40T重型汽车平衡悬架用推力杆的强度设计

汽车悬架设计

维普资讯 http://doc.guandang.net

·

设计·算·究·计研

4重型汽车平衡悬架用推力杆的强度设计 0t张俊荣李建林邓勇黄友剑张亚新 (株洲时代新材料科技股份有限公司 )【要】立了 4重型汽车平衡悬架用推力杆的简单受力分析模型,行了有限元分析计算,根据有限元摘建 0t进并分析结果进行了推力杆结构强度优化设计 .针对优化后推力杆所进行的扭转试验,伸试验,曲试验和疲劳试验拉弯

表明 .化设计后的推力杆完全满足 4重型汽车平衡悬架的使用强度要求 .优 0t

主题词:重型汽车

平衡悬架

推力杆

试验

中图分类号: 4 33文献标识码:文章编号:0 0 3 0 (0 8 0 - 0 9 0 U 6 .3 A 1 0— 7 3 2 0 )3 0 1- 3

S r n t sg fTh u tBa o 0 tHe v— t e g h De i n o r s r f r4 a y Du y t Ve il u l i g S s e so h ce Eq ai n u p n i n zZ a gJ no g i in nD n o gH a gY uin h n a i h n r n, a l, e gY n, u n o j, a gY xn u LJ i a Z( h z o i w Maeil e h ooy C mp n ) Z u h uTmeNe tr c n lg o a y aT

【 btatT es l mehncl n yi moe o rs brf 0t ev - uyvhc q a z gsses n A s c]h i e ca i a s dl ft ut a r4 h ay dt eil eu i n up ni r mp a al s h o e l i owa sa l h d F se tb i e, EM ac l t n wa a r d o t n t cu e s e gh o t m e in o r s a sp r r d b s d s c lu a i s c ri u, d sr t r t n t p i o e a u r mu d s ft u tb rwa e o me a e g h f o h n y i r s l . h o so a, n i,e d n n a iu e t f o t z d t r s b r s o d t a h p i z d n t e a a ss e u t T e tr in l e sl b n ig a d f t e t ss o p i e h t a h we h tt e o t l s t e g mi u mie

t r s a t h e u r me t fu e s e gh h t rme e r q i u b t e n so s t n . r t

Ke wo ds He v y r: a y-d y hi l, ut ve c eEqu ii S pe son Thr t alzng us n i, us Ba, s r Te t

1前言平衡悬架广泛应用于重型汽车上,提高了重它

架如图 1所示 .该悬架用于工程车,工作的道路其条件和装载条件都极为恶劣,运行时部分悬架零且件产生 37 .5 g的相对加速度,并要求其能够顺利通过落差 5 1的台阶工况等 .其推力杆主要承受车 0CI T辆制动和最大驱动时的载荷及冲击,出现推力杆易和球铰芯轴断裂等现象 .

型汽车特别是重型专用汽车轮胎的接地性,证了保各种工况下两桥或多桥之间载荷的均衡性 .在两桥

平衡悬架中钢板弹簧把载荷平均分配给中,后桥,它只能传递垂向力和侧向力,不能传递牵引力和而制动力及相关力矩,因此在中,桥上装有上推力

后杆和下推力杆,用来传递纵向载荷及力矩 .随着国

整车相关的设计参数见表 1所列 .

内轴荷法的实施以及"重收费"推行,货汽车计的载向重型化,式化,引化的方向发展 .目前,厢牵载货汽车主要通过增加车轿 ( )量或车桥 ( )载轴数轴承能力来提高运载能力,导向机构推力杆作为平衡其悬架的 3个关键部件之一,结构设计强度方面必在须进行相应的优化设计 .

本文以欧洲某 4 非公路重型汽车的平衡悬 0t架为例,行了推力杆的受力分析,根据推力杆进并的受力工况对其进行了结构强度优化设计 .

1衡轴 .平

2钢板弹簧 .

3胶球铰 .橡

4板簧支座 .

5推力杆 .

图 1 4非公路重型汽车平衡悬架示意 0t

22推力杆受力计算 .

如图 2所示,设中,桥的受力相等,假后建立了推力杆受力分析模型,制动工况,常行驶工况从正和最大驱动工况分别对其进行了计算 .

2推力杆载荷计算21整车主要参数 .为欧洲开发的某 4 非公路重型汽车平衡悬 0t20 0 8年第 3期

一

l 9一

汽车悬架设计

维普资讯 http://doc.guandang.net

·

设计·计算·究·研表 1整车相关的设计参数参数前桥数值 1. 58 8 7 . 57 . 5 3 . 08 3 1- 83 2 2 5

空载质量/ t

中桥后桥整车前桥

满载质量/ t

中桥

后桥整车路面附着系数轴距/ m

(设中,桥的受力相等 )假后 6. 88 2 07 . 41 .

掬/\套一L81~15 0 .

霸

●●

一~,

垒

卜,'

}

/ Y/

图 2推力杆受力分析简图

根据力和力矩平衡方程,对整车有:=

GdGdG 0 1 2=+ -

() 1 () 2() 3

Gd ( )h- 2 ( - ) 0 .叶+·sGd L a= · -·

对后桥推力杆有:]= soe· ·= ~ F csrX一 Y 0 Ms

= cs· T·+= | — z( y) 0 o

() 4

式中, G G分别为前,后桥轴重; G为整车重力; 0为前桥至质心位置的水平距离;为前,后桥轴距; 为质心高度;,分别为上,下推力杆的纵向 力; y为上推力杆至接地点的高度;+ Y为下推力

杆至接地点的高度;,分别为上,下推力杆的安 装角度; I分别为前, T, 后轮在不同工况的受力 .

计算得出,最强制动工况时推力杆的纵向载荷最大, 1 0k 为 6 N.

3推力杆强度优化设计31推力杆结构确定 .目前,货汽车推力杆主要有焊接,杆锻造载整和热铆接结构 .焊接推力杆结构因受焊接材料和国内焊接工艺水

平的限制,易出现焊接不牢固现象, 产品质量稳定性较差;整杆锻造推力杆模具较大, 灵活性小,发系列推力杆成本大,加工难度大,开且 易出现热处理裂纹;铆接推力杆既能满足组装强热

度,且具有组装一致性好,产效率高,源消耗并生能低,同类产品只需更改管长等优点 .故本设计采用

热铆接代替客户样件的焊接结构 . 如图 3所示,接推力杆结构中套管与球头采铆一

2 0一

汽车悬架设计

维普资讯 http://doc.guandang.net

·

设计·计算·研究· k故推力杆在 3 0k N, 2 N载荷下不会产生失稳 .

为 1 88MP, 8. a出现在管件中部 . 球铰芯轴的最;秘瓣臻兽橡胶 1戤大应力为 5 51MP,出现在处 .从计算结果可 4. a知,头,球芯轴需要进行优化设计或选用强度更高的材料 .J/ la 7 IP q J/q a 2 IP l

4验证试验41扭转试验 .

为了验证推力杆的热铆接可靠性,进行了扭转试验 .推力杆扭转试验载荷的确定:=

C··( ) c 7 S 7

器箍瓣 45; 223 42 233掰 7 .为推力杆橡胶球铰的最大偏转角度;扭转刚度S为安全系数 .

式中,为扭转试验载荷; c为推力杆橡胶球铰的 C

按用户要求,各参数值为: c 5 m/ .,一= C= 8N· ( )y( )力杆整体结构 a推应 J/q a 7 IP l

( )管 b套

1 .S 33 0,= .,可得 M= .1 N· I 4k m,即扭转载荷按 2 9k m进行试验 . N·

扭转试验曲线如图 5所示 .试验结果表明,推力杆在加载 2k m时,推力杆套管与球头之间没 N·有出现相对转动,明其热铆接安全可靠,以满说可足产品最大扭转 1 . 0的要求 .y

H 2 42 4

4时5 3 1 8

●

z八

x

( )头 c球

(橡胶球铰芯轴 d)

图 4推力杆应力云图

根据有限元分析结果,采取下列措施进行了结

扭转角度/( ) .

构强度优化:a将球头圆弧过渡半径 R 0更改为 R 0 R2 . 5 8, 542拉伸试验 .

图 5扭转试验

更改为 R5,高球头强度; 0提b改变球头热处理方式, . 由正火 H 1 0 2 0 B 5 - 1