限位拉帶支座失效模式分析及改進設計

姬虎艷

（陜西重型汽車有限公司，陜西 西安 710200）

前言

重型軍用越野車駕駛室翻轉系統有兩種方式：單舉升液壓翻轉系統和雙舉升液壓翻轉系統。防護性駕駛室由于自重原因大多采用雙舉升翻轉機構，駕駛室可翻轉30°（不翻過駕駛室重心）左右，舉升缸自帶機械鎖止系統防止油缸非正常泄壓造成安全事故。普通薄鋼板駕駛室因自重較輕翻轉系統多數采用單舉升液壓翻轉機構，駕駛室翻轉角度可達70°（翻過駕駛室重心）以上，為確保駕駛室實現安全、快速地向前方翻轉，設計有翻轉拉帶，防止過重心時沖擊載荷對舉升油缸造成損壞而使駕駛室向前方墜落。因而固定翻轉拉帶的拉帶座設計就非常重要，必須能承載多次沖擊載荷而不出現疲勞斷裂。

1 拉帶座問題的提出

1.1問題出現背景

重型軍車越野車由于載重量大，越野本領強，在自然災害出現后能在各種惡劣工況下將物資與救援人員及時運送到所需目的地點，顯示出其優越的軍品性能。為了更好的服務于民，陜汽軍車除了嚴格把控質量，更是花費大量人力物力走訪部隊，調研各類型軍車在日常使用和維護中出現的問題，記錄并反饋設計，待分析改進并經試驗驗證合格后更改替換原件。走訪中發現單舉升液壓翻轉系統拉帶座有個別開裂現象，必須換件并重新分析設計該部位，避免發生安全事故。

1.2 單舉升翻轉系統

單舉升液壓翻轉系統主要由搖臂焊接總成、翻轉軸、雙向舉升油缸、油缸固定支架、翻轉拉帶、翻轉拉帶座、高壓油管、后懸鎖止機構、液壓油泵組成。搖臂焊接總成包括左、右搖臂總成和穩定桿，左右搖臂總成一端固定在車架上，與穩定桿焊接的一端通過翻轉軸與駕駛室左右縱梁連接，形成翻轉裝置的前翻轉中心。雙向舉升油缸下端通過油缸固定支架裝配于車架上，上端通過軸吊耳與駕駛室右縱梁外側固定，翻轉拉帶固定于駕駛室縱梁內側，高壓軟管將后懸鎖止機構、液壓油泵和舉升油缸連接起來，形成液壓翻轉系統（見圖1）。工作時，將液壓油泵的手柄轉到上升狀態位置，通過油泵操作口將泵中液壓油通過高壓軟管傳送到駕駛室后懸鎖止機構和雙向舉升油缸處，由于開啟壓力設置，后懸鎖止打開之后舉升油缸開始工作，直至駕駛室翻轉過重心開始檢修工作。

圖1 拉帶座安裝示意圖

1.3 拉帶座形式

拉帶座最初設計均為鑄件。由于鑄件生產成本低，鑄造性能好，鑄件的形狀、尺寸與零件很接近，切削量少，減震性及耐磨性好，缺口敏感性低并具有較好的熱處理性能等優點在重型車上大量應用。但是鑄造生產工序多、投料多、質量不穩定，廢品率相對高，內部缺陷不易探查，適用于批量大，受力較小部件，在用件量較小時易造成缺件或庫存積壓。車架寬度較大時，原拉帶座整體較薄，受力部位相對較厚，導致薄的部位易澆注不足，厚的部位和薄厚轉接處的地方易產生縮孔縮松等缺陷，若該部位受到沖擊載荷則斷裂幾率大大增加，拉帶座和拉帶對雙向舉升油缸有至關重要的安全防護效果，耐疲勞耐沖擊能力必須高于駕駛室重力在翻轉過重心時產生的沖擊力。

2 拉帶座結構改進

鑒于拉帶座因焊接缺陷曾發生開裂現象，我們對原拉帶結構進行重新設計。拉帶座壁厚較薄，可考慮用鈑金件代替鑄件。鈑金件具有重量輕、強度高、成本低以及可小量亦可大規模量產等特點，在汽車制造業中大量應用。鈑金可進行剪、沖、折、焊接、拼接等加工工藝，最大特征是同一零件厚度一致。依據此處受力狀況，選取合適厚度鈑金設計拉帶座。

2.1 拉帶座材料選取

拉帶座對雙向舉升缸起輔助保護作用，主要承受駕駛室翻過重心時沖擊力與翻轉到位后的拉力，由于用料較少，避免采購不便，選取整車中受力較多部位廣泛使用的材料（見表 1），綜合考慮之后選取 510L。這種材料主要用于汽車大梁、橫梁和懸置等部位，在工作中承受較大的靜載荷，振動載荷和沖擊力，材料必須具有良好的強度、韌性、焊接性能、抗疲勞性能和冷成型等綜合性能，完全滿足拉帶座工況。

表1 各種常用材料的力學性能

2.2 拉帶座結構設計

原拉帶座鑄件結構為薄平面加凸起部位組成，除去模型制作困難外，還需加工開口銷小孔與安裝凸臺孔，裝夾也極其不便。選取同原拉帶座厚度一致的 510L進行切割、打孔與折彎成型，通過折彎替代原鑄件突出部位，拉帶通過標準件銷軸與拉帶座連接，加工步驟少，安裝方便。新舊結構對比如圖2。

圖2 改進前后結構對比

3 改進后拉帶座的力學性能校核

3.1 拉帶座在使用過程中的受力分析

圖3 拉帶受力分析圖

在駕駛室翻轉過程中拉帶還未被拉緊（即駕駛室還未翻轉至設計位置時）拉帶都處于松曠狀態并不受力，當翻轉至設計角度時拉帶突然被拉緊，支座瞬間承受沖擊力，翻轉過程拉帶受力示意見圖3。其中：O-翻轉中心；C-油缸下支點；K-拉帶下支點；A-油缸上支點；G-駕駛室重心；G'-翻轉后重心；B-翻轉后油缸上支點；A'-翻轉后拉帶上支點。

根據力矩平衡關系：

F1--重力 L1--重力力臂 F2--拉帶拉力 L1--拉力力臂

F1=7800N L1=70mm L2=320mm

綜上得：F2=1706N

該力為拉帶在靜態下的受力，實際翻轉到位時應為沖擊力，則根據經驗公式：

F為沖擊力，t為調整系數，根據經驗取1.2～1.5，此處為了安全起見取1.5。F=1706*1.5=2559N。

3.2 改進后支座的應力應變仿真分析

3.2.1 網格劃分

有限元法是一種為求解偏微分方程邊值問題近似解的數值技術，求解時對對整個問題區域進行分解，每個子區域都成為簡單的部分，它通過變分方法，使得誤差函數達到最小值并產生穩定解。一般情況是劃分單元格越小也就是網格數量越多越精準，但是也不能無限度細化，導致劃分網格時間與計算時間過長而報錯。由于該件整體較小，比較適合小單元細密網格劃分，網格大小為 1mm（見圖 4），使最終結果更加精準。

圖4 網格劃分

3.2.2 建立邊界條件

附加約束與載荷邊界條件，將拉帶座安裝孔與被支撐固定部位施加約束，并根據之前力學分析的角度與方向施加力，見圖5。a為螺栓固定處約束，b為貼合車架面Z向位移約束，c為根據圖3分析的拉帶受力方向。

圖5 邊界約束的建立

3.2.3 受力結果分析

查看拉帶座受力云圖結果見圖 6，對比左側色帶值，可見最大應力值為 97.2MPa，遠小于 510L材料的屈服強度355MPa。

圖6 改進后的拉帶支座受力云圖

4 結束語

本文通過對原拉帶支座的失效模式以及原因的剖析，重新進行了計算、設計與仿真。實際試制應用后效果良好，有效的解決了原支座斷裂的問題，消除了安全隱患，同時也為其他受力鑄件提供了設計參考。