后前束連桿強度設計

戴聲良 楊麗群

（1.安徽江淮汽車股份有限公司技術中心；2.安徵交通職業技術學院）

雙連桿獨立懸架，實際上可以稱為三連桿，包括2 根橫向拉桿和1 根縱向推力桿，在各類車型上都有運用[1]。后前束連桿不僅要實現前束可調節功能，同時也是重要的安全件，如果發生彎曲或者斷裂，后輪將產生擺動，極端情況下，將使駕駛員失去對車輛方向的控制，從而導致事故的發生，所以其設計強度儲備安全系數要足夠高，保證不發生斷裂[2]。

1 故障現象與原因分析

某雙連桿后懸架中有1 根前束連桿，中間連接有1 個雙頭螺栓，兩邊各有1 個鎖緊螺母連接到兩段主桿。該前束連桿在可靠性試驗過程中，出現后橫拉桿中間雙頭螺栓彎曲疲勞斷裂的故障，如圖1 所示，從圖1 中可以看出，斷裂部位于雙頭螺栓中間六角的螺紋根部，同時雙頭螺栓已呈彎曲狀態，是典型的強度不足造成的疲勞彎曲，進而導致斷裂。

1.1 成分對比化驗

斷裂的雙頭螺栓，材料為45#鋼調質熱處理，硬度HRC24，機械等級8.8 級，抗拉力110 kN，抗拉強度900 MPa，屈服強度為355 MPa，符合現有設計要求。對同樣采用類似設計的雙頭螺栓KD件，進行材質化驗和硬度檢測，通過化學元素的含量比例推測，KD件的雙頭螺栓材料應該為42CrMo，只是C 略偏低為0.366%，略小于42CrMo 的0.38%～0.45%，但其它成分均符合42CrMo 的相應成分。屈服強度為930 MPa，平均硬度HRC34.5，螺栓機械等級應該是10.9 級，材料成分及硬度檢測結果，如表1 所示。

表1 雙頭螺栓KD件成分化驗與硬度檢測結果

1.2 前束連桿總成壓縮失穩計算

對于細長軸，可以通過壓縮失穩載荷計算[3-5]，來校核其強度，計算滿足歐拉公式：

式中：Pcr——壓縮失穩載荷，N；

E——彈性模量，Pa;

l——長度，m；

I——慣性積，m4。

對于該橫拉桿，取其彈性模量E=200 GPa，桿長l=556.5 mm。雙頭螺栓的外螺紋規格為M14×1.5，兩端主桿外直徑為22 mm，內直徑為12 mm，可以將螺紋部分視為光桿，取其直徑為d=13.835 mm，那么代入數值計算可得：

由上述計算可知，實際此前束連桿的壓縮失穩載荷應在11.5～66.9 kN 之間。

1.3 前束連桿總成壓縮測試

雖然中間螺栓分別為45#鋼和42CrMo，但同樣的結構設計，由上面的計算可知，桿子的抗屈曲能力，也就是壓縮失穩載荷力大小應相當。在試驗室中，取2 根現有件和1 只KD件分別做緩慢加載壓縮試驗，將后前束連桿一端固定，一端加載，直到桿子彎曲失穩，計錄其彎曲力值大小，加載速率為1 mm/min，結果為：現有件1#壓縮力為28.0 kN 時，現有件2#壓縮力為25.5 kN時，及KD件在壓縮力27.0 kN 時，3 種狀態下的破損狀態均為中間連接桿螺紋處彎曲。即，現有件平均為26 kN 左右失穩與KD 原件在27 kN 下失穩相當。

1.4 前束連桿壓縮彎曲后的疲勞試驗

對壓彎后的件做疲勞試驗，試驗條件：沿桿子軸向加載力：±5 500 N，加載頻率：5 Hz。主要模擬桿子在先彎曲的情況下，到完全斷裂的壽命是多長。結果現有件做疲勞試驗次數10 360 次，同等條件下KD件10 628 次，如圖2，3 所示。斷口位置及斷面也非常相似和接近，由此可得出，一旦桿子受軸向力或彎矩彎曲后，很快在軸向力的繼續作用下疲勞斷裂。所以強度設計的前提是，大幅度提高桿子壓縮失穩的載荷，這樣才能提高其疲勞性能。

2 設計改進

2.1 結構改進設計

由工程力學知識可知，提高桿子的抗彎曲能力，必須要盡量提高桿子的截面系數[6-7]。避免在一根桿子中間出現截面或者直徑變化過于突然的結構，存在這種結構設計很容易出現應力集中并成為強度最薄弱的環節[8]。在改進設計時，應考慮整根桿子的直徑過渡平順，不出現突變。在調研類似后前束連桿的設計，提出將原雙頭螺栓結構改為外六角形結構，目的是方便調整前束，兩端加工內螺紋的空心套管用于連接兩端的主桿。此結構最大優點是桿子整體剛性變強，抗彎和抗屈曲能力有大幅度提升，其結構，如圖4 所示。

2.2 CAE強度對比分析

選取整車最惡劣的受力工況，此工況為在桿子端部加彎矩150 N·m。在相同工況下通過CAE 分析改進前后的應力值。原設計狀態的應力結果，如圖5 所示，最大應力處在雙頭螺栓處達到540 MPa，此應力遠大于45#的屈服應力；而優化改進后的結構在相同的工況下受力比原設計狀態要小很多，只有160 MPa，最大應力出現在主桿子的表面，如圖6 所示，小于20#鋼的屈服極限245 MPa。所以通過結構的優化，桿子（材料20#鋼）的受力變小很多，可見中間六角套管的結構改進是合理的，效果也很明顯。

3 改進實施

將不同的材料及熱處理方式，以及中間的不同長度的中接六角連桿短桿長80 mm，長六角連桿長度為120 mm，組合成不同的連桿總成，進行屈曲能力對比測試，測試結果，如表2 所示。圖7 示出不同組合后的前束拉桿壓彎情況對比。

表2 不同組合的前束拉桿壓彎力值 kN

從力值與穩定性來看當兩端主桿子為20＃鋼去應力退火時，壓縮屈曲能力較之前提升了近1 倍；當主桿子為冷拔管時，其壓縮彎曲力值相對較小，且短調節管時力值不穩定。去應力退火又稱低溫退火，根據材料和工件尺寸采用不同的保溫時間，然后進行緩慢冷卻，這種退火主要用來消除鑄件、鍛件、焊接件、熱軋件及冷拉件等的殘余應力，目的是使金屬內部組織達到或接近平衡狀態，獲得良好的工藝性能和使用性能，如強度、韌性和疲勞性能[9]。先確定主桿為去應力退火狀態，再進行詳細的質量和尺寸對比，最后確定最終改進方案。

3.1 尺寸與質量對比

主桿采用去應力退火熱處理方式，總成結構示意圖，如圖8 所示，各部分具體尺寸，如表3 所示。

表3 2種改進方案與現狀態尺寸對比表

從圖8 可以看到，改進方案中的主桿由原來的φ22×5.0，變為φ19×4.5，材料仍然為20#鋼，但原來為冷拔管，改進方案為冷拔管去應力退火。量產件與2種改進方案進行質量對比，如表4 所示，改進方案1 為短中間連桿80 mm，方案2 為長中間連桿120 mm，質量最輕的為方案1。

表4 2種改進方案與現狀態質量對比kg

3.2 裝車驗證前束調整

將新改進的桿子，裝車驗證，因中間外六角套管長度為80 mm，后輪前束可較容易地調整至設計值（12±7.5）'，2 個鎖緊螺母一個白色左旋螺紋，一個黃色右旋螺紋擰緊力矩均為（90±5）N·m，以表面鍍黃鋅和白鋅區別開來。桿子與后副車架距離也較合理，空載狀態下在25 mm，如圖9 所示。經整車可靠性試驗3 萬km 綜合路試驗后，再無彎曲與斷裂的故障現象出現，說明改進后的后前束拉桿強度可靠，安全系數高。

4 結論

后前束連桿主要是抗彎曲能力弱和強度安全系數不高，導致側向受力時彎曲，進而疲勞斷裂。通過多方案對比，當主桿為去應力退火，中間連桿長度為80 mm的六角調節管的改進方案，質量最輕，強度最高，屈曲能力達52 kN 左右，約為目前力值的2 倍，剛性強度得到大幅提高。改進后的桿子與周邊間隙合理，前束調整的方便性也大大提高。改進后可有效解決后前束拉桿斷裂及彎曲現象的發生。