基于UG的某款4×2載貨車前橋橫拉桿的優化設計

張新亞

（安徽江淮汽車股份有限公司重型商用車研究所，安徽 合肥 230601）

基于UG的某款4×2載貨車前橋橫拉桿的優化設計

張新亞

（安徽江淮汽車股份有限公司重型商用車研究所，安徽 合肥 230601）

前橋橫拉桿的合理設計，直接關系到整車的轉向系統的性能，例如整車轉向系統的穩定性、回正性和可靠性。文章針對市場上某款4×2載貨車的啃胎、跑偏等突出問題，通過UG有限元分析，對前橋橫拉桿進行優化設計，以便解決前橋啃胎和跑偏等問題。

轉向系統；啃胎；UG；有限元分析

10.16638 /j.cnki.1671-7988.2016.10.043

CLC NO.: U462.1 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2016)10-135-03

引言

隨著社會經濟水平的不斷提高和高速物流行業的快速發展，人們對中重型卡車的高可靠的轉向操縱系統越來越重視，轉向系統的回正性、輕便性和前輪啃胎等都與前輪前束這一參數有很大關系，而這一參數很大程度上取決于前橋橫拉桿的設計。橫拉桿是前橋重要的安保件，直接關系到車輛的轉向，對汽車的行駛安全至關重要。橫拉桿彎曲變形回改變前橋的前束和轉向梯形，加速輪胎的磨損，嚴重時回導致車輛無法正常行駛，甚至造成轉向失控，威脅駕駛員和行人的人身安全。因此橫拉桿必須具有較大的強度儲備系數。近年來，市場上因前橋橫拉桿彎曲導致的啃胎、跑偏等轉向問題的故障數不斷增加，故本文以提升整車的轉向系統的性能為目標，對前橋橫拉桿進行優化設計。

1、前橋橫拉桿的作用與功能

橫拉桿是轉向梯形機構的底邊，右橫拉桿體2和旋裝在兩端的橫拉桿接頭1組成，如圖1（a）所示，兩端的接頭結構相同。兩接頭借螺紋與橫拉桿體聯接。接頭螺紋部分有切口，故具有彈性。接頭旋裝到橫拉桿體上后，用夾緊螺栓3夾緊。橫拉桿體兩端的螺紋，一為右旋，一為左旋。因此，在旋松夾緊螺栓3以后，轉動橫拉桿體，即可改變轉向橫拉桿的總長度，從而調整前輪前束。

橫拉桿的作用與功能：

一可以使兩個車輪同步，傳遞轉向節傳過來的轉向器輸出的力和運動，使兩側轉向輪偏轉，并使兩轉向輪偏角按一定關系變化，以保證汽車轉向時車輪與地面的相對滑動盡可能的小，進而減少輪胎的磨損，延長輪胎的使用壽命；

二可以調整前輪前束，使其在合理的范圍內，而前輪前束的變化會導致輪胎側偏，進一步導致汽車輪胎磨損或者跑偏。

2、目前江淮某款4×2載貨車轉向橫拉桿使用現狀

整車參數

1）整車設計最大質量16t，前橋3.5t，前橋處最大設計質量6t，橫拉桿處直臂長l:151mm；

2) 轉向器的最大輸出力矩M0：3690N·m；

3）橫拉桿材料是35號鋼，外徑是35mm，壁厚5.5mm。

下表是2014年1到10月接到的市場反饋的某款4×2載貨車使用情況：

表1

前橋輪胎啃胎、磨損嚴重，客戶抱怨較大，通過市場走訪發現該問題在某款4×2載貨車普遍存在，國內其他廠家同類型產品該問題要少的多，我們對問題車輛進行了轉向系統的全面檢測，發現百分之九十的問題車的前輪前束值變化，超出規定值的范圍，拆解發現有很拉桿彎曲變形，有些變形非常嚴重。

而且某款類似配置的4×2載貨車在試驗場做試驗時也出現了橫拉桿彎曲現象，對其進行了更換正常橫拉桿，然后強化路又跑不到200公里，再次出現橫拉桿彎曲。

3、對前橋橫拉桿的分析和優化設計

橫拉桿是轉向傳動機構的一部分。橫拉桿通過與轉向梯形臂的球形鉸接聯接著前橋的左右車輪。轉向時，橫拉桿受到轉向系統沿軸向方向的拉力和壓力，且呈交變狀態。對于左舵轉向的汽車，橫拉桿在左轉時受壓，在右轉時受拉，右舵轉向的汽車則相反。

橫拉桿的長度比其外徑要大得多，屬于細長桿件。根據設計要求，橫拉桿強度的安全系數n設計要求在1.5～2.5之間。

3.1 優化優化前的橫拉桿

1）優化前的橫拉桿的強度校核

橫拉桿（35-Ф35×5.5）抗彎截面系數為W：

橫拉桿受力：F=m0/l= 24437 N

偏心距 Mmax=F×C=24437×19.5=476523 N·mm

其中：C=19.5mm

截面面積：A=π（D2-d2）/4=509.5 mm2

則：

直拉桿的材料為35號鋼，許用應力 [σ]= 315 MPa，安全系數 n=[σ]/σmax=1.63由上述校核可知：直拉桿強度的安全系數為1.63，雖然大于1.5～2.5，但是安全系數仍然有點偏低，接近于安全系數允許的臨界值。

2）優化前的橫拉桿的UG有限元分析

UG軟件有限元分析的流程如下圖3：

用UG軟件建立橫拉桿三維模型（簡化為細長桿件），并按照以上計算所得的邊界條件（等效）用有限元分析可得：

a）單元應力，最大單元應力在橫拉桿一端處，最大為191MPa，驗證了計算最大應力σmax=193MPa。

b）位移：最大位移在橫拉桿一端處，為38.99mm。

可見圖中紅色部分處所受壓強最大，位移最大，存在極大彎曲風險極高。

3.2 根據市場反饋，上述橫拉桿有許多橫拉桿彎曲的故障，客戶抱怨較大，通過直拉桿強度的安全系數為1.63來看，雖然大于1.5，但是安全系數仍然有點低，接近于安全系數允許的臨界值，考慮到客戶的實際使用情況（超載），針對以上計算校核和UG有限元分析的情況，對前橋橫拉桿進行加強設計，采用45-Ф36×6的橫拉桿再進行計算校核和UG有限元分析。

1）優化前的橫拉桿的強度校核

橫拉桿（45-Ф36×6）抗彎截面系數為W：

橫拉桿受力：F=m0/l= 24437 N

偏心距 Mmax=F×C=24437×19.5=476523 N·mm 其中：C=19.5mm

截面面積：A=π（D2-d2）/4=565.2 mm2

則：

直拉桿的材料為45號鋼，許用應力 [σ]= 355 MPa，安全系數 n=[σ]/σmax=2.05

由上述校核可知：直拉桿強度的安全系數為2.05，大于1.5～2.5，安全系數較高。

2）優化后的橫拉桿的UG有限元分析

用UG軟件建立橫拉桿三維模型，并按照以上計算所用的邊界條件用有限元分析可得：

a）單元應力，最大單元應力在橫拉桿一端處，最大為174MPa，驗證了計算最大應力σmax=172.9MPa。

b）位移：最大位移在橫拉桿一端處，為23mm。

由圖中可見所受最大壓強不超過200Mpa，最大位移22.5mm，安全可靠性比原來的大大提高。

4、優化后前橋橫拉桿的驗證和應用

將優化后的橫拉桿，送到試驗場對彎曲的橫拉桿進行更換，然后接著跑路試，該試驗樣車又跑了3萬多公里的強化路，在對該試驗樣車檢查時，為發現橫拉桿有明顯的彎曲變形，達到了預期的效果。

2015年1月到5月份共計銷售某款4×2載貨車五千多輛，至今未收到橫拉桿彎曲變形的市場反饋，對2015年銷售的某款4×2載貨車調查發現，市場反響良好，客戶比較滿意。

5、總結

由以上對比可知，優化后的前橋橫拉桿具有更高的安全系數，能夠更好的適應我國現階段的國情，而且能夠大大降低市場故障數量，不僅提高產品競爭力，而且提高了客戶滿意度，踐行了我公司敬客經營的核心價值觀，以客戶為中心，以誠信為基礎，專注為客戶創造價值，持續追求客戶滿意。

本論文通過對前橋橫拉桿強度的校核，并對其建立優化的三維模型，借助UG三維軟件進行有限元理論分析，可以有效避免潛在的問題，為設計提供理論參考，不僅節約大量的時間、人力和物力等，而且提高了辦公效率和準確度，從而避免了大量的繁瑣的理論計算，值得推廣。

[1] 王望予.汽車設計.[M]北京:機械工業出版社.

[2] 劉惟信.汽車設計.[M]北京:清華大學出版社.

[3] 余志生.汽車理論.[M]北京:機械工業出版社.

[4] 陳家瑞.汽車構造.[M]北京:機械工業出版社.

The optimization Design of some 4 x 2 truck’s front axle tie rod Based on UG Software

Zhang Xinya
（Anhui Jianghuai Automobile Co., Ltd, Anhui Hefei 230601）

The reasonable design of the front axle tie rod is directly related to the vehicle steering system performance, such as the stability of the vehicle steering system, correction and reliability. In this paper, Based on outstanding problems of some 4 x 2 truck on the market, such as tire wear and running deviation, We optimize the design of the front axle tie rod by finite element analysis UG Software to solve the problems of tire wear and running deviation.

steering system; UG Software; tire wear; finite element analysis

U462.1

A

1671-7988(2016)10-135-03

張新亞，(1987.11-)，底盤設計工程師，就職于安徽江淮汽車股份有限公司重型商用車研究所。研究方向：轉向系統。