重卡推力桿載荷分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化

楊銀輝，晁鵬翔，申國偉，范學瓊，李廣耀，王元

（陜西重型汽車有限公司，陜西 西安 710200）

引言

推力桿是重型汽車懸架連接車架與車橋（軸）的一種導(dǎo)向用桿狀總成，目的是為克服非獨立鋼板彈簧平衡懸架、橡膠彈簧或空氣彈簧等懸架系統(tǒng)彈性元件，只能傳遞垂直力而不能傳遞牽引力和橫向力的缺陷；在遇轉(zhuǎn)彎、凹凸坑道時在橋和車架之間起阻礙互相竄動、穩(wěn)定車橋的作用；并能提供一定緩沖作用以降低整車振動及噪音、避免橋和車架橫梁等關(guān)鍵零部件的沖擊破壞。目前，推力桿廣泛應(yīng)用于多軸汽車平衡懸架，作為平衡懸架的關(guān)鍵部件之一，在結(jié)構(gòu)設(shè)計強度方面必須進行相應(yīng)的優(yōu)化設(shè)計。本文以某重型自卸汽車后平衡懸架，如圖1所示，推力桿失效改進為例，進行了推力桿的受力分析研究，并根據(jù)推力桿的極限載荷對其進行了結(jié)構(gòu)強度優(yōu)化設(shè)計。

圖1 6×4自卸汽車后平衡懸架

1 推力桿故障模式

某工程車受貨物超載、使用環(huán)境惡劣等因素影響，上推力桿故障率高，經(jīng)對售后推力桿失效進行統(tǒng)計分析，失效模式為球銷斷裂、桿身斷裂、桿身彎曲、橡膠撕裂等，詳見表1，結(jié)合故障占比，解決桿身斷裂和橡膠撕裂為后續(xù)的主要改進點。初步分析，推力桿在受到交變載荷時產(chǎn)生彈性變形，在車輛制動、加速或轉(zhuǎn)彎工況，推力桿承受的制動力、驅(qū)動力或橫向力及其力矩超過橡膠襯套的最大撕裂強度臨界值，橡膠膠套容易發(fā)生損傷失效。桿身發(fā)生斷裂失效主要是由于設(shè)計之初強度考慮不足，在加工制造時存在著較大的應(yīng)力，無法承受巨大的交變載荷，進而導(dǎo)致疲勞斷裂。

表1 推力桿故障模式

2 推力桿極限載荷確定

2.1 道路載荷譜法

圖2 推力桿道路試驗標定

道路載荷譜是進行車輛零部件疲勞耐久試驗研究的重要依據(jù)之一，而掌握載荷譜的內(nèi)部信息是進行疲勞試驗、疲勞壽命估計和疲勞設(shè)計的先決條件。針對傳統(tǒng)的道路耐久試驗周期長、響應(yīng)速度慢且成本高的問題，提出了實際道路載荷譜生成等效損傷程度的循環(huán)載荷的轉(zhuǎn)換方法，并應(yīng)用于零部件改進設(shè)計，本文以重型6×4自卸車為試驗對象工況，對上、下推力桿進行應(yīng)變標定，如圖 2，在公司周邊煤場礦等典型路面采集路譜，統(tǒng)計其雨流計數(shù)結(jié)果，試驗制動車速分別為10km/h、15km/h、20km/h、30km/h、35km/h及 30%的坡度獲得推力桿在礦路、制動和爬坡時的受力情況，上推力桿最大載荷為100kN。

2.2 虛擬樣機技術(shù)

在ADMAS軟件中建立了某重型商用6×4自卸車的整車虛擬樣機模型，其中輪胎的各項參數(shù)由臺架試驗測得，鋼板彈簧的剛度與實物的誤差為3%。在完成整車虛擬樣機的建模后，通過調(diào)整車架的動力學參數(shù)，使整車的質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量盡量與重型商用車的動力學特性一致，建立的整車虛擬樣機模型如圖3所示。在ADMAS軟件中利用整車虛擬樣機及虛擬砂石路面，對某重型商用6×4自卸車的實際使用工況進行仿真，利用整車虛擬樣機模型進行多體動力學仿真，提取出上、下推力桿球鉸部位的載荷譜。

圖3 某6×4自卸車整車虛擬樣機

結(jié)合多體數(shù)據(jù)，下推力桿球鉸剛度按照 40kN/mm、50kN/mm、60kN/mm取值，相應(yīng)上推力桿球鉸剛度為50kN/mm、60kN/mm、70kN/mm、80kN/mm、90kN/mm、100kN/mm時，上推力桿最大載荷為88kN，最小載荷為87kN，變化率為1.1%；下推力桿最大載荷 61kN，最小載荷為 60.7kN，變化率為0.49%。綜合分析，推力桿球鉸剛度對于推力桿受力影響較小。試驗及仿真測出上推力桿的最大載荷幅值分比為 100kN、88kN，綜合考慮實際需要，確定100kN為上推力桿有限元分析的載荷輸入。

3 校核與有限元分析

3.1 推力桿穩(wěn)定性校核

推力桿長度l=610mm D=60mm d=46mm u=2 E=2.1×105N/ mm2

細長桿失穩(wěn)臨界力的歐拉公式：

空心圓管橫截面慣性矩I為：

推力桿極限載荷 100kN，遠小于推力桿臨界失穩(wěn)力579kN，推力桿不易失穩(wěn)。

3.2 有限元分析

圖4 有限元分析模型

在Catia三維軟件中建立桿頭、球銷及桿身的三維模型，如圖 4，并裝配為一體，模擬實際路況，在推力桿一端球銷柄部施加約束，另一端施加與汽車行駛方向夾角 1.5°極限載荷，力值大小 100kN，針對桿身材料、桿身規(guī)格、桿頭及球銷結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，其中優(yōu)化后球銷材料為40Cr、桿頭材料為45鋼，桿身材料為Q345，運用HyperWorks軟件進行優(yōu)化分析，優(yōu)化前后各部件應(yīng)力及安全系數(shù)見表2所示。從優(yōu)化后的分析結(jié)果可知，推力桿強度最小提升 13.7%，分析結(jié)果如圖5、圖6、圖7所示。

表2 優(yōu)化前后推力桿最大應(yīng)力

圖5 桿頭優(yōu)化前后應(yīng)力云圖

圖6 桿身優(yōu)化前后應(yīng)力云圖

圖7 球銷優(yōu)化前后應(yīng)力云圖

4 臺架試驗驗證

模擬推力桿裝車狀態(tài)，如圖8所示，采用電液伺服疲勞試驗系統(tǒng)，對已經(jīng)裝夾好的樣件施加縱向幅值為100kN頻率為1Hz的循環(huán)拉壓載荷，并利用風扇對樣件進行冷卻，采集載荷值及位移值，系統(tǒng)自動計算出實時剛度，優(yōu)化后推力桿徑向剛度提升44.4%，且在靜剛度變化30%時，平均疲勞壽命達到35萬次以上。

圖8 推力桿疲勞壽命臺架試驗

5 結(jié)論

（1）基于ADAMS多體提取載荷與道路載荷譜標定獲得的推力桿極限載荷存在差異，分析原因主要是板簧、襯套等相關(guān)零件實際剛度偏差、零件尺寸精度影響，兩者偏差 12.8%左右，考慮到實際使用情況，推力桿的改進分析依據(jù)道路載荷譜數(shù)據(jù)。

（2）下推力桿球鉸剛度按照40kN/mm、50kN/mm、60kN/mm取值，相應(yīng)上推力桿球鉸剛度為50kN/mm、60kN/mm、70kN/mm、80kN/mm、90kN/mm、100kN/mm時，上推力桿載荷變化率為1.1%，下推力桿載荷變化率為 0.49%，變化率較小，說明推力桿球鉸剛度對于推力桿的受力影響較小。

（3）經(jīng)校核推力桿極限載荷100kN，遠小于推力桿臨界失穩(wěn)力 579kN，推力桿不易彎曲失效；優(yōu)化后的推力桿剛度提升44.4%,強度提高13.7%，進一步通過疲勞臺架試驗，平均壽命達到35萬次以上，滿足車輛使用工況需求。