某商用車I型推力桿有限元分析

王靜 賀艷輝 張建 周中華

1.重慶工商職業(yè)學(xué)院 重慶市 400052 2.重慶阿爾特汽車研究院有限公司 重慶市 400026

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重型商用車的后懸架大多采用推力桿來傳遞車輛行駛過程中受到的縱向及側(cè)向的作用力，使用條件惡劣或結(jié)構(gòu)設(shè)計不當(dāng)會導(dǎo)致其使用壽命縮短，存在安全隱患。本文以某重型商用車的I型推力桿進(jìn)行有限元分析，驗(yàn)證該推力桿模型的強(qiáng)度性能。

1 I型推力桿故障模式及占比

重型商用車因載重、駕駛習(xí)慣、路況等因素，使推力桿故障率高，通過對售后檢修中推力桿故障問題統(tǒng)計知，失效模式表現(xiàn)主要是橡膠實(shí)體問題和桿身斷裂的故障率最高。初步分析，型商用車行駛過程中，推力桿會受到不規(guī)則的縱向力、側(cè)向力導(dǎo)致彈性或輕微塑性變形，在三種特殊工況下（加速、 制動、轉(zhuǎn)彎），此時推力桿承受的制動力、驅(qū)動力或橫擺力力矩超過橡膠襯套能承受的最大力，I型推力桿失效。另外，桿身發(fā)生斷裂失效主要是由于設(shè)計之初強(qiáng)度考慮不足或材料選擇不當(dāng)，無法承受巨大的交變載荷，進(jìn)而導(dǎo)致疲勞斷裂[1]。

2 I型推力桿有限元分析

2.1 I型推力桿結(jié)構(gòu)

對于I型導(dǎo)向桿而言，主要由一根套管、兩個球頭、兩個球鉸組成，球鉸一般由 兩側(cè)端蓋、橡膠體、塑料層以及球鉸芯軸等五部分硫化在一起，從而構(gòu)成球鉸總成，然后通過壓裝工藝將兩端球鉸總成分別裝配在兩端球頭中，最后再通過熱鉚接工藝將球頭與套管連接到一起，這樣就形成了推力導(dǎo)向桿總成，其結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示。

圖1 I型導(dǎo)向桿的結(jié)構(gòu)示意圖

2.2 完整模型有限元分析

（1）模型建立

為保證有限元分析的網(wǎng)格質(zhì)量和計算結(jié)果的收斂性利用有限元分析軟件進(jìn)行分析的步驟如下：建立幾何模型和有限元模型。將其導(dǎo)入 HyperMesh 軟件中清理后劃分網(wǎng)格，檢查相鄰零件的節(jié)點(diǎn)是否有重合問題；分析載荷情況并建立、添加；設(shè)置約束條件；輸出有效文件；在ABAQUS 軟件中求解計算后分析結(jié)果。

網(wǎng)格處理時要充分考慮被分析主體的結(jié)構(gòu)、受力方式，連接方式等因素，推力桿橡膠層的應(yīng)力狀態(tài)影響較大的零件(如橡膠層、端蓋等)均劃分為六面體單元，能一定程度提高計算精度和縮短計算時間，因此將套管以及球頭上與套管接觸的部位劃分為六面體單元?？紤]到推力桿中的結(jié)構(gòu)，球鉸是通過芯軸、橡膠和兩個外端蓋硫化形成一個整體，而且套管與球頭之間是通過熱鉚接連接在一起的，因此，在網(wǎng)格劃分過程中需用某部分單元做重合處理。故運(yùn)用密度較大的C3D4和C3D8R單元模擬金屬球頭和球鉸芯軸，C3D8R單元模擬金屬套管，C3D8H單元模擬橡膠單元[2]。最終建立的推力桿有限元網(wǎng)格模型如圖2所示。

圖2 推力桿有限元模型

最后將處理完整的有限元模型導(dǎo)入到ABAQUS 中定義各零件的材料參數(shù)，經(jīng)查閱可知推力桿的球頭采用的是45鋼、套管采用的是35鋼，球鉸芯軸采用的是40Cr鋼，材料參數(shù)如表1所示。

表1 材料參數(shù)

(2)約束及載荷條件設(shè)置

約束及載荷條件需分析載體的接觸面或點(diǎn)的相對接觸，以確定綁定關(guān)系和耦合約束。此處，在左端球鉸中心及右端球鉸中心處分別定義基礎(chǔ)參考點(diǎn)，在推力桿一端球銷柄部施加固定約束，約束角度15°；另一端施加與汽車行駛方向夾角進(jìn)行約束和加載方便對其進(jìn)行約束及加載，不同載荷和行駛工況時角度有2°-5°的角度差，基準(zhǔn)角度為15°。確定載荷時數(shù)據(jù)較多，此處選擇嚴(yán)峻工況下最大載荷值對I型推力桿進(jìn)行分析計算。

(3)推力桿有限元仿真結(jié)果分析

1)I型推力桿結(jié)果

采用Von Mises準(zhǔn)則得到結(jié)構(gòu)的應(yīng)力(當(dāng)量應(yīng)力)，I型推力桿套管、球頭、球鉸 芯軸應(yīng)力結(jié)果如圖3至圖6所示。從圖中可以看出，套管的最大應(yīng)力為175MPa，位于與球頭端部接觸區(qū)域；球頭的最大應(yīng)力為122.7MPa，位于與套管端部接觸區(qū)域；球鉸芯軸的最大應(yīng)力為226.5MPa，位于螺栓孔安裝部位；橡膠的最大應(yīng)力值為7.397MPa,位于其內(nèi)表面上與球鉸芯軸相接觸區(qū)域。

圖3 I型推力桿套管應(yīng)力結(jié)果

圖4 I型推力桿球頭應(yīng)力結(jié)果

圖5 I型推力桿球鉸芯軸應(yīng)力結(jié)果

圖6 I型推力桿橡膠應(yīng)力結(jié)果

計算后與標(biāo)準(zhǔn)對比，推力桿的各部件的最大應(yīng)力值均未超過其屈服極限，完整模型下的有限元分析能滿足相應(yīng)的強(qiáng)度條件，即仿真分析表明從結(jié)構(gòu)設(shè)計和材料選擇上，該商用車I型推力桿滿足使用條件。

2.3 簡化模型有限元分析

（1）簡化依據(jù)

目前有限元分析在網(wǎng)格處理時需要大量的時間處理，對網(wǎng)格劃分工作人員的劃分技術(shù)要求高，效率低。此處在上述完整建立有限元模型的基礎(chǔ)上進(jìn)行簡化處理，主要對橡膠部分進(jìn)行簡化，驗(yàn)證簡化后的分析結(jié)果與實(shí)際分析結(jié)果的誤差是否大，從而為后續(xù)分析人員提供簡化思路，提升模擬仿真的效率。橡膠和球鉸芯軸在工藝上是通過硫化連接在一起的，此處的接觸用模擬仿真的網(wǎng)格替代時，兩類網(wǎng)格接觸面的節(jié)點(diǎn)時重復(fù)的，另外橡膠與球頭也是接觸關(guān)系，同樣網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)也是重合的，增加了網(wǎng)格劃分的難度。故，此處不考慮橡膠實(shí)體，也不考慮其實(shí)際的接觸關(guān)系，將橡膠部分用非線性襯套進(jìn)行模擬，其他部件的網(wǎng)格劃分、約束條件和加載條件均不變。根據(jù)實(shí)際安裝情況及裝配關(guān)系，在球鉸芯軸外表面與球頭內(nèi)表面分別創(chuàng)建耦合約束。

(2)約束及載荷條件設(shè)置

與前文一致，在左端球鉸中心及右端球鉸中心處分別定義基礎(chǔ)參考點(diǎn)，在推力桿一端球銷柄部施加約束，約束角度15°，且為固定約束；另一端施加與汽車行駛方向夾角進(jìn)行約束和加載方便對其進(jìn)行約束及加載，不同載荷和行駛工況時角度有2°-5°的角度差，基準(zhǔn)角度為15°，載荷仍然選用最大載荷的一組進(jìn)行加載。

(3)推力桿有限元仿真結(jié)果分析

1)I型推力桿結(jié)果

采用Von Mises準(zhǔn)則得到結(jié)構(gòu)的應(yīng)力(當(dāng)量應(yīng)力)，推力桿整體結(jié)構(gòu)、套管、球頭、球鉸芯軸應(yīng)力結(jié)果如圖7至圖9所示。從圖中可以看出，套管的最大應(yīng)力為186.5MPa，位于與球頭端部接觸區(qū)域；球頭的最大應(yīng)力為126MPa，位于與套管端部接觸區(qū)域；球鉸芯軸的最大應(yīng)力為245.1MPa，位于螺栓孔安裝部位。

圖7 I型推力桿桿身應(yīng)力結(jié)果

圖8 I型推力桿的球頭應(yīng)力結(jié)果

圖9 I型推力桿的球鉸芯軸應(yīng)力結(jié)果

2.4 結(jié)果分析

現(xiàn)將兩種方法分析得到的最大應(yīng)力結(jié)果進(jìn)行整理如表2所示，由表可以看出，采用第二種方法計算得到的應(yīng)力結(jié)果比第一種要偏大一些，最大誤差值為8.21%，說明采用第二種方法計算所得結(jié)果較為保守，在推力桿的前期開發(fā)階段，重點(diǎn)是其危險區(qū)域以及極限承載能力，只需計算結(jié)果能夠反映其破壞趨勢即可，因此，該簡化模型可以用于簡化推力桿的分析。

表2 I型推力桿應(yīng)力結(jié)果對比

3 結(jié)論

（1）I型推力桿的各部件的最大應(yīng)力值均未超過其屈服極限，能滿足相應(yīng)的強(qiáng)度條件。

（2）簡化模型的各應(yīng)力結(jié)果均比完整模型略大一些，在工程允許的誤差范圍內(nèi)，故而可以使用該方法簡化推力桿的結(jié)構(gòu)分析。為類似研究提供理論支持。