55 t重型自卸车平衡悬架用推力杆断裂分析

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(1.石家庄铁道大学 机械工程学院，河北 石家庄 050043;2.福州职业技术学院，福建 福州 350108)

0 引言

把公路用自卸车改装为非公路用自卸车时 ，由于路况恶劣、超载严重和设计初期仿真分析欠缺等问题，国内厂家生产的矿用重型自卸车不同程度地发生因推杆失效而导致产品可靠性低的问题，是一个亟待研究的课题[1-2]。

在某矿山作业现场，某公司生产的三轴矿用重型自卸车其整车整备质量21 t,最大装载质量55 t,重载常用车速10 km/h , 空载常用车速30 km/h。在投入运营不久后，频繁发生平衡悬架用上推力杆裂纹甚至断裂的故障，严重影响了整车的使用寿命和正常的矿山作业，给企业和用户带来了巨大的经济损失。为此利用ABAQUS有限元分析软件对推杆进行特性分析，以便找出推杆过早断裂的原因，并提出改进方案。

1 推力杆结构

两桥平衡悬架的钢板弹簧能够把载荷平均分配给中、后桥，保证了在各种工况下两桥或多桥之间载荷的均衡性，从而提高了重型汽车轮胎的接地性，被广泛应用于重型汽车上，但是平衡悬架只能传递垂向力和侧向力，而不能传递牵引力和制动力及相关力矩，需在中、后桥上安装上推力杆和下推力杆，用来传递纵向载荷及力矩，如图1所示。因此，推力杆作为平衡悬架的关键部件之一，承担传递牵引力和制动力及相关力矩的作用，必须要有足够的强度和稳定性。

推力杆由推力杆头、柱管、橡胶衬套总成、弹性挡圈组成，其中橡胶衬套总成由橡胶、销轴构成。平衡悬架中的推力杆结构如图2所示。

图1 平衡悬架结构 图2 推力杆结构(单位：mm)

2 推力杆有限元分析

2.1 有限元模型

为了实现计算经济性，依据图纸将整个推力杆简化为5个部分，分别为推力杆主体、两个销轴模型及两个橡胶套模型，对结构做适当的简化，图纸中的圆角等不予考虑。由于推力杆中含有非线性力学特性的橡胶，为便于计算分析，根据推力杆的结构和受力状况，在建立有限元模型时，采用1/4模型，如图3所示。对橡胶采用C3D8H单元划分，对金属构件采用C3D8R单元和C3D4单元划分。

图3 推力杆组成部件有限元模型及应力图

2.2 静力分析结果

橡胶参数为硬度HS50时各项力学参数，根据整车弯曲工况的推力杆受力情况，利用管柱的平均应力计算出轴向力并考虑安全设计系数，在ABAQUS中的轴向力值为240 kN[3]，约束推力杆一端销轴，再另一端销轴施加面载荷，整体应力云图如图4所示，根据计算结果推力杆各部件应力见表1。

表1 推力杆各部件最大应力边界状况销轴/MPa推力杆头/MPa管柱/MPa约束一端185350176加载一端225360176

图4 6.69 Hz模态振型

从各部件的应力图及其表1中的数据看出，对于推力杆头和销轴在受力一端处相较于约束一端应力值较大，而对于橡胶套来说则相反，其最大的应力出现在约束一端处，橡胶套的最大应力相对于其他部件小了两个数量级，不易造成失效。推力杆头的最大应力值是360 MPa，销轴的最大应力为225 MPa，大于推杆的材质45号钢的许用应力180 MPa，使用过程中可能最先发生失效，这一分析结果与实际故障位置是吻合的。

2.3 不同橡胶硬度推力杆强度分析

推力杆中采用橡胶衬套，而每种橡胶制品都有它特定的使有用性能和工艺要求，为了满足物理性能要求需选择适合的聚合物和配合剂进行合理的配方设计，而配方设计与橡胶硬度存在一定的关系。为了考察橡胶在推力杆中的作用，对5种肖氏硬度的橡胶推力杆在ABAQUS进行有限元分析，分析中所用的边界约束条件和载荷条件不变，销轴和推力杆头部应力随硬度的变化见表2。

表2 不同橡胶硬度的推力杆各部件最大应力橡胶硬度HS边界状况销轴/MPa推力杆头/MPa管柱/MPa40约束一端18434817640加载一端22435717650约束一端18535017650加载一端22536017660约束一端18837017660加载一端22538117670约束一端19141617670加载一端22542717680约束一端19649817680加载一端225509176

由表2可以看出，硬度不同的橡胶套对推力杆的整体强度存在一定的影响，随着硬度的增大，管柱的应力值变化较小，销轴受力一端的应力变化也不明显，约束一端的应力值小幅度上升，推力杆头的部分应力值上升明显。综合考虑对推力杆的强度和刚度要求及橡胶本身的强度要求，橡胶的硬度选择HS50为宜。

2.4 模态分析

在ABAQUS中，具有频率提取功能，只要给出关心的振型数目和频率范围，就可以方便地提取振型和其对应的频率，推力杆的各阶固有频率见表3，图4为6阶频率所对应的振型图。结合识别出的模态频率、模态振型分析结果可以看出[4]：推力杆的5阶至10阶模态频率(4.5～12.9 Hz)，未避开路面对汽车的激振频率范围和非悬挂质量的固有频率，有可能发生整体共振现象，加剧推力杆的损坏，建议提高推力杆的刚度。

表3 模态频率Hz阶数频率阶数频率阶数频率阶数频率10.1366.691114.421630.4220.3378.001217.981732.1830.9388.581320.151840.0942.49910.321426.511941.4855.571013.481528.582043.05

2.5 屈曲分析

在ABAQUS中进行推力杆屈曲分析，看其是否存在失稳的现象。在屈曲分析时给定一个初始载荷，ABAQUS计算过程中会试算可能经历的载荷形式，当载荷增加至结构发生屈曲时记录增大的幅度，也即记录屈曲特征值[5]。一阶屈曲特征图如图5所示。前十阶屈曲特征值见表4，4阶振型如图6所示。

图5 一阶屈曲特征图 图6 4阶屈曲振型图

从图5可见，推力杆中部发生褶皱，并且存在明显的扭曲变形，说明推力杆失稳会导致结构发生屈曲弯曲，对应实际工况中推力杆变弯情况。

表4 屈曲特征值阶数特征值阶数特征值12 290.762 496.622 296.872 795.132 468.682 796.642 485.092 796.752 486.9102 800.0

由表4可以看出,其特征值数量级在103，由于初始施加面载荷为1.5 MPa，屈曲载荷是初始载荷与屈曲特征值的乘积，显然得出其第一阶屈曲载荷的数量级同样在103，推力杆使用过程中载荷多数情况下在数量级102范围内，较少能达到屈曲载荷的数量级，可见该结构断裂失效为主要问题，失稳问题发生较少。实际零件只有少量出现结构弯曲严重问题，大量失效为推力杆部件断裂，这与计算结果吻合。

3 结论

(1)有限元强度分析得出的推力杆接头部和销轴处的最大应力远大于材料的许用应力，与实际发生断裂的位置是一致的，验证了计算的正确性。

(2)推力杆接头部位和销轴芯部位为推力杆的薄弱环节，使用中可能最先发生破坏，应该进行优化设计或选用强度更高的材料。建议适当增大弧过渡半径以提高球头强度，另外可以改变球头和销轴芯部材料或热处理方式以提高两处强度。

(3)橡胶的硬度对推力杆的结构强度和刚度有一定的影响，通过多方案分析比较，在设计橡胶配方时，橡胶的硬度50°附近为宜。

参 考 文 献

[1]张俊荣,李建林.40 t重型汽车平衡悬架用推力杆的强度设计[J].汽车技术，2008(3) ：19-22.

[2]王兴宇.大吨位自卸车轻量化研究[D]. 武汉：武汉理工大学汽车工程学院,2009.

[3]林昊.重型自卸车有限元分析及改进设计[D]. 石家庄：石家庄铁道大学机械工程学院,2012.

[4]冯国胜,杨绍普.车辆现代设计方法[M].北京:科学出版社,2006.

[5]王新敏.ANSYS工程结构数值分析[M].北京:人民交通出版社,2007.