重型特种车推力杆紧固螺栓受力分析

刘富宝，周桂凤，杨立荣

(泰安航天特种车有限公司，山东泰安 271000)

0 引言

目前，国内越来越多的汽车企业采用推力杆作为非独立式空气悬架的导向机构。推力杆在悬架系统中起着非常重要的作用，它限定桥的运动轨迹、传递和承受车辆与车桥的相对纵向力、横向力等。现在许多设计人员在设计时往往只考虑推力杆的力学分析而忽略了推力杆紧固螺栓的分析工作，这会存在选用的推力杆紧固螺栓无法达到设计要求的风险，造成螺栓的断裂、脱落等问题，从而产生巨大的安全隐患。

某特种车型悬架系统采用四连杆结构，该结构以四根推力杆为导向机构控制车桥位置的空气悬架形式，且此四连杆结构为下两纵、上V形(倒八字)布置形式。本文作者以此四连杆结构为分析对象，对其选用紧固螺栓进行受力分析，并验证其选型是否合理，推力杆布置形式如图1所示。

图1 空气悬架推力杆布置形式

1 推力杆受力分析

1.1 驱动工况纵向力分析

汽车发动机产生的转矩Ttq经传动系传至驱动轮上。

此时作用在驱动轮上的转矩Tt产生一对地面的圆周力F0，地面对驱动轮的反作用力Ft=F0。在驱动工况下车桥产生一作用于上推力杆系的压力F1和一作用于下推力杆系的拉力F2。

推力杆的受力如图2所示。

图2 驱动工况受力分析

分别对上、下推力杆车桥端中间轴承球心点A、B求矩，根据力矩平衡得：

式中：l1为上推力杆车桥端中间轴承球心距地距离;

l2为下推力杆车桥端中间轴承球心距地距离;

θ为推力杆安装角。

(1)假设路面有足够大的附着系数[1]，则：

推力杆在驱动状态的最大受力发生在发动机最大输出扭矩、变速器一挡速比状态下，代入参数计算得：Ft=139 790 N，F1=98 512 N，F2=239 072 N。

(2)按干燥沥青路面附着系数为φ=0.8计算，则：

Ft=φ(G±ΔFG)

式中：G为轴荷，取11 000 kg;

ΔFG为车轴垂直负荷转移值,在0.4g整车加速状态下计算得1 720 N;

“±”为空气簧悬架为后桥，加速时取“+”，制动时取“-”。

代入参数计算得：Ft=87 616 N，F1=61 744 N，F2=149 843 N。

1.2 制动工况纵向力分析

在制动工况下，车桥对推力杆系的作用力F1、F2及地面制动力Fxb对车桥中心求矩满足力矩平衡原理。推力杆的受力如图3所示。

图3 制动工况受力分析

根据力及力矩的平衡关系得：

(2)按干燥沥青路面附着系数为0.8计算，则：Fxb=φ(G-ΔFG)，在0.7g整车制动状态下ΔFG=2 950 N。代入参数计算得：Fxb=83 880 N，F1=59 111 N，F2=143 453 N。

1.3 转弯行驶工况和侧滑工况侧向力分析

假设推力杆两端中间轴承为刚性且无间隙的，根据推力杆的二力杆结构特性可知，推力杆只受杆向力。下纵向推力杆平行于整车纵向中心面，根据“导向杆系约束反力的合力与中性面的交点就是力矩中心”的力矩中心说[2]，其在横向的力矩中心在无穷远处，故下纵杆对侧向运动没有约束。上V形杆的交点O为车轴相对车身的瞬时转动中心，由它约束两者的侧向和纵向运动。但由于纵杆的杆向约束，限制了两者的相对水平转动，也就是说，上、下杆共同约束了车轴对车身的侧向和纵向运动。

假设推力杆两端中间轴承为刚性且无间隙的理想状态，车轴承受侧向力Fc时，推力杆侧向受力情况如图4所示。

图4 V形推力杆侧向受力分析

根据力平衡关系得：

式中：Fc为车轴承受侧向力;

FR为推力杆承受杆向力;

θ为推力杆安装角;

β为V形推力杆夹角。

(2)当整车发生侧滑时，侧向力Fc=μFZ,此时若侧滑系数μ=1，车轴承受侧向力Fc=μG=107 800 N。代入参数得：FR=166 468 N。

综上分析得：上推力杆在侧滑工况下所受杆向力最大，单个推力杆所受杆向力FRmax=166 468 N。

2 推力杆紧固螺栓受力分析

根据前面分析可知，上推力杆在侧滑工况下所受杆向力最大，此时推力杆紧固螺栓所受力也为最大值。所以仅需分析上推力杆紧固螺栓在此工况下受力(图5)即可。

图5 推力杆紧固螺栓受力分析

受推力杆安装角的影响，推力杆紧固螺栓受水平方向拉压力FX和垂直方向剪切力FZ，根据力平衡关系得：

FX=FRmaxcosγ

FZ=FRmaxsinγ

式中：γ为螺栓紧固面与杆向力夹角。

螺栓的相关参数见表1。

表1 螺栓的相关参数

2.1 紧固螺栓轴向拉应力分析

既受预紧力F′又受轴向载荷FX1的紧固螺栓，其最大拉伸力为F0：

拧紧力F′的计算公式[3]为：

式中：K为拧紧力矩系数，根据机械手推荐值，表面喷漆处理且无润滑连接面取0.22。

代入参数计算得：

F0=118 687+0.25×82 699=139 362 N

螺栓应力校核公式[3]：

代入参数得δ1=834 MPa<[δ1p]，选用螺栓拉应力符合设计要求。

2.2 紧固螺栓径向力分析

紧固螺栓在预紧力F′和轴向载荷FX1的复合力的作用下产生克服螺栓切向运动的最大摩擦力，计算公式为：

Ff=μmF0

式中：μ为螺母与被连接件支撑面间的摩擦因数，一般机械中常假设μ=K(拧紧力矩系数)；

m为剪切面数量，等于被连接件数量减一。

代入参数计算得：Ff=μmF0=30 659 N，通过对比发现Ff远远大于紧固螺栓在最大驱动工况下所受的切向力FZ1，这说明切向力FZ1无法使紧固螺栓产生切向相对位移，选用螺栓符合设计要求。

3 基于ANSYS的有限元分析

将建好的推力杆与紧固螺栓几何模型导入ANSYS的Workbench有限元分析模块，在建立分析模型时，只考虑预紧力F′和杆向力F2对螺栓的作用。在装配约束中选择带摩擦接触，摩擦因数μ=0.22，在螺栓与推力杆固定支座的螺纹副连接区域添加螺栓的公称直径和螺距等参数。划分网格时要根据CAE分析结果不断调整网格尺寸，直到CAE分析结果满足应力判定标准，即应力值达到一个稳定的状态。此次有限元分析主要分析螺栓的应力，螺栓的网格划分尺寸为0.5 mm，推力杆和推力杆安装支座的网格尺寸为3 mm。在排除应力奇异后有限元分析结果见表2，螺栓的应力主要集中在六角头端面和推力杆与推力杆支座接触端面处。图6为螺栓屈服应力图，图7为螺栓轴向位移图。

表2 有限元分析结果

图6 螺栓屈服应力图

图7 螺栓轴向位移图

4 结束语

文中通过分析推力杆紧固螺栓在驱动工况和制动工况下的最大受力情况，计算其所受最大应力值，并通过ANSYS有限元分析做进一步验证，使螺栓选型得到理论验证，消除产品交付客户后所存在的安全隐患。