限位拉带支座失效模式分析及改进设计

姬虎艳

（陕西重型汽车有限公司，陕西 西安 710200）

前言

重型军用越野车驾驶室翻转系统有两种方式：单举升液压翻转系统和双举升液压翻转系统。防护性驾驶室由于自重原因大多采用双举升翻转机构，驾驶室可翻转30°（不翻过驾驶室重心）左右，举升缸自带机械锁止系统防止油缸非正常泄压造成安全事故。普通薄钢板驾驶室因自重较轻翻转系统多数采用单举升液压翻转机构，驾驶室翻转角度可达70°（翻过驾驶室重心）以上，为确保驾驶室实现安全、快速地向前方翻转，设计有翻转拉带，防止过重心时冲击载荷对举升油缸造成损坏而使驾驶室向前方坠落。因而固定翻转拉带的拉带座设计就非常重要，必须能承载多次冲击载荷而不出现疲劳断裂。

1 拉带座问题的提出

1.1问题出现背景

重型军车越野车由于载重量大，越野本领强，在自然灾害出现后能在各种恶劣工况下将物资与救援人员及时运送到所需目的地点，显示出其优越的军品性能。为了更好的服务于民，陕汽军车除了严格把控质量，更是花费大量人力物力走访部队，调研各类型军车在日常使用和维护中出现的问题，记录并反馈设计，待分析改进并经试验验证合格后更改替换原件。走访中发现单举升液压翻转系统拉带座有个别开裂现象，必须换件并重新分析设计该部位，避免发生安全事故。

1.2 单举升翻转系统

单举升液压翻转系统主要由摇臂焊接总成、翻转轴、双向举升油缸、油缸固定支架、翻转拉带、翻转拉带座、高压油管、后悬锁止机构、液压油泵组成。摇臂焊接总成包括左、右摇臂总成和稳定杆，左右摇臂总成一端固定在车架上，与稳定杆焊接的一端通过翻转轴与驾驶室左右纵梁连接，形成翻转装置的前翻转中心。双向举升油缸下端通过油缸固定支架装配于车架上，上端通过轴吊耳与驾驶室右纵梁外侧固定，翻转拉带固定于驾驶室纵梁内侧，高压软管将后悬锁止机构、液压油泵和举升油缸连接起来，形成液压翻转系统（见图1）。工作时，将液压油泵的手柄转到上升状态位置，通过油泵操作口将泵中液压油通过高压软管传送到驾驶室后悬锁止机构和双向举升油缸处，由于开启压力设置，后悬锁止打开之后举升油缸开始工作，直至驾驶室翻转过重心开始检修工作。

图1 拉带座安装示意图

1.3 拉带座形式

拉带座最初设计均为铸件。由于铸件生产成本低，铸造性能好，铸件的形状、尺寸与零件很接近，切削量少，减震性及耐磨性好，缺口敏感性低并具有较好的热处理性能等优点在重型车上大量应用。但是铸造生产工序多、投料多、质量不稳定，废品率相对高，内部缺陷不易探查，适用于批量大，受力较小部件，在用件量较小时易造成缺件或库存积压。车架宽度较大时，原拉带座整体较薄，受力部位相对较厚，导致薄的部位易浇注不足，厚的部位和薄厚转接处的地方易产生缩孔缩松等缺陷，若该部位受到冲击载荷则断裂几率大大增加，拉带座和拉带对双向举升油缸有至关重要的安全防护效果，耐疲劳耐冲击能力必须高于驾驶室重力在翻转过重心时产生的冲击力。

2 拉带座结构改进

鉴于拉带座因焊接缺陷曾发生开裂现象，我们对原拉带结构进行重新设计。拉带座壁厚较薄，可考虑用钣金件代替铸件。钣金件具有重量轻、强度高、成本低以及可小量亦可大规模量产等特点，在汽车制造业中大量应用。钣金可进行剪、冲、折、焊接、拼接等加工工艺，最大特征是同一零件厚度一致。依据此处受力状况，选取合适厚度钣金设计拉带座。

2.1 拉带座材料选取

拉带座对双向举升缸起辅助保护作用，主要承受驾驶室翻过重心时冲击力与翻转到位后的拉力，由于用料较少，避免采购不便，选取整车中受力较多部位广泛使用的材料（见表 1），综合考虑之后选取 510L。这种材料主要用于汽车大梁、横梁和悬置等部位，在工作中承受较大的静载荷，振动载荷和冲击力，材料必须具有良好的强度、韧性、焊接性能、抗疲劳性能和冷成型等综合性能，完全满足拉带座工况。

表1 各种常用材料的力学性能

2.2 拉带座结构设计

原拉带座铸件结构为薄平面加凸起部位组成，除去模型制作困难外，还需加工开口销小孔与安装凸台孔，装夹也极其不便。选取同原拉带座厚度一致的 510L进行切割、打孔与折弯成型，通过折弯替代原铸件突出部位，拉带通过标准件销轴与拉带座连接，加工步骤少，安装方便。新旧结构对比如图2。

图2 改进前后结构对比

3 改进后拉带座的力学性能校核

3.1 拉带座在使用过程中的受力分析

图3 拉带受力分析图

在驾驶室翻转过程中拉带还未被拉紧（即驾驶室还未翻转至设计位置时）拉带都处于松旷状态并不受力，当翻转至设计角度时拉带突然被拉紧，支座瞬间承受冲击力，翻转过程拉带受力示意见图3。其中：O-翻转中心；C-油缸下支点；K-拉带下支点；A-油缸上支点；G-驾驶室重心；G'-翻转后重心；B-翻转后油缸上支点；A'-翻转后拉带上支点。

根据力矩平衡关系：

F1--重力 L1--重力力臂 F2--拉带拉力 L1--拉力力臂

F1=7800N L1=70mm L2=320mm

综上得：F2=1706N

该力为拉带在静态下的受力，实际翻转到位时应为冲击力，则根据经验公式：

F为冲击力，t为调整系数，根据经验取1.2～1.5，此处为了安全起见取1.5。F=1706*1.5=2559N。

3.2 改进后支座的应力应变仿真分析

3.2.1 网格划分

有限元法是一种为求解偏微分方程边值问题近似解的数值技术，求解时对对整个问题区域进行分解，每个子区域都成为简单的部分，它通过变分方法，使得误差函数达到最小值并产生稳定解。一般情况是划分单元格越小也就是网格数量越多越精准，但是也不能无限度细化，导致划分网格时间与计算时间过长而报错。由于该件整体较小，比较适合小单元细密网格划分，网格大小为 1mm（见图 4），使最终结果更加精准。

图4 网格划分

3.2.2 建立边界条件

附加约束与载荷边界条件，将拉带座安装孔与被支撑固定部位施加约束，并根据之前力学分析的角度与方向施加力，见图5。a为螺栓固定处约束，b为贴合车架面Z向位移约束，c为根据图3分析的拉带受力方向。

图5 边界约束的建立

3.2.3 受力结果分析

查看拉带座受力云图结果见图 6，对比左侧色带值，可见最大应力值为 97.2MPa，远小于 510L材料的屈服强度355MPa。

图6 改进后的拉带支座受力云图

4 结束语

本文通过对原拉带支座的失效模式以及原因的剖析，重新进行了计算、设计与仿真。实际试制应用后效果良好，有效的解决了原支座断裂的问题，消除了安全隐患，同时也为其他受力铸件提供了设计参考。