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(nèi)越來越多的汽車企業(yè)采用推力桿作為非獨(dú)立式空氣懸架的導(dǎo)向機(jī)構(gòu)。推力桿在懸架系統(tǒng)中起著非常重要的作用，它限定橋的運(yùn)動(dòng)軌跡、傳遞和承受車輛與車橋的相對縱向力、橫向力等?，F(xiàn)在許多設(shè)計(jì)人員在設(shè)計(jì)時(shí)往往只考慮推力桿的力學(xué)分析而忽略了推力桿緊固螺栓的分析工作，這會(huì)存在選用的推力桿緊固螺栓無法達(dá)到設(shè)計(jì)要求的風(fēng)險(xiǎn)，造成螺栓的斷裂、脫落等問題，從而產(chǎn)生巨大的安全隱患。

某特種車型懸架系統(tǒng)采用四連桿結(jié)構(gòu)，該結(jié)構(gòu)以四根推力桿為導(dǎo)向機(jī)構(gòu)控制車橋位置的空氣懸架形式，且此四連桿結(jié)構(gòu)為下兩縱、上V形(倒八字)布置形式。本文作者以此四連桿結(jié)構(gòu)為分析對象，對其選用緊固螺栓進(jìn)行受力分析，并驗(yàn)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(qū)動(dòng)工況縱向力分析

汽車發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩Ttq經(jīng)傳動(dòng)系傳至驅(qū)動(dòng)輪上。

此時(shí)作用在驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩Tt產(chǎn)生一對地面的圓周力F0，地面對驅(qū)動(dòng)輪的反作用力Ft=F0。在驅(qū)動(dòng)工況下車橋產(chǎn)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(qū)動(dòng)工況受力分析

分別對上、下推力桿車橋端中間軸承球心點(diǎn)A、B求矩，根據(jù)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(shè)路面有足夠大的附著系數(shù)[1]，則：

推力桿在驅(qū)動(dòng)狀態(tài)的最大受力發(fā)生在發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出扭矩、變速器一擋速比狀態(tài)下，代入?yún)?shù)計(jì)算得：Ft=139 790 N，F(xiàn)1=98 512 N，F(xiàn)2=239 072 N。

(2)按干燥瀝青路面附著系數(shù)為φ=0.8計(jì)算，則：

Ft=φ(G±ΔFG)

式中：G為軸荷，取11 000 kg;

ΔFG為車軸垂直負(fù)荷轉(zhuǎn)移值,在0.4g整車加速狀態(tài)下計(jì)算得1 720 N;

“±”為空氣簧懸架為后橋，加速時(shí)取“+”，制動(dòng)時(shí)取“-”。

代入?yún)?shù)計(jì)算得：Ft=87 616 N，F(xiàn)1=61 744 N，F(xiàn)2=149 843 N。

1.2 制動(dòng)工況縱向力分析

在制動(dòng)工況下，車橋?qū)ν屏U系的作用力F1、F2及地面制動(dòng)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(dòng)工況受力分析

根據(jù)力及力矩的平衡關(guān)系得：

(2)按干燥瀝青路面附著系數(shù)為0.8計(jì)算，則：Fxb=φ(G-ΔFG)，在0.7g整車制動(dòng)狀態(tài)下ΔFG=2 950 N。代入?yún)?shù)計(jì)算得：Fxb=83 880 N，F(xiàn)1=59 111 N，F(xiàn)2=143 453 N。

1.3 轉(zhuǎn)彎行駛工況和側(cè)滑工況側(cè)向力分析

假設(shè)推力桿兩端中間軸承為剛性且無間隙的，根據(jù)推力桿的二力桿結(jié)構(gòu)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(jù)“導(dǎo)向桿系約束反力的合力與中性面的交點(diǎn)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(yuǎn)處，故下縱桿對側(cè)向運(yùn)動(dòng)沒有約束。上V形桿的交點(diǎn)O為車軸相對車身的瞬時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)中心，由它約束兩者的側(cè)向和縱向運(yùn)動(dòng)。但由于縱桿的桿向約束，限制了兩者的相對水平轉(zhuǎn)動(dòng)，也就是說，上、下桿共同約束了車軸對車身的側(cè)向和縱向運(yùn)動(dòng)。

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

圖4 V形推力桿側(cè)向受力分析

根據(jù)力平衡關(guān)系得：

式中：Fc為車軸承受側(cè)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(dāng)整車發(fā)生側(cè)滑時(shí)，側(cè)向力Fc=μFZ,此時(shí)若側(cè)滑系數(shù)μ=1，車軸承受側(cè)向力Fc=μG=107 800 N。代入?yún)?shù)得：FR=166 468 N。

綜上分析得：上推力桿在側(cè)滑工況下所受桿向力最大，單個(gè)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(jù)前面分析可知，上推力桿在側(cè)滑工況下所受桿向力最大，此時(shí)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(jù)力平衡關(guān)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(guān)參數(shù)見表1。

表1 螺栓的相關(guān)參數(shù)

2.1 緊固螺栓軸向拉應(yīng)力分析

既受預(yù)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(jì)算公式[3]為：

式中：K為擰緊力矩系數(shù)，根據(jù)機(jī)械手推薦值，表面噴漆處理且無潤滑連接面取0.22。

代入?yún)?shù)計(jì)算得：

F0=118 687+0.25×82 699=139 362 N

螺栓應(yīng)力校核公式[3]：

代入?yún)?shù)得δ1=834 MPa<[δ1p]，選用螺栓拉應(yīng)力符合設(shè)計(jì)要求。

2.2 緊固螺栓徑向力分析

緊固螺栓在預(yù)緊力F′和軸向載荷FX1的復(fù)合力的作用下產(chǎn)生克服螺栓切向運(yùn)動(dòng)的最大摩擦力，計(jì)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(shù)，一般機(jī)械中常假設(shè)μ=K(擰緊力矩系數(shù))；

m為剪切面數(shù)量，等于被連接件數(shù)量減一。

代入?yún)?shù)計(jì)算得：Ff=μmF0=30 659 N，通過對比發(fā)現(xiàn)Ff遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于緊固螺栓在最大驅(qū)動(dòng)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(chǎn)生切向相對位移，選用螺栓符合設(shè)計(jì)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(dǎo)入ANSYS的Workbench有限元分析模塊，在建立分析模型時(shí)，只考慮預(yù)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(shù)μ=0.22，在螺栓與推力桿固定支座的螺紋副連接區(qū)域添加螺栓的公稱直徑和螺距等參數(shù)。劃分網(wǎng)格時(shí)要根據(jù)CAE分析結(jié)果不斷調(diào)整網(wǎng)格尺寸，直到CAE分析結(jié)果滿足應(yīng)力判定標(biāo)準(zhǔn)，即應(yīng)力值達(dá)到一個(gè)穩(wěn)定的狀態(tài)。此次有限元分析主要分析螺栓的應(yīng)力，螺栓的網(wǎng)格劃分尺寸為0.5 mm，推力桿和推力桿安裝支座的網(wǎng)格尺寸為3 mm。在排除應(yīng)力奇異后有限元分析結(jié)果見表2，螺栓的應(yīng)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(yīng)力圖，圖7為螺栓軸向位移圖。

表2 有限元分析結(jié)果

圖6 螺栓屈服應(yīng)力圖

圖7 螺栓軸向位移圖

4 結(jié)束語

文中通過分析推力桿緊固螺栓在驅(qū)動(dòng)工況和制動(dòng)工況下的最大受力情況，計(jì)算其所受最大應(yīng)力值，并通過ANSYS有限元分析做進(jìn)一步驗(yàn)證，使螺栓選型得到理論驗(yàn)證，消除產(chǎn)品交付客戶后所存在的安全隱患。