某40t重型載貨汽車平衡懸架失效模式研究＊

郝琪 邵磊磊 張能忠 汪波 呂鈞

（1.湖北汽車工業學院；2.湖北省十堰市精密制造有限公司）

某40t重型載貨汽車平衡懸架失效模式研究＊

郝琪1邵磊磊1張能忠1汪波2呂鈞2

（1.湖北汽車工業學院；2.湖北省十堰市精密制造有限公司）

基于RADIOSS求解器，建立了含5對接觸的某40t重型載貨汽車平衡懸架總成有限元模型，進行了垂直工況動態強度分析。通過仿真結果與實際產品失效形式對比表明，仿真結果有效。進而分析了產品的失效原因，提出修改貫通軸結構和截面形狀、強化平衡軸和平衡軸承轂的倒角工藝、加強平衡軸支架肋板支撐等結構改進意見。

國標GB/T3730.1-1988定義，重型載貨汽車是指在公路上運行時最大總質量超過14 t的載貨汽車。對于噸位較大的重型貨車，為提高其承載能力，通常采用雙后橋或多橋結構。本文對某承載工程機械用40 t重型載貨汽車雙后橋平衡懸架系統進行動態加載有限元計算，通過與實際破壞形式對比，研究其破壞原因，為該款車的改進設計提供參考意見。

1 平衡懸架結構簡介

該重型載貨汽車采用導桿式等臂平衡懸架的雙后橋結構，由于平衡懸架結構對稱，僅給出單側結構，結構簡圖如圖1所示。鋼板彈簧（圖中略去）兩端支承在中、后橋滑板式支架內，中部用U形螺栓固定在平衡軸承轂上。平衡軸通過襯套與平衡軸承轂和平衡軸支架連接，為防止平衡軸軸向移動，在其兩端裝有推力墊圈，并用調整螺母、鎖環、鎖緊螺母壓緊。平衡軸承轂與平衡軸支架之間裝有推力墊圈、推力環，并用銷釘限制推力環的移動。平衡軸支架上端與車架連接（圖中省去），下端裝有貫通軸，通過推力桿連接車橋。

路面的垂向力和側向力經由車輪、車橋傳遞給板簧，板簧經平衡軸承轂帶動平衡軸，經平衡軸支架將力傳遞給車架和貫通軸；路面的縱向力則需通過上、下6套推力桿傳遞到車架。

2 平衡懸架有限元建模

使用hypermesh建立網格，利用RADIOSS進行含接觸的動態加載計算。

2.1 材料及相關參數

該重型載貨汽車中、后橋空載載荷為9.4t，滿載載荷為33.5t，軸荷按50%分配，部件采用材料如表1所列。

表1 部件材料參數MPa

2.2 有限元建模

由于平衡懸架結構對稱,僅研究1/2模型。利用hypermesh劃分四面體實體網格，定義5對接觸，分別為平衡軸承轂與平衡軸、平衡軸支架與平衡軸、平衡軸支架與平衡軸承轂、平衡軸支架與貫通軸以及平衡軸支架與壓蓋之間的接觸。由于平衡軸承轂與平衡軸襯套間隙略大，在RADIOSS中采用type2的綁定接觸類型。其他接觸依據主從選取原則，采用type7的滑移接觸類型，設置部件間的靜摩擦系數為0.1。在平衡軸支架與壓蓋之間模擬螺栓連接,建立預緊力。簡化油封、推力環等部件，有限元模型如圖2所示。

2.3 計算工況

為研究懸架系統在整個加載過程中的應力場動態變化狀況，本文采用動態顯示非線性求解技術，使用RADIOSS求解器對正常行駛工況進行分析。根據斷裂情況，僅分析垂直載荷工況。本次研究基于滿載設計指標，考慮載荷線性增加至滿載工況的位移、應力和力的傳遞變化過程及滿載工況下的安全裕度，平衡懸架一側載荷在0～0.01 ms內由0線性增加至16.5 t，之后保持穩定，求解時間為2 s。載荷作用于平衡軸支架與板簧連接的4個螺栓座上，約束平衡軸支架上頂端與車架螺栓連接處節點的全部自由度、其上表面其他節點的垂向自由度和對稱面上的對稱約束自由度。

3 有限元結果與實際失效形式對比分析

3.1 平衡懸架總體有限元結果

位移動態云圖如圖3所示，從圖3可以看出平衡懸架整體位移隨時間變化的趨勢，在0.1 ms時只有平衡軸承轂上的騎馬螺栓孔處有位移發生，說明載荷在0.1 ms時只傳遞到該位置；在0.3 ms時，平衡軸承轂上位移不斷加大，表現為外部大、內部小，同時，平衡軸端部產生了位移，載荷通過平衡軸承轂與平衡軸之間的接觸傳遞到平衡軸上，平衡軸位移也表現為外端位移大,平衡軸支架與平衡軸承轂連接的下端也出現小區域位移；在0.5 ms時以上變形區域不斷增大；在0.7 ms時貫通軸及平衡軸支架上均產生明顯位移；此后位移逐漸變大，最終最大位移值為0.66 mm，發生在平衡軸外軸端。

從圖3可以看出，在模型求解過程中，位移變化范圍最大的為平衡軸承轂和平衡軸，而平衡軸支架和貫通軸的位移變化相對較小。

圖4 顯示了平衡懸架Von Mises應力值隨時間的變化趨勢，在0.1～0.7 ms過程中應力逐漸變大。0.1 ms時，與位移云圖一致，僅平衡軸承轂出現應力；0.3 ms時，平衡軸端部產生應力，同時平衡軸支架兩個軸孔處也產生應力，且上端孔肋板處應力分布較大；在0.5 ms時，貫通軸上同樣產生應力，貫通軸中心彎曲處和上端彎曲處較其他位置明顯；此后，應力不斷增加，分布略有變化，最終最大VonMises應力值為339 MPa，發生在平衡軸承轂和平衡軸支架過渡的中間軸肩處。從圖4中可以看到力的傳遞路線，應力較大的位置是平衡軸、平衡懸架軸承轂和平衡軸支架的部分位置。

3.2 零部件有限元結果與實際失效對比

3.2.1 平衡軸支架

平衡軸支架的實際破壞圖片和應力云圖片如圖5所示。在實際使用過程中，平衡軸支架中間兩筋板處會出現斷裂情況，而從有限元應力云圖中可以看出，平衡軸支架的最大應力也出現在這兩根肋板處，失效部位吻合極好，仿真最大應力為183 MPa。此時最大應力并未超過平衡軸支架材料的許用應力，安全系數為1.75。實際使用中，重型載貨汽車超載情況嚴重，載荷變大導致最大應力超過材料的許用應力從而導致斷裂。尤其是當壓蓋底端螺栓發生斷裂時，支架承受的載荷更大，應力也將隨之增大，該失效模式也是使用中出現頻率較高的失效模式。

3.2.2 平衡軸承轂

圖6為平衡軸承轂實際斷裂圖片與仿真應力結果對比情況，可知平衡軸承轂與平衡軸支架連接端根部底端為大應力區，仿真時最大應力為223 MPa，該區域也是平衡軸最大應力出現的危險區域，與工程實際斷裂部位一致。雖然分析所得數值都不超過材料的屈服極限，但從實際破壞斷面看，斷面明顯出現光滑區和粗糙區，具有疲勞破壞的典型破壞界面特征。部件在某些極端工況下大應力根部產生初始微觀裂紋，由于超載、突加動載會產生瞬時大應力，產生疲勞損壞，這也是部件使用一定里程后出現破壞的原因。

3.2.3 貫通軸

貫通軸的實際斷裂圖片和應力結果云圖如圖7所示。該貫通軸在實際使用過程中會出現在平衡軸支架內端面處斷裂的情況，而由其仿真應力結果圖可以看出，平衡軸支架的最大應力也會出現在該位置處，此時仿真最大應力為102 MPa。貫通軸非一段式鍛造，兩節之間進行了焊接，在顛簸路段還會受到推力桿作用產生扭轉且焊接材料強度不高，造成該破壞現象。

3.3 結果分析與改型建議

從圖2的力學模型上看，由于平衡軸支架上部固定，平衡懸架結構上半部分可以近似簡化為一個懸臂梁，下端貫通軸可簡化為簡支梁。在平衡軸承轂上加上一定數值的載荷后，B、C處撓度較大，而A處由于受到平衡軸支架約束，內力較大，會導致該處有較大應力。平衡軸上雖出現最大應力，但因為材料采用強度較高的40Cr，實際使用中并未出現平衡軸破環問題。而此處的平衡軸承轂則較容易出現破壞問題，對于此處心軸與心軸孔端面接觸處要進行圓滑的倒角處理，因該處剪切應力與彎曲應力共同作用，結構尖銳處極易產生大應力集中。

貫通軸承受載荷以彎曲載荷為主，顛簸路面也會產生彎扭組合載荷。從其破壞形式看，貫通軸宜采用整體鍛制。截面的圓形設計雖然工藝簡單、成本低，但結構承載形式不合理，可以采用工字形截面設計。

整體結構上，該設計結構因為要進行平衡軸和貫通軸的連接，結構中存在平衡軸支架和貫通軸承轂兩個連接件，結構相對復雜，且平衡軸承轂、平衡軸支架承載較大，而貫通軸承載能力并未完全利用，因此設計中可考慮將貫通軸一段代替平衡軸，此時，結構也由懸臂梁模型改為支撐處相對承載能力更強的簡支梁模型，結構簡單并發揮貫通軸作用，此時平衡軸支架的肋板結構可重新優化設計。

4 結束語

本次研究采用RADIOSS動態非線性顯示求解技術，較好的預測了復雜結構體動態應力分布，仿真計算的失效區域與實際失效區域吻合極好，說明該模型及仿真方法有效。該款40 t重型載貨汽車平衡懸架的強度安全域度并不大，在超載或一些極限工況使用時易出現破壞問題。因此，建議修改貫通軸結構和截面形狀，強化平衡軸、平衡軸承轂的倒角工藝，加強平衡軸支架的肋板支撐。

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4蘇繼龍,連興峰.載重汽車3種結構形式平衡懸架模態分析.計算機輔助工程,2012（4）:21～24.

5樊衛平.TL3400礦用自卸車平衡懸架有限元分析.武漢理工大學學報,2007（6）:137～139.

（責任編輯簾青）

修改稿收到日期為2013年12月1日。

The Study on Failure Modes of Equalizing Suspension in 40T Heavy Truck

Hao Qi1,Shao Leilei1,Zhang Nengzhong1,Wang Bo2,Lv Jun2
（1.Hubei University of Automotive Technology;2.Exact Manufacture Corporation）

Based on RADIOSS solver,the FEM of equalizing suspension in a 40t heavy truck is constructed including five pairs of contacts to analyze the dynamic strength under vertical loads.The simulation results are compared with actual failure modes,which confirm validity of simulation,the root cause of product failure is analyzed.Based on it, the modified design schemes are put forward.

Heavy truck,Equalizing suspension,Failure modes,Dynamic strength

重型載貨汽車平衡懸架失效模式動態強度

U463.33

：A

：1000-3703（2014）03-0013-04

湖北省教育廳重點科研項目：D2011801；湖北省科技廳重點項目：2013CFA092。