重卡推力杆载荷分析及结构优化

杨银辉，晁鹏翔，申国伟，范学琼，李广耀，王元

（陕西重型汽车有限公司，陕西 西安 710200）

引言

推力杆是重型汽车悬架连接车架与车桥（轴）的一种导向用杆状总成，目的是为克服非独立钢板弹簧平衡悬架、橡胶弹簧或空气弹簧等悬架系统弹性元件，只能传递垂直力而不能传递牵引力和横向力的缺陷；在遇转弯、凹凸坑道时在桥和车架之间起阻碍互相窜动、稳定车桥的作用；并能提供一定缓冲作用以降低整车振动及噪音、避免桥和车架横梁等关键零部件的冲击破坏。目前，推力杆广泛应用于多轴汽车平衡悬架，作为平衡悬架的关键部件之一，在结构设计强度方面必须进行相应的优化设计。本文以某重型自卸汽车后平衡悬架，如图1所示，推力杆失效改进为例，进行了推力杆的受力分析研究，并根据推力杆的极限载荷对其进行了结构强度优化设计。

图1 6×4自卸汽车后平衡悬架

1 推力杆故障模式

某工程车受货物超载、使用环境恶劣等因素影响，上推力杆故障率高，经对售后推力杆失效进行统计分析，失效模式为球销断裂、杆身断裂、杆身弯曲、橡胶撕裂等，详见表1，结合故障占比，解决杆身断裂和橡胶撕裂为后续的主要改进点。初步分析，推力杆在受到交变载荷时产生弹性变形，在车辆制动、加速或转弯工况，推力杆承受的制动力、驱动力或横向力及其力矩超过橡胶衬套的最大撕裂强度临界值，橡胶胶套容易发生损伤失效。杆身发生断裂失效主要是由于设计之初强度考虑不足，在加工制造时存在着较大的应力，无法承受巨大的交变载荷，进而导致疲劳断裂。

表1 推力杆故障模式

2 推力杆极限载荷确定

2.1 道路载荷谱法

图2 推力杆道路试验标定

道路载荷谱是进行车辆零部件疲劳耐久试验研究的重要依据之一，而掌握载荷谱的内部信息是进行疲劳试验、疲劳寿命估计和疲劳设计的先决条件。针对传统的道路耐久试验周期长、响应速度慢且成本高的问题，提出了实际道路载荷谱生成等效损伤程度的循环载荷的转换方法，并应用于零部件改进设计，本文以重型6×4自卸车为试验对象工况，对上、下推力杆进行应变标定，如图 2，在公司周边煤场矿等典型路面采集路谱，统计其雨流计数结果，试验制动车速分别为10km/h、15km/h、20km/h、30km/h、35km/h及 30%的坡度获得推力杆在矿路、制动和爬坡时的受力情况，上推力杆最大载荷为100kN。

2.2 虚拟样机技术

在ADMAS软件中建立了某重型商用6×4自卸车的整车虚拟样机模型，其中轮胎的各项参数由台架试验测得，钢板弹簧的刚度与实物的误差为3%。在完成整车虚拟样机的建模后，通过调整车架的动力学参数，使整车的质量、转动惯量尽量与重型商用车的动力学特性一致，建立的整车虚拟样机模型如图3所示。在ADMAS软件中利用整车虚拟样机及虚拟砂石路面，对某重型商用6×4自卸车的实际使用工况进行仿真，利用整车虚拟样机模型进行多体动力学仿真，提取出上、下推力杆球铰部位的载荷谱。

图3 某6×4自卸车整车虚拟样机

结合多体数据，下推力杆球铰刚度按照 40kN/mm、50kN/mm、60kN/mm取值，相应上推力杆球铰刚度为50kN/mm、60kN/mm、70kN/mm、80kN/mm、90kN/mm、100kN/mm时，上推力杆最大载荷为88kN，最小载荷为87kN，变化率为1.1%；下推力杆最大载荷 61kN，最小载荷为 60.7kN，变化率为0.49%。综合分析，推力杆球铰刚度对于推力杆受力影响较小。试验及仿真测出上推力杆的最大载荷幅值分比为 100kN、88kN，综合考虑实际需要，确定100kN为上推力杆有限元分析的载荷输入。

3 校核与有限元分析

3.1 推力杆稳定性校核

推力杆长度l=610mm D=60mm d=46mm u=2 E=2.1×105N/ mm2

细长杆失稳临界力的欧拉公式：

空心圆管横截面惯性矩I为：

推力杆极限载荷 100kN，远小于推力杆临界失稳力579kN，推力杆不易失稳。

3.2 有限元分析

图4 有限元分析模型

在Catia三维软件中建立杆头、球销及杆身的三维模型，如图 4，并装配为一体，模拟实际路况，在推力杆一端球销柄部施加约束，另一端施加与汽车行驶方向夹角 1.5°极限载荷，力值大小 100kN，针对杆身材料、杆身规格、杆头及球销结构进行优化，其中优化后球销材料为40Cr、杆头材料为45钢，杆身材料为Q345，运用HyperWorks软件进行优化分析，优化前后各部件应力及安全系数见表2所示。从优化后的分析结果可知，推力杆强度最小提升 13.7%，分析结果如图5、图6、图7所示。

表2 优化前后推力杆最大应力

图5 杆头优化前后应力云图

图6 杆身优化前后应力云图

图7 球销优化前后应力云图

4 台架试验验证

模拟推力杆装车状态，如图8所示，采用电液伺服疲劳试验系统，对已经装夹好的样件施加纵向幅值为100kN频率为1Hz的循环拉压载荷，并利用风扇对样件进行冷却，采集载荷值及位移值，系统自动计算出实时刚度，优化后推力杆径向刚度提升44.4%，且在静刚度变化30%时，平均疲劳寿命达到35万次以上。

图8 推力杆疲劳寿命台架试验

5 结论

（1）基于ADAMS多体提取载荷与道路载荷谱标定获得的推力杆极限载荷存在差异，分析原因主要是板簧、衬套等相关零件实际刚度偏差、零件尺寸精度影响，两者偏差 12.8%左右，考虑到实际使用情况，推力杆的改进分析依据道路载荷谱数据。

（2）下推力杆球铰刚度按照40kN/mm、50kN/mm、60kN/mm取值，相应上推力杆球铰刚度为50kN/mm、60kN/mm、70kN/mm、80kN/mm、90kN/mm、100kN/mm时，上推力杆载荷变化率为1.1%，下推力杆载荷变化率为 0.49%，变化率较小，说明推力杆球铰刚度对于推力杆的受力影响较小。

（3）经校核推力杆极限载荷100kN，远小于推力杆临界失稳力 579kN，推力杆不易弯曲失效；优化后的推力杆刚度提升44.4%,强度提高13.7%，进一步通过疲劳台架试验，平均寿命达到35万次以上，满足车辆使用工况需求。