基于ADAMS/Car的某微型車后橫拉桿扭矩分析

（上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

基于ADAMS/Car的某微型車后橫拉桿扭矩分析

肖 健 覃佳亮 肖光育

（上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007）

針對公司某微型車后橫拉桿螺母路試松脫的問題，基于ADAMS/Car對微車進行不同極限工況的運動仿真，得到了后橫拉桿螺母的極限工況工作載荷，并將其轉化為預緊力，然后通過擰緊實驗進行扭矩設定，計算結果顯示原來的設定扭矩偏小，橫拉桿螺母存在松動風險，經過重新設定扭矩后沒有發現螺母松脫現象，有效解決了后橫拉桿螺母松脫的問題。

ADAMS/Car；后橫拉桿；擰緊實驗；扭矩分析

五連桿后懸架能實現主銷傾角的最佳位置，大幅度減少路面帶來的前后方向的力，從而改善加速和制動的平順性和舒適性。五連桿后懸架橫拉桿，可以提高后懸架側傾角剛度，減少車身傾角，對于整車操控性和舒適性作用重大。

為了解決公司某新車型后橫拉桿螺母在路試過程中出現松脫問題，本文利用用ADAMS/Car對該車五連桿后懸架進行建模仿真，獲取了后橫拉桿在各種工況下的工作載荷，然后對后橫拉桿螺栓進行預緊力計算，并且結合對后橫拉桿下支銷螺母擰緊實驗，檢驗其扭矩-夾緊力的關系，對后橫拉桿扭矩進行了重新設定，成功解決了螺母松脫問題。

1 基于ADAMS各工況的運動學仿真

1.1 后懸架建模

該車型后懸架采用的是五連桿螺旋彈簧非獨立懸架。懸架系統實際是由雙縱臂結構形式經過演化而來，包括兩根上縱臂（兩端向外偏置）、兩根下縱臂、一根橫向推力桿、雙筒式減振器、螺旋彈簧、壓縮限位塊以及橡膠襯套等。為簡化后的后懸架拓撲結構關系如圖1。懸架左右兩側均采用上、下兩根縱臂以傳遞縱向力，橫向力主要由裝在車橋后部的橫向推力桿承受。

1.2 各工況仿真

利用左右車輪跳動來引起懸架運動，這是懸架運動學特性分析的基本方法。這種分析方法實際上是模擬實際過程中車輪通過障礙物、不平的路面、汽車加速、車身側傾時對車輪力的作用，任何運動形式，對于車輪力的作用都可以轉換為三個方向的力和三個方向的轉矩，然后將這種作用力傳遞到懸架上，進而獲取懸架的運動特性的一種方法，這種仿真的關鍵是對車輪的載荷輸入要盡可能的和實際相符。

圖1 五連桿后懸架拖布結構

圖2 懸架子系統與試驗臺裝配圖

懸架的運動學的研究同時也包括由于輪胎和路面之間的力和力矩引起的車輪定位等懸架參數的變化，即外加載荷對懸架特性的影響。這里將考慮彈性襯套等連接件對懸架性能的影響，仿真中使用的KC特性，都是通過KC實驗臺測試出來。該分析中的外加載荷是指在車輪與地面接地點處或輪心處施加制動力、驅動力、側向力、回正力矩、側翻力矩、滾動阻力矩等等。

將建好的懸架子系統與試驗臺裝配起來如圖2，設置好懸架參數，并進行不同工況下的后懸架進行仿真分析，得到連接部位螺栓的工作載荷如表1所示。

從以上12種工況的仿真數據中可以看出，微車在轉彎時橫向穩定桿所受工作載荷較大，其中橫向拉桿受力最大工況為LIMIT CORNERING，應以該工況作為預緊力計算的載荷輸入。

2 螺栓擰緊實驗

本實驗采用Schatz 多功能螺栓緊固分析系統，擰緊機自帶一個測定總扭矩的扭矩傳感器，同時在螺紋裝配夾具內安裝了測定螺紋扭矩的傳感器和測定夾緊力的力傳感器。可以測量出螺栓擰緊過程中的夾緊力、總扭矩和螺紋副上的扭矩，對夾緊力和扭矩的關系精確實時的反映，同時可以測出螺栓屈服扭矩和扭矩系數。

橫向拉桿和車橋是通過一個螺紋支銷固定，取螺紋支銷和對應螺母共15組，進行扭矩擰緊實驗，實驗結果如表2所示。

3扭矩的設定

3.1 預緊力的計算

可以先將螺栓所受三個方向的載荷可以轉換為沿螺栓軸向的載荷和沿螺栓徑向的載荷，然后再進行預緊力的計算，具體計算過程如下：

m— 結合面數目 ；

經過查表得到

由于仿真過程中都是取的極限工況，現實運行過程中很難達到的工況，所以此時的安全系數取=1得：

3.2 扭矩分析

（1）橫拉桿與后橋螺母最小擰緊扭矩

根據國家標準GB/T 16823.3-2010《螺紋緊固件緊固通則》中指出，扭矩的計算公式為：

則為了保證被連接件不滑移，螺母不松動，螺栓所需的最小扭矩為：

橫拉桿與后橋連接所需最小預緊力為24.86kN，扭矩系數采用實驗過程中的最大值0.22，則最小擰緊扭矩為 ：

（2）橫拉桿與后橋螺母最大擰緊扭矩

根據實驗數據可以看出，下支銷螺栓和螺母螺紋連接副屈服扭矩范圍為79.9～87Nm，均值為85.38Nm，螺栓屈服之后還是能繼續承受一定的扭矩，如表2中，下支銷螺栓的最大扭矩范圍為93～100Nm，為了防止下支銷螺栓在擰緊過程中屈服斷裂，下支銷螺栓設計的最大扭矩為80Nm。

（3）橫拉桿與后橋螺母目標擰緊扭矩

按照國標GB/T 16823.2中目標緊固扭矩的設定方法如下：

式中：Kmin—為螺栓的最小扭矩系數；

Fmax—為螺栓的最大屈服緊固軸向力；

m—為裝配精度；從表2中可以看出扭矩系數最小值為0.174，屈服緊固軸向力最大為38.9kN，裝配擰緊精度按照10%計算。則目標緊固扭矩應該設定為：

表1 仿真工況及對應的工作載荷

表2 下支銷螺栓擰緊實驗數據

所以橫拉桿螺母擰緊扭矩目標值應為74Nm，扭矩監控范圍為65～80Nm。

結語

目前后橫拉桿與后橋連接點的設計扭矩為45～60Nm，低于監控范圍65～80Nm的最低值，也就是說即使按照這個范圍擰緊至最大值，螺栓也存在松脫風險，需要提高該點的裝配扭矩。通過對微車五連桿后懸架進行多體動力學分析，得到了各連桿的工作載荷，為連桿連接點的螺栓扭矩設計提供了載荷輸入，成功解決了后橫拉桿螺母松脫的問題，也為螺栓的設計選型提供了一種新的思路。

[1]劉進偉．五連桿后懸架仿真研究[J]．專用汽車，2009（9）．

[2]肖攀．后懸架橫向穩定桿支座裂紋問題的有限元分析[J]．長安科技，2007（1）：7～10．

[3]李飛．多連桿懸架的運動學仿真分析與優化[D]．遼寧：東北大學，2009．

[4]袁張．輕型越野車多連桿懸架系統研究[D]．湖北：武漢理工大學，2009．

[5]成大先．機械設計手冊第二卷[M]．北京：化學工業出版社，2011：59～69．

U463.33

：A