某輕型卡車限位螺栓脫落問題原因分析與改進

牛營凱

（江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

某輕型卡車限位螺栓脫落問題原因分析與改進

牛營凱

（江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

當汽車轉向長時間處于極限位置時，轉向限位螺栓受較大負荷，很容易造成磨損、開裂、彎曲脫落，給駕駛帶來很大的危險性。本文從設計理論的角度對市場反饋的某輕型卡車轉向限位螺栓出現脫落、開裂和彎曲的原因進行分析，最終通過優化整改徹底解決此問題。

轉向限位螺栓；脫落；分析；改進

CLC NO.:U463.4Document Code:AArticle ID:1671-7988(2014)11-63-04

引言

前橋是汽車上一個重要的總成件，主要包括轉向節、轉向主銷、前梁等零部件。前橋是通過懸架與車架相連，用以承受地面與車架之間的垂直載荷外，還承受制動力和側向力以及這些力所構成的力矩，并保證轉向輪作正確的運動。由于在汽車的行駛過程中，前橋所處的工作環境惡劣，工況復雜，其承受的載荷也多為交變載荷，從而其零部件易出現疲勞裂紋甚至斷裂現象。當汽車轉向長時間處于極限位置時，轉向限位螺栓受較大負荷，很容易造成磨損、開裂、彎曲脫落，給駕駛帶來很大的危險性，其故障如圖1所示。

本文從設計理論的角度對市場反饋的某輕型卡車轉向限位螺栓出現脫落、開裂和彎曲的原因進行分析，最終通過優化整改徹底解決此問題。

1、原因分析

針對限位螺栓脫落問題做FTA分析。

1.1 限位螺栓擰緊力矩校核

車輛在最大轉角時，前軸擋塊對螺栓頭部產生的切向與軸向分力導致螺栓易產生松曠脫落， 對限位螺栓扭緊力矩進行校核，以該車型方向機最大輸出力矩做分析，其所受力分解如圖2所示。

螺栓擰緊力矩

其中：d為 螺栓頭部直徑（0.016m）；

Qb為螺栓預緊力(N)；

K0為擰緊力矩系數，取0.1～0.15；

Mr為螺栓擰緊力矩（扭緊力矩值為49N·m）；

前軸極限轉角時，螺栓所受軸向力

其中：F為限位螺栓頭部所受力，取值為32250N；

ɑ為螺栓頭部受力方向與螺栓軸線夾角，取值為11°；

螺栓殘余預緊力

此時轉向時的螺栓殘余預緊力已消失，可以判斷出限位螺栓擰緊力矩為49N·m時力矩過小，不能滿足設計要求。

正常工作時螺栓殘余預緊力Qp應遠＞0，即螺栓受Ft負荷時的被連接部位預緊力始終存在；

故障狀態時殘余預緊力Qp≤0，即受Ft負荷時的被連接部位預緊力消失，此時螺母對螺栓的預緊力為0，受到轉向節反復沖擊時，螺栓將松曠脫落。

1.2 限位螺栓強度校核

為保證零部件通用性，一般工字梁匹配多種轉角，導致不同前橋限位螺栓受力方向與螺栓軸線存在夾角，限位螺栓與擋塊接觸時，螺栓除承受軸向壓力外還承受垂直于螺栓方向的切向力，此力作用在螺栓上產生的彎矩是致使限位螺栓彎曲的主要力矩，如圖3所示。

按照最大方向機輸出力矩進行彎曲強度校核，方向機最大輸出力矩為1965N，搖臂軸長度為194.5mm，3D數模中對轉向直拉桿的受力角度進行精測，如圖4所示。

轉向節處力矩M；

搖臂軸相對方向機輸入軸角度θ0，取值為12°；

通過數模校核，最大轉角時搖臂角度θ1，取值為31.85°；搖臂輸出端輸出力：F=Mr/b

輸出力沿拉桿方向的分力：FL=F·cos(31.85°)·cos(9.45°)彎臂輸入軸X向分力：Fx= FL·cos(8.46°)·cos(4.23°)轉向節所受力矩：M= Fx·l

其中l為轉向節受力半徑，取值為0.143mm；

如圖5所示，螺栓頭部受力點距轉向節旋轉半徑R，值為37.02mm；

螺栓頭部受力：F=M/R

螺紋直徑：公制細螺紋M12

應力（壓）：σ1=Fcosɑ/S

其中ɑ為螺栓頭部受力方向與螺栓軸線夾角，取值為11°；

限位螺栓彎臂：螺栓受切向力的力臂有作圖法可知，d=29.53mm；

彎矩：MB=F·d

材料屈服強度：8.8級螺栓公稱屈服強度為Rel=355Mpa

安全系數：i=Rel/σ

把各參數計算值代入上述公式，如表2所示，安全系數為1.18，而設計值所要求的安全系數≥1.5，抗彎強度不能滿足設計值導致限位螺栓彎曲。

表2 各參數計算值

1.3 限位螺栓材料強度校核

本輕型卡車限位螺栓材質為45#，機械性能等級8.8級；其他車型采用材質為40Cr，機械性能10.9級限位螺栓的車型，未出現限位螺栓彎曲現象，45#材料屈服強度為355MPa,40Cr材料屈服強度為785 MPa。現有限位螺栓材質45#不能滿足設計要求。

1.4 限位螺栓外形結構校核

該車型限位螺栓為平頭結構，由于極限轉角時前軸擋塊與螺栓軸線90°無法保證，螺栓端面與擋塊為點面接觸，接觸點受壓時易磨損、變形；也有限位螺栓采用球面結構，球徑為6，與限位擋塊接觸時為點面接觸，球徑小，球面曲率大，接觸點承受非常大的壓應力；經對比發現某標桿車限位螺栓大圓弧平頭結構限位螺栓，該結構優于上述兩種結構，可提高接觸點的承載性。

2、改進優化

根據上文分析，該車型限位螺栓扭緊力矩校核、強度校核、材料和結構都不能滿足設計要求，都是造成該車型限位螺栓磨損、開裂、彎曲脫落的原因。決定擰緊力矩由（49± 9.8）N·m增大到（78～96）N·m；螺栓材料由45#改為40Cr；螺栓強度等級由8.8增大到10.9；螺栓頭部的平頭結構或小球面結構統一改為球徑為10的大球面結構。限位螺栓整改前后如表3所示。

表3 限位螺栓整改前后對比

2.1 整改后螺栓擰緊力矩校核

螺栓預緊力大于螺栓所受軸向力，因此，螺栓殘余預緊力Qp =42666-31657=11010N

2.2 整改后螺栓抗彎安全系數校核

表4為優化后限位螺栓抗彎強度校核結果，改進后安全系數大于設計要求值1.5，整改后的限位螺栓抗彎強度合格，滿足設計要求。

表4 優化后的強度校核

3、試驗及市場驗證

針對優化后的轉向限位螺栓，進行整車300000km試驗驗證。當整車行駛里程為414500km，大于設計要求里程300000km，無限位螺栓故障反饋。整車路試結果證明整改后的限位螺栓符合設計要求。表5為其試驗里程：

表5 整車試驗里程表

按改進方案，對該車型限位螺栓進行了切換，通過半年的市場跟蹤驗證，無限位螺栓彎曲、斷裂以及脫落問題出現。市場驗證結果表明整改后的限位螺栓符合設計要求。

4、結束語

本文從設計理論的角度，對轉向限位螺栓扭緊力矩、強度、材料和結構進行校核驗證，分析出造成限位螺栓脫落的原因，根據原因進行改進。最終解決了限位螺栓磨損、開裂、彎曲脫落問題，且試驗驗證效果良好。本文所及方法和結論對類似問題的解決具有一定的借鑒作用。

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[3] 陳家瑞.汽車構造[下].人民交通出版社，2002.

[4] 江淮汽車集團研發中心.江淮輕型卡車設計規范.第一版,合肥: 江淮汽車股份有限公司,2006年6月.

表7

5、結論

（1）通過分別運轉法和噪聲源隔離法識別某微型客車加速行駛通過噪聲超標的噪聲源，并根據相關理論公式計算分析各噪聲源對該微型客車加速行駛通過噪聲超標的貢獻量和貢獻率。

（2）采取適當合理的方案措施，并進行實車驗證測試。使該微型客車加速行駛通過噪聲達到小于74dB(A)的國家法規要求，從而達到了設計目標。

（3）本文提出的通過合理調整發動機ECU標定參數來降低車外加速噪聲的方法，在微型客車NVH性能開發中是一次成功的運用。發動機ECU標定參數相對其他的措施，不涉及零件更改，成本較低，對研究車外加速噪聲、排氣消聲器噪聲和發動機噪聲等主要噪聲源的匹配關系方面具有借鑒意義。

參考文獻

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A light truck limit bolt falls off cause analysis and improvement

Niu Yingkai
(Jiang-Huai Automobile Company, Anhui Hefei 230601 )

When the car turned to for a long time in the limit position, to limit bolt by large load, it is easy to wear, cracking, bending loss to the dangers of driving is huge. In this paper, from the Angle of the design theory of market feedback a light-duty truck appeared to limit bolt falls off, the reason of cracking and bending is analyzed, finally through optimizing rectification thoroughly solve the problem.

the steering limiting bolt；fall；analysis；improvement

U463.4

A

1671-7988(2014)11-63-04

牛營凱，就職于江淮汽車技術中心商用車研究院。