（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(jìn)行不同極限工況的運(yùn)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(zhuǎn)化為預(yù)緊力，然后通過擰緊實(shí)驗(yàn)進(jìn)行扭矩設(shè)定，計(jì)算結(jié)果顯示原來的設(shè)定扭矩偏小，橫拉桿螺母存在松動風(fēng)險(xiǎn)，經(jīng)過重新設(shè)定扭矩后沒有發(fā)現(xiàn)螺母松脫現(xiàn)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(shí)驗(yàn)；扭矩分析

五連桿后懸架能實(shí)現(xiàn)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(cè)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(xiàn)松脫問題，本文利用用ADAMS/Car對該車五連桿后懸架進(jìn)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(jìn)行預(yù)緊力計(jì)算，并且結(jié)合對后橫拉桿下支銷螺母擰緊實(shí)驗(yàn)，檢驗(yàn)其扭矩-夾緊力的關(guān)系，對后橫拉桿扭矩進(jìn)行了重新設(shè)定，成功解決了螺母松脫問題。

1 基于ADAMS各工況的運(yùn)動學(xué)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(dú)立懸架。懸架系統(tǒng)實(shí)際是由雙縱臂結(jié)構(gòu)形式經(jīng)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?fù)浣Y(jié)構(gòu)關(guān)系如圖1。懸架左右兩側(cè)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(yùn)動，這是懸架運(yùn)動學(xué)特性分析的基本方法。這種分析方法實(shí)際上是模擬實(shí)際過程中車輪通過障礙物、不平的路面、汽車加速、車身側(cè)傾時(shí)對車輪力的作用，任何運(yùn)動形式，對于車輪力的作用都可以轉(zhuǎn)換為三個方向的力和三個方向的轉(zhuǎn)矩，然后將這種作用力傳遞到懸架上，進(jìn)而獲取懸架的運(yùn)動特性的一種方法，這種仿真的關(guān)鍵是對車輪的載荷輸入要盡可能的和實(shí)際相符。

圖1 五連桿后懸架拖布結(jié)構(gòu)

圖2 懸架子系統(tǒng)與試驗(yàn)臺裝配圖

懸架的運(yùn)動學(xué)的研究同時(shí)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(shù)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(shí)驗(yàn)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(diǎn)處或輪心處施加制動力、驅(qū)動力、側(cè)向力、回正力矩、側(cè)翻力矩、滾動阻力矩等等。

將建好的懸架子系統(tǒng)與試驗(yàn)臺裝配起來如圖2，設(shè)置好懸架參數(shù)，并進(jìn)行不同工況下的后懸架進(jìn)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(shù)據(jù)中可以看出，微車在轉(zhuǎn)彎時(shí)橫向穩(wěn)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(yīng)以該工況作為預(yù)緊力計(jì)算的載荷輸入。

2 螺栓擰緊實(shí)驗(yàn)

本實(shí)驗(yàn)采用Schatz 多功能螺栓緊固分析系統(tǒng)，擰緊機(jī)自帶一個測定總扭矩的扭矩傳感器，同時(shí)在螺紋裝配夾具內(nèi)安裝了測定螺紋扭矩的傳感器和測定夾緊力的力傳感器?？梢詼y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(guān)系精確實(shí)時(shí)的反映，同時(shí)可以測出螺栓屈服扭矩和扭矩系數(shù)。

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(yīng)螺母共15組，進(jìn)行扭矩?cái)Q緊實(shí)驗(yàn)，實(shí)驗(yàn)結(jié)果如表2所示。

3扭矩的設(shè)定

3.1 預(yù)緊力的計(jì)算

可以先將螺栓所受三個方向的載荷可以轉(zhuǎn)換為沿螺栓軸向的載荷和沿螺栓徑向的載荷，然后再進(jìn)行預(yù)緊力的計(jì)算，具體計(jì)算過程如下：

m— 結(jié)合面數(shù)目 ；

經(jīng)過查表得到

由于仿真過程中都是取的極限工況，現(xiàn)實(shí)運(yùn)行過程中很難達(dá)到的工況，所以此時(shí)的安全系數(shù)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(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T 16823.3-2010《螺紋緊固件緊固通則》中指出，扭矩的計(jì)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(yù)緊力為24.86kN，扭矩系數(shù)采用實(shí)驗(yàn)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(jù)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)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(xù)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(shè)計(jì)的最大扭矩為80Nm。

（3）橫拉桿與后橋螺母目標(biāo)擰緊扭矩

按照國標(biāo)GB/T 16823.2中目標(biāo)緊固扭矩的設(shè)定方法如下：

式中：Kmin—為螺栓的最小扭矩系數(shù)；

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(shù)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(jì)算。則目標(biāo)緊固扭矩應(yīng)該設(shè)定為：

表1 仿真工況及對應(yīng)的工作載荷

表2 下支銷螺栓擰緊實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)

所以橫拉桿螺母擰緊扭矩目標(biāo)值應(yīng)為74Nm，扭矩監(jiān)控范圍為65～80Nm。

結(jié)語

目前后橫拉桿與后橋連接點(diǎn)的設(shè)計(jì)扭矩為45～60Nm，低于監(jiān)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(fēng)險(xiǎn)，需要提高該點(diǎn)的裝配扭矩。通過對微車五連桿后懸架進(jìn)行多體動力學(xué)分析，得到了各連桿的工作載荷，為連桿連接點(diǎn)的螺栓扭矩設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)選型提供了一種新的思路。

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