楊麗群

安徽交通職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車與機(jī)械工程系，安徽合肥，230051

后橫向推力桿失效分析與改進(jìn)

楊麗群

安徽交通職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車與機(jī)械工程系，安徽合肥，230051

五連桿非獨(dú)立懸架的后橫向推力桿在彎道和坑洼多的off-road路面上試驗(yàn)時(shí)出現(xiàn)彎曲現(xiàn)象。從結(jié)構(gòu)力學(xué)計(jì)算截面系數(shù)，進(jìn)而進(jìn)行CAE屈曲強(qiáng)度和復(fù)合工況下的應(yīng)力值分析以及固有頻率分析，找到后橫向推力桿失效的原因。最終提出將橫截面由原來(lái)U型的沖壓件改成圓鋼的優(yōu)化設(shè)計(jì)方案。臺(tái)架疲勞試驗(yàn)及整車振動(dòng)試驗(yàn)結(jié)果表明，改進(jìn)后橫向推力桿強(qiáng)度更高，疲勞性度大幅提升，桿子固有頻率的變化也未放大后懸架的共振。結(jié)果顯示，提升懸架連桿強(qiáng)度最重要的方法是增大連桿的截面系數(shù)，這對(duì)解決類似問(wèn)題具有一定的參考價(jià)值。

后橫向推力桿；斷裂；強(qiáng)度分析；固有頻率；共振

五連桿非獨(dú)立懸架帶橫向推力桿在很多SUV、MPV等后驅(qū)車型上運(yùn)用較廣泛，它配合后整體橋，在保證整車承載性的同時(shí)，也擁有很好的舒適性能和操穩(wěn)性能。后橫向推力桿，在一些文獻(xiàn)資料中也稱潘哈桿(panhard rod)，一般布置在后橋的后方，增大不足轉(zhuǎn)向趨勢(shì)[1-2]。在車輛轉(zhuǎn)向時(shí)，桿子本身主要受側(cè)向拉力與壓力，在車輛制動(dòng)或懸架上下跳時(shí)，主要受X向和Z方向的彎矩。后橫向推力桿一般采用兩種結(jié)型式，一般為沖壓焊接型式，另一大類主要是圓型空心鋼管。整車行駛時(shí)，橫向推力桿會(huì)與動(dòng)力傳動(dòng)系共振問(wèn)題，這時(shí)通常會(huì)在橫拉桿上增加一個(gè)諧振塊，諧振塊頻率與共振頻率相等，可將共振的能量峰值消除或減弱。

本文以某車型后橫向推力桿原設(shè)計(jì)為U型截面的沖壓件，在多彎、坑洼的off-road路面上試驗(yàn)時(shí)出現(xiàn)彎曲、斷裂的現(xiàn)象為背景，通過(guò)力學(xué)計(jì)算與強(qiáng)度校核，提出兩種設(shè)計(jì)改進(jìn)思路，并通過(guò)臺(tái)架疲勞試驗(yàn)和振動(dòng)測(cè)試對(duì)比，改進(jìn)后的效果非常好。

1 結(jié)構(gòu)力學(xué)分析

一個(gè)典型的后五連桿懸架非獨(dú)立懸架的3D圖如下圖1所示，在路試過(guò)程中出現(xiàn)后橫拉桿彎曲的故障圖片如下圖2所示，彎曲部位主要在桿子中段，呈典型強(qiáng)度不足造成的失效。

現(xiàn)有后橫向推力桿為U型橫截面，開(kāi)口向下，為板材沖壓成型，材料SS400，屈服極限為235 MPa。彎曲的后橫向推力桿材質(zhì)化驗(yàn)合格，材料符合設(shè)計(jì)要求。類似的橫拉桿也可采用空心圓鋼的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。有些資料通過(guò)歐拉公式計(jì)算壓縮失穩(wěn)時(shí)的載荷大小來(lái)判定強(qiáng)度大小[3]。

圖1 五連桿非獨(dú)立懸架

圖2 后橫拉桿彎曲照片

本文從桿的截面系數(shù)和慣性積出發(fā)，由機(jī)械幾何和工程力學(xué)知識(shí)可知，抗彎截面系數(shù)在橫截面上離中性軸最遠(yuǎn)點(diǎn)處，彎曲正應(yīng)力最大，其值為[4-5]：

比值Iz/ymax僅與截面的形狀與尺寸有關(guān)，稱為抗彎截面系數(shù)，并用Wz表示，即

由公式可見(jiàn)，最大彎曲正應(yīng)力與彎矩成正比，與抗彎截面系數(shù)成反比?？箯澖孛嫦禂?shù)Wz綜合反映了橫截面的形狀與尺寸對(duì)彎曲正應(yīng)力的影響。U型、圓薄壁梁抗彎截面系數(shù)分別如圖3(A)(B)。

圖3 U型、圓薄壁梁剖面圖

空心圓管梁Φ30.0 mm×4.0 mm：

U型梁可以簡(jiǎn)化成矩形開(kāi)口梁：36mm×41mm×3.0mm：

最終考核桿子抗彎能力主要看Wz的大小，代入數(shù)值計(jì)算后發(fā)現(xiàn)，U型梁的Wz為565.7mm3，而空心圓管鋼的Wz為1 882.9mm3，所以在同一個(gè)懸架結(jié)構(gòu)及固定的受力比如相同的彎矩條件下，圓鋼最大應(yīng)力是U型梁的1/3。計(jì)算結(jié)果表明，圓鋼的強(qiáng)度遠(yuǎn)高于U型沖壓件，下一步改進(jìn)的方向是將U型的后橫向推力桿改為圓型空心鋼管的結(jié)構(gòu)。

2 CAE強(qiáng)度分析

基于上述結(jié)構(gòu)力學(xué)的理論計(jì)算與分析，提出兩個(gè)后橫向推力桿的改進(jìn)方案如表1所示：一是在沖壓件中增加圓鋼；二是將沖壓件整體改成圓鋼。

表1 兩種改進(jìn)方案與原方案對(duì)比

2.1 屈曲能力分析

模擬一端加載，讓桿子變形15 mm，考核桿子的屈曲形態(tài)及最大應(yīng)力。從圖4可以看出，原橫拉桿在變形的彎曲形態(tài)與實(shí)際路試彎曲形態(tài)一致。另外，方案二(圓鋼)在屈曲15 mm時(shí)，最大應(yīng)力在375 Mpa,遠(yuǎn)小于原來(lái)橫拉桿的1 055 Mpa及優(yōu)化方案一的1 570 Mpa。

圖4 屈曲分析應(yīng)力分布對(duì)比圖

2.2 模態(tài)與頻率分析

因桿子剛性加強(qiáng)，重量變輕，圓鋼整體的一階頻率由原67.4 Hz提升到97.8 Hz，如圖5所示，理論上是可以取消原來(lái)?xiàng)U子上的諧振塊，但需要實(shí)際對(duì)比測(cè)試后懸的噪音與振動(dòng)情況。

圖5 一階彎曲頻率對(duì)比圖

2.3 整車復(fù)合工況模擬分析

目前,懸架部件的強(qiáng)度分析多從單工況提取力來(lái)分析[6],部分文獻(xiàn)也有提到復(fù)合工況法[7]，每個(gè)車型具體的問(wèn)題可以根據(jù)實(shí)際的路況來(lái)制定相應(yīng)的工況計(jì)算方法。由于彎曲故障發(fā)生于OFF-ROAD路況，故本文提出以下四種新的復(fù)合工況分析：

(1)左轉(zhuǎn)彎掉坑(轉(zhuǎn)彎0.8 g加垂直3.5 g)。

(2)右轉(zhuǎn)彎掉坑(轉(zhuǎn)彎0.8 g加垂直3.5 g)。

(3)倒車轉(zhuǎn)彎(先倒車制動(dòng)-1 g再右轉(zhuǎn)彎0.8 g)。

(4)倒車掉坑(先倒車制動(dòng)-1 g再垂直3.5 g)。

雖然(4)工況在實(shí)際試驗(yàn)及使用中達(dá)不到，但可作為尋找最極限受力條件參考。對(duì)比三種設(shè)計(jì)方案，在(3)、(4)工況下的應(yīng)力情況如表2所示。

可見(jiàn)兩個(gè)極限復(fù)合工況下，改進(jìn)方案二的應(yīng)力最小，遠(yuǎn)小于材料35#鋼的屈服極限315 Mpa，此設(shè)計(jì)的安全系數(shù)最高。綜合理論計(jì)算與CAE的強(qiáng)度分析，最終選擇方案二，即采用圓鋼Φ30 mm×4.0 mm來(lái)改進(jìn)實(shí)施。

表2 三種方案的復(fù)合工況強(qiáng)度對(duì)比

圖6 臺(tái)架疲勞加載與裝夾

3 臺(tái)架疲勞試驗(yàn)

橫向推力桿的臺(tái)架試驗(yàn)：一端固定，一端加載軸向力FY=±20 800 N,兩端均不帶彈性襯套，鋼性連接在夾具上。軸向力FY為整車受到單工況最大軸向拉壓力，加載頻率為3 Hz,目標(biāo)次數(shù)為30萬(wàn)次以上。結(jié)果：原設(shè)計(jì)試驗(yàn)次數(shù)為33 707次，U型梁與襯套套管焊接處開(kāi)裂；改進(jìn)后的圓鋼是襯套鋼管開(kāi)裂，次數(shù)為422 898次，可見(jiàn)疲勞性能大幅度提升(圖6-8)。

圖7 原設(shè)計(jì)臺(tái)架失效圖

圖8 圓鋼臺(tái)架失效圖

4 振動(dòng)對(duì)比測(cè)試

首先對(duì)新舊兩樣件進(jìn)行整車裝配狀態(tài)固有頻率敲擊試驗(yàn)，后在樣件中間貼一傳感器，車內(nèi)中排座椅導(dǎo)軌和后排座椅導(dǎo)軌分別貼一傳感器，對(duì)新舊件進(jìn)行3WOT、怠速及60 Km/h勻速試驗(yàn)，了解各工況下后橫拉桿的振動(dòng)情況。兩件在裝配約束狀態(tài)Z向,舊件固有頻率為60.61 Hz，而新件Z向的固有頻率降為53.48 Hz，如圖9所示。

圖9 后橫向推力桿Z向固有頻率

在220 Hz,新橫拉桿還存在二階固有頻率，此頻率對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速較高，在6 600 rpm左右,一般車型達(dá)不到此高轉(zhuǎn)速；3WOT在某一轉(zhuǎn)速能激起后橫拉桿固有頻率而產(chǎn)生大幅振動(dòng)，由圖10可知，舊件共振轉(zhuǎn)速為1 863 rpm,而新件共振轉(zhuǎn)速為1 623 rpm,且Z向振幅為老件的2.4倍，工況有所惡化，X、Y向共振能量不大，在此不作過(guò)多的論述和對(duì)比。

圖10 后橫向推力桿共振振幅及轉(zhuǎn)速

中排座椅新舊件對(duì)比：由圖11可知，更換新件后X、Y向振動(dòng)加速度減小明顯，而Z向振動(dòng)加速度略微減小。

圖11 中排座椅振動(dòng)對(duì)比

圖12 后排座椅振動(dòng)對(duì)比

后排座椅導(dǎo)軌上的振動(dòng)新舊件對(duì)比，由圖12可知，新件狀態(tài)下后排座椅導(dǎo)軌振動(dòng)加速度明顯變大，在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1 637 rpm時(shí)，Z向存在明顯峰值，這主要是由后橫拉桿發(fā)生共振引起，但此振動(dòng)值絕對(duì)量0.18 g并不大，通過(guò)座椅隔振衰減后對(duì)后排乘客影響不大。通過(guò)振動(dòng)對(duì)比測(cè)試發(fā)現(xiàn)，改進(jìn)的后橫拉桿裝配約束狀態(tài)下，Z向的固有頻率改變，引起的共振轉(zhuǎn)速降低，避開(kāi)常用轉(zhuǎn)速區(qū)域，中排座椅振動(dòng)加速度減小，后排座椅振動(dòng)加速度增大，但因其絕對(duì)值較小，對(duì)后排乘客舒適性并無(wú)影響，考慮成本原因，也沒(méi)有必要在新的橫向推力桿上重新設(shè)計(jì)諧振塊。

5 結(jié)束語(yǔ)

后橫拉桿彎曲的主要原因是本身截面系數(shù)小，在極限復(fù)合工況下應(yīng)力超出材料的屈服極限造成彎曲，進(jìn)而產(chǎn)生疲勞斷裂。通過(guò)力學(xué)計(jì)算和復(fù)合工況的CAE對(duì)比分析，找到最優(yōu)改進(jìn)方案，臺(tái)架疲勞試驗(yàn)和振動(dòng)對(duì)比測(cè)試結(jié)果表明，改圓鋼后的橫向推力桿強(qiáng)度大幅提升，固有頻率降低，錯(cuò)開(kāi)常用轉(zhuǎn)速區(qū)間，中排振動(dòng)略有改善，后排座椅振動(dòng)效果相當(dāng)。當(dāng)然，后橫向推力桿也可以再設(shè)計(jì)一個(gè)諧振塊來(lái)進(jìn)一步降低共振能量，進(jìn)而提高舒適性，這取決于設(shè)計(jì)成本。

[1]耶爾森，賴姆帕爾.汽車底盤(pán)基礎(chǔ)[M].北京：科學(xué)普及出版社,1992：32-33

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(責(zé)任編輯：汪材印)

宿州學(xué)院再獲得多項(xiàng)安徽高校人文社會(huì)科學(xué)重點(diǎn)研究基地招標(biāo)項(xiàng)目

根據(jù)安徽省教育廳《關(guān)于下達(dá)2014年度安徽高校人文社會(huì)科學(xué)重點(diǎn)研究基地招標(biāo)項(xiàng)目的通知》，宿州學(xué)院大學(xué)文化研究中心和皖北城鄉(xiāng)一體化研究中心兩個(gè)省高校人文社科重點(diǎn)研究基地共計(jì)6項(xiàng)科研課題獲批重點(diǎn)項(xiàng)目立項(xiàng)，其中校外課題1項(xiàng)，本校課題5項(xiàng)。

10.3969/j.issn.1673-2006.2014.11.025

2014-06-18

楊麗群(1981-)，女，安徽安慶人，碩士，講師，主要研究方向：汽車維修。

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1673-2006(2014)11-0086-03