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        重卡推力桿載荷分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化

        2018-10-22 08:39:16楊銀輝晁鵬翔申國偉范學(xué)瓊李廣耀王元
        汽車實(shí)用技術(shù) 2018年19期
        關(guān)鍵詞:自卸車樣機(jī)懸架

        楊銀輝,晁鵬翔,申國偉,范學(xué)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(dú)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(shí)在橋和車架之間起阻礙互相竄動(dòng)、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(dòng)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(jì)強(qiáng)度方面必須進(jìn)行相應(yīng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)。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(jìn)為例,進(jìn)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(duì)其進(jìn)行了結(jié)構(gòu)強(qiáng)度優(yōu)化設(shè)計(jì)。

        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(duì)售后推力桿失效進(jìn)行統(tǒng)計(jì)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(jìn)點(diǎn)。初步分析,推力桿在受到交變載荷時(shí)產(chǎn)生彈性變形,在車輛制動(dòng)、加速或轉(zhuǎn)彎工況,推力桿承受的制動(dòng)力、驅(qū)動(dòng)力或橫向力及其力矩超過橡膠襯套的最大撕裂強(qiáng)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(jì)之初強(qiáng)度考慮不足,在加工制造時(shí)存在著較大的應(yīng)力,無法承受巨大的交變載荷,進(jìn)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(yàn)標(biāo)定

        道路載荷譜是進(jìn)行車輛零部件疲勞耐久試驗(yàn)研究的重要依據(jù)之一,而掌握載荷譜的內(nèi)部信息是進(jìn)行疲勞試驗(yàn)、疲勞壽命估計(jì)和疲勞設(shè)計(jì)的先決條件。針對(duì)傳統(tǒng)的道路耐久試驗(yàn)周期長、響應(yīng)速度慢且成本高的問題,提出了實(shí)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(jìn)設(shè)計(jì),本文以重型6×4自卸車為試驗(yàn)對(duì)象工況,對(duì)上、下推力桿進(jìn)行應(yīng)變標(biāo)定,如圖 2,在公司周邊煤場(chǎng)礦等典型路面采集路譜,統(tǒng)計(jì)其雨流計(jì)數(shù)結(jié)果,試驗(yàn)制動(dòng)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(dòng)和爬坡時(shí)的受力情況,上推力桿最大載荷為100kN。

        2.2 虛擬樣機(jī)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(jī)模型,其中輪胎的各項(xiàng)參數(shù)由臺(tái)架試驗(yàn)測(cè)得,鋼板彈簧的剛度與實(shí)物的誤差為3%。在完成整車虛擬樣機(jī)的建模后,通過調(diào)整車架的動(dòng)力學(xué)參數(shù),使整車的質(zhì)量、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量盡量與重型商用車的動(dòng)力學(xué)特性一致,建立的整車虛擬樣機(jī)模型如圖3所示。在ADMAS軟件中利用整車虛擬樣機(jī)及虛擬砂石路面,對(duì)某重型商用6×4自卸車的實(shí)際使用工況進(jìn)行仿真,利用整車虛擬樣機(jī)模型進(jìn)行多體動(dòng)力學(xué)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(jī)

        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(shí),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(duì)于推力桿受力影響較小。試驗(yàn)及仿真測(cè)出上推力桿的最大載荷幅值分比為 100kN、88kN,綜合考慮實(shí)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(xì)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(yuǎn)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(shí)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(duì)桿身材料、桿身規(guī)格、桿頭及球銷結(jié)構(gòu)進(jìn)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(yùn)用HyperWorks軟件進(jìn)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(qiáng)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(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)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(yàn)系統(tǒng),對(duì)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(fēng)扇對(duì)樣件進(jìn)行冷卻,采集載荷值及位移值,系統(tǒng)自動(dòng)計(jì)算出實(shí)時(shí)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(shí),平均疲勞壽命達(dá)到35萬次以上。

        圖8 推力桿疲勞壽命臺(tái)架試驗(yàn)

        5 結(jié)論

        (1)基于ADAMS多體提取載荷與道路載荷譜標(biāo)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(shí)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(shí)際使用情況,推力桿的改進(jìn)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(shí),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(duì)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(yuǎn)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(qiáng)度提高13.7%,進(jìn)一步通過疲勞臺(tái)架試驗(yàn),平均壽命達(dá)到35萬次以上,滿足車輛使用工況需求。

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