仿真，證明了所建立模型的準(zhǔn)確性，然后對(duì)支座結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，使安全系數(shù)系數(shù)達(dá)到了1.80，解決了斷裂問(wèn)題。

一名專業(yè)的工程技術(shù)人員，在進(jìn)行設(shè)計(jì)工作時(shí)，不能簡(jiǎn)單地憑經(jīng)驗(yàn)來(lái)判斷，這樣會(huì)產(chǎn)生極大的質(zhì)量風(fēng)險(xiǎn)，導(dǎo)致后期維護(hù)成本翻倍，會(huì)浪費(fèi)大量的人力、物力、財(cái)力，因此，這種通過(guò)仿真獲得最佳設(shè)計(jì)、改進(jìn)方案的方式，對(duì)產(chǎn)品設(shè)計(jì)和改進(jìn)具有重要的意義。同時(shí)能大幅降低前期試驗(yàn)試錯(cuò)所帶來(lái)的成本壓力，減少實(shí)驗(yàn)次數(shù)，縮短開(kāi)發(fā)周期。