重型特種車推力桿緊固螺栓受力分析

劉富寶，周桂鳳，楊立榮

(泰安航天特種車有限公司，山東泰安 271000)

0 引言

目前，國內越來越多的汽車企業采用推力桿作為非獨立式空氣懸架的導向機構。推力桿在懸架系統中起著非常重要的作用，它限定橋的運動軌跡、傳遞和承受車輛與車橋的相對縱向力、橫向力等。現在許多設計人員在設計時往往只考慮推力桿的力學分析而忽略了推力桿緊固螺栓的分析工作，這會存在選用的推力桿緊固螺栓無法達到設計要求的風險，造成螺栓的斷裂、脫落等問題，從而產生巨大的安全隱患。

某特種車型懸架系統采用四連桿結構，該結構以四根推力桿為導向機構控制車橋位置的空氣懸架形式，且此四連桿結構為下兩縱、上V形(倒八字)布置形式。本文作者以此四連桿結構為分析對象，對其選用緊固螺栓進行受力分析，并驗證其選型是否合理，推力桿布置形式如圖1所示。

圖1 空氣懸架推力桿布置形式

1 推力桿受力分析

1.1 驅動工況縱向力分析

汽車發動機產生的轉矩Ttq經傳動系傳至驅動輪上。

此時作用在驅動輪上的轉矩Tt產生一對地面的圓周力F0，地面對驅動輪的反作用力Ft=F0。在驅動工況下車橋產生一作用于上推力桿系的壓力F1和一作用于下推力桿系的拉力F2。

推力桿的受力如圖2所示。

圖2 驅動工況受力分析

分別對上、下推力桿車橋端中間軸承球心點A、B求矩，根據力矩平衡得：

式中：l1為上推力桿車橋端中間軸承球心距地距離;

l2為下推力桿車橋端中間軸承球心距地距離;

θ為推力桿安裝角。

(1)假設路面有足夠大的附著系數[1]，則：

推力桿在驅動狀態的最大受力發生在發動機最大輸出扭矩、變速器一擋速比狀態下，代入參數計算得：Ft=139 790 N，F1=98 512 N，F2=239 072 N。

(2)按干燥瀝青路面附著系數為φ=0.8計算，則：

Ft=φ(G±ΔFG)

式中：G為軸荷，取11 000 kg;

ΔFG為車軸垂直負荷轉移值,在0.4g整車加速狀態下計算得1 720 N;

“±”為空氣簧懸架為后橋，加速時取“+”，制動時取“-”。

代入參數計算得：Ft=87 616 N，F1=61 744 N，F2=149 843 N。

1.2 制動工況縱向力分析

在制動工況下，車橋對推力桿系的作用力F1、F2及地面制動力Fxb對車橋中心求矩滿足力矩平衡原理。推力桿的受力如圖3所示。

圖3 制動工況受力分析

根據力及力矩的平衡關系得：

(2)按干燥瀝青路面附著系數為0.8計算，則：Fxb=φ(G-ΔFG)，在0.7g整車制動狀態下ΔFG=2 950 N。代入參數計算得：Fxb=83 880 N，F1=59 111 N，F2=143 453 N。

1.3 轉彎行駛工況和側滑工況側向力分析

假設推力桿兩端中間軸承為剛性且無間隙的，根據推力桿的二力桿結構特性可知，推力桿只受桿向力。下縱向推力桿平行于整車縱向中心面，根據“導向桿系約束反力的合力與中性面的交點就是力矩中心”的力矩中心說[2]，其在橫向的力矩中心在無窮遠處，故下縱桿對側向運動沒有約束。上V形桿的交點O為車軸相對車身的瞬時轉動中心，由它約束兩者的側向和縱向運動。但由于縱桿的桿向約束，限制了兩者的相對水平轉動，也就是說，上、下桿共同約束了車軸對車身的側向和縱向運動。

假設推力桿兩端中間軸承為剛性且無間隙的理想狀態，車軸承受側向力Fc時，推力桿側向受力情況如圖4所示。

圖4 V形推力桿側向受力分析

根據力平衡關系得：

式中：Fc為車軸承受側向力;

FR為推力桿承受桿向力;

θ為推力桿安裝角;

β為V形推力桿夾角。

(2)當整車發生側滑時，側向力Fc=μFZ,此時若側滑系數μ=1，車軸承受側向力Fc=μG=107 800 N。代入參數得：FR=166 468 N。

綜上分析得：上推力桿在側滑工況下所受桿向力最大，單個推力桿所受桿向力FRmax=166 468 N。

2 推力桿緊固螺栓受力分析

根據前面分析可知，上推力桿在側滑工況下所受桿向力最大，此時推力桿緊固螺栓所受力也為最大值。所以僅需分析上推力桿緊固螺栓在此工況下受力(圖5)即可。

圖5 推力桿緊固螺栓受力分析

受推力桿安裝角的影響，推力桿緊固螺栓受水平方向拉壓力FX和垂直方向剪切力FZ，根據力平衡關系得：

FX=FRmaxcosγ

FZ=FRmaxsinγ

式中：γ為螺栓緊固面與桿向力夾角。

螺栓的相關參數見表1。

表1 螺栓的相關參數

2.1 緊固螺栓軸向拉應力分析

既受預緊力F′又受軸向載荷FX1的緊固螺栓，其最大拉伸力為F0：

擰緊力F′的計算公式[3]為：

式中：K為擰緊力矩系數，根據機械手推薦值，表面噴漆處理且無潤滑連接面取0.22。

代入參數計算得：

F0=118 687+0.25×82 699=139 362 N

螺栓應力校核公式[3]：

代入參數得δ1=834 MPa<[δ1p]，選用螺栓拉應力符合設計要求。

2.2 緊固螺栓徑向力分析

緊固螺栓在預緊力F′和軸向載荷FX1的復合力的作用下產生克服螺栓切向運動的最大摩擦力，計算公式為：

Ff=μmF0

式中：μ為螺母與被連接件支撐面間的摩擦因數，一般機械中常假設μ=K(擰緊力矩系數)；

m為剪切面數量，等于被連接件數量減一。

代入參數計算得：Ff=μmF0=30 659 N，通過對比發現Ff遠遠大于緊固螺栓在最大驅動工況下所受的切向力FZ1，這說明切向力FZ1無法使緊固螺栓產生切向相對位移，選用螺栓符合設計要求。

3 基于ANSYS的有限元分析

將建好的推力桿與緊固螺栓幾何模型導入ANSYS的Workbench有限元分析模塊，在建立分析模型時，只考慮預緊力F′和桿向力F2對螺栓的作用。在裝配約束中選擇帶摩擦接觸，摩擦因數μ=0.22，在螺栓與推力桿固定支座的螺紋副連接區域添加螺栓的公稱直徑和螺距等參數。劃分網格時要根據CAE分析結果不斷調整網格尺寸，直到CAE分析結果滿足應力判定標準，即應力值達到一個穩定的狀態。此次有限元分析主要分析螺栓的應力，螺栓的網格劃分尺寸為0.5 mm，推力桿和推力桿安裝支座的網格尺寸為3 mm。在排除應力奇異后有限元分析結果見表2，螺栓的應力主要集中在六角頭端面和推力桿與推力桿支座接觸端面處。圖6為螺栓屈服應力圖，圖7為螺栓軸向位移圖。

表2 有限元分析結果

圖6 螺栓屈服應力圖

圖7 螺栓軸向位移圖

4 結束語

文中通過分析推力桿緊固螺栓在驅動工況和制動工況下的最大受力情況，計算其所受最大應力值，并通過ANSYS有限元分析做進一步驗證，使螺栓選型得到理論驗證，消除產品交付客戶后所存在的安全隱患。