胡文華,楊懷光,何寄平

(福田汽車股份有限公司歐輝環(huán)衛(wèi)裝備事業(yè)部，湖南長沙 410029)

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某型工程車翻轉(zhuǎn)機構(gòu)螺栓斷裂和車身不正有限元分析

胡文華,楊懷光,何寄平

(福田汽車股份有限公司歐輝環(huán)衛(wèi)裝備事業(yè)部，湖南長沙 410029)

針對市場反饋某型工程車翻轉(zhuǎn)機構(gòu)螺栓在實際使用中發(fā)生斷裂，并且出現(xiàn)車身不正的現(xiàn)象，對翻轉(zhuǎn)機構(gòu)進(jìn)行了有限元分析，找到了故障原因。根據(jù)計算結(jié)果，提出翻轉(zhuǎn)機構(gòu)結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案，對結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計，解決了翻轉(zhuǎn)機構(gòu)螺栓斷裂和車身偏轉(zhuǎn)不正的問題。此研究為今后此類問題的解決提供了解決辦法和思路。

翻轉(zhuǎn)機構(gòu)；螺栓斷裂；車身不正；有限元分析；結(jié)構(gòu)改進(jìn)

0 引言

現(xiàn)在大部分輕型或中型車駕駛室的翻轉(zhuǎn)，主要是利用扭桿的扭轉(zhuǎn)力矩克服駕駛室的重力矩來實現(xiàn)的。扭桿作為一種彈性元件，由于其質(zhì)量輕、結(jié)構(gòu)簡單、占據(jù)空間小、無摩擦、不用維護保養(yǎng),早已經(jīng)廣泛地用于現(xiàn)代汽車的懸架中[1]。其結(jié)構(gòu)類型主要為雙扭桿作用和單扭桿作用。雙扭桿主要用于駕駛室質(zhì)量大的中型車，其特點是預(yù)扭力矩大，駕駛室左右受力均勻但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，駕駛室底板受力大易產(chǎn)生變形等。單扭桿主要用于駕駛室質(zhì)量小的輕型車，其特點是預(yù)扭力矩相對不大但結(jié)構(gòu)簡單，駕駛室底板左右骨架受力不均勻[2]。并且單扭桿翻轉(zhuǎn)機構(gòu)成本低，安裝可靠簡單，因此在輕型工程車中得到了廣泛的使用。文中所分析的輕型工程車使用的便是單扭桿翻轉(zhuǎn)機構(gòu)，但是在使用中由于單扭桿的特點，受力時左右力矩不平衡導(dǎo)致了螺栓斷裂和車身不正等現(xiàn)象，如圖1所示。

圖1 車身翻轉(zhuǎn)導(dǎo)致的螺栓斷裂和第一橫梁撕裂圖

為了解決此問題，文中利用先進(jìn)的有限元分析技術(shù)，對斷裂螺栓和整體變形進(jìn)行了有限元分析。

1 翻轉(zhuǎn)機構(gòu)有限元分析

1.1 有限元模型建立

使用Hypermesh軟件對其進(jìn)行前處理網(wǎng)格劃分，使用Abaqus軟件建立其有限元分析模型，車架、橫梁之間使用綁定設(shè)置，其余接觸面使用面面接觸設(shè)置，所得模型圖如圖2所示。 翻轉(zhuǎn)機構(gòu)計算分靜載鎖死和車身猛力下扣兩個工況，其中猛力下扣工況為最危險工況，因此只對猛力下扣工況進(jìn)行分析。在猛力下扣工況下，車架尾端全約束，車身底板尾端只約束垂向位移，以體現(xiàn)其動態(tài)下扣。經(jīng)計算，扭桿彈簧的最大扭矩為4 620 N·m,動載系數(shù)為1.1,車身和下扣總力為705 N。翻轉(zhuǎn)機構(gòu)螺栓直徑12 mm，材料為40CR，10.9級，其評價標(biāo)準(zhǔn)為低于公稱抗拉強度1 000 MPa。

圖2 有限元模型圖

1.2 原始結(jié)構(gòu)螺栓強度有限元分析結(jié)果

對以上零部件進(jìn)行結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析，分析結(jié)果如表1所示，螺栓號對應(yīng)螺栓位置如圖3所示，螺栓應(yīng)力云紋圖如圖4和圖5所示。

表1 螺栓應(yīng)力分析結(jié)果

圖3 螺栓號與螺栓對應(yīng)位置圖

圖4 左側(cè)螺栓拉應(yīng)力云紋圖

圖5 右側(cè)螺栓拉應(yīng)力云紋圖

從結(jié)果看出：左側(cè)拉應(yīng)力最大的螺栓為2號螺栓，最大拉應(yīng)力為785 MPa，低于公稱抗拉強度1 000 MPa，安全系數(shù)為1.27。右側(cè)拉應(yīng)力最大的螺栓為2號螺栓，最大拉應(yīng)力為1 525 MPa，高于公稱抗拉強度1 000 MPa，安全系數(shù)為0.66；其次為1號螺栓，其最大拉應(yīng)力為1 125 MPa，安全系數(shù)為0.89。這兩個螺栓安全系數(shù)均小于1，最大拉應(yīng)力均大于公稱抗拉強度1 000 MPa,螺栓易出現(xiàn)變形和斷裂等現(xiàn)象。其余兩個螺栓最大拉應(yīng)力為825 MPa，低于公稱抗拉強度1 000 MPa，安全系數(shù)最小為1.21，滿足強度設(shè)計要求。分析結(jié)果與實際發(fā)生事故處相同，驗證了有限元分析方法的正確。

1.3 車身翻轉(zhuǎn)機構(gòu)變形趨勢分析結(jié)果

車身的整體水平偏轉(zhuǎn)位移結(jié)果云圖如圖6所示。從結(jié)果看出：由于翻轉(zhuǎn)機構(gòu)為單扭桿機構(gòu)，扭桿一端固定在右端支座，左端與外套管相連，當(dāng)扭桿受扭時，內(nèi)部產(chǎn)生很大的內(nèi)部扭矩，由于外套管斷開，使得力矩平衡由右端支座和車身來承擔(dān)，致使右端支座整體往后變形，拉扯整個車身往左端偏轉(zhuǎn)，導(dǎo)致車身尾端左偏5.5 mm。這與實際車身偏轉(zhuǎn)方向和情況一致，驗證了有限元分析方法的正確。

圖6 車身猛力下扣變形云圖

2 車架結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計改進(jìn)與分析

根據(jù)上文分析結(jié)果和應(yīng)力過大區(qū)域的應(yīng)力及變形特點，提出了改進(jìn)結(jié)構(gòu)，改進(jìn)結(jié)構(gòu)如圖7所示，在車架行駛方向右側(cè)第一橫梁安裝翻轉(zhuǎn)座處添加一個L型加強板。

2.1 改進(jìn)結(jié)構(gòu)有限元分析結(jié)果

對改進(jìn)后結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析，螺栓應(yīng)力分布如表2所示,由于左側(cè)螺栓應(yīng)力均很小,因此不一一列出左側(cè)螺栓應(yīng)力值，以4個螺栓整體為對象，顯示其應(yīng)力,如圖8(b)所示。改進(jìn)結(jié)構(gòu)螺栓最大拉應(yīng)力為846 MPa，低于抗拉強度1 000 MPa，安全系數(shù)為1.18?？梢姼倪M(jìn)后螺栓強度達(dá)到了強度設(shè)計要求，驗證了改進(jìn)方案是有效的、可行的。

表2 改進(jìn)結(jié)構(gòu)強度性能分析結(jié)果

圖8 螺栓拉應(yīng)力云圖

2.2 改進(jìn)結(jié)構(gòu)剛度性能分析結(jié)果

改進(jìn)結(jié)構(gòu)剛度性能分析結(jié)果如圖9所示：改進(jìn)結(jié)構(gòu)的整體變形為左偏4.22 mm。

圖9 改進(jìn)結(jié)構(gòu)車身下扣變形云圖

3 總結(jié)

對改進(jìn)前后結(jié)構(gòu)的有限元分析結(jié)果進(jìn)行了對比，如表3所示，通過數(shù)據(jù)對比可以得出如下結(jié)論：

(1)與原結(jié)構(gòu)相比，2號螺栓應(yīng)力下降最大為250 MPa，其次為1號螺栓為28 MPa,其他螺栓應(yīng)力下降在4～7 MPa內(nèi)。 可見優(yōu)化后，應(yīng)力下降很明顯，使螺栓應(yīng)力的安全系數(shù)大于1，解決了螺栓斷裂問題。

(2)改進(jìn)結(jié)構(gòu)的整體變形為左偏4.22 mm，與原結(jié)構(gòu)相比下降1.28 mm。可見改進(jìn)結(jié)構(gòu)有效減少了車身的偏轉(zhuǎn)，有利于車身不正問題的解決。

(3)這是一次通過利用有限元分析軟件解決實際問題的一種嘗試，效果很明顯，為以后此類問題的解決提供了一種可靠和有效的解決辦法和思路。

表3 改進(jìn)結(jié)構(gòu)強度性能分析結(jié)果

【1】王立祥，王常清.駕駛室翻轉(zhuǎn)扭桿的設(shè)計[J].拖拉機與農(nóng)用運輸車,2004(4):21-23.

【2】周福庚，張林濤.輕型載貨汽車駕駛室翻轉(zhuǎn)機構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點及設(shè)計[J].農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程,2008(1):13-15.

Finite Element Analysis about Turning-over Mechanism Bolts Fracturing and Car Body Tilt of a Certain Kind of Engineering Vehicle

HU Wenhua,YANG Huaiguang,HE Jiping

(Foton AUV Environmental Technology Division,Changsha Hunan 410029,China)

The bolt of a certain type of engineering vehicle turning-over mechanism was broken，and the body was not positive.To solve the problem, the finite element analysis was done for the turning-over mechanism，to find the cause of the failure. According to the calculation results, a structure improvement scheme was proposed and the structure was improved.So the problem was solved.The research provides solution to the same problems.

Turning-over mechanism；Bolt fracturing；Car body tilt； Finite element analysis;Structure improvement

2015-12-02

胡文華,男，本科，長期從事汽車設(shè)計和研發(fā)工作。E-mail:huwenhua@foton.com.cn。

U461.91

A

1674-1986(2016)02-025-04