后橫向推力桿失效分析與改進

楊麗群

安徽交通職業技術學院汽車與機械工程系，安徽合肥，230051

后橫向推力桿失效分析與改進

楊麗群

安徽交通職業技術學院汽車與機械工程系，安徽合肥，230051

五連桿非獨立懸架的后橫向推力桿在彎道和坑洼多的off-road路面上試驗時出現彎曲現象。從結構力學計算截面系數，進而進行CAE屈曲強度和復合工況下的應力值分析以及固有頻率分析，找到后橫向推力桿失效的原因。最終提出將橫截面由原來U型的沖壓件改成圓鋼的優化設計方案。臺架疲勞試驗及整車振動試驗結果表明，改進后橫向推力桿強度更高，疲勞性度大幅提升，桿子固有頻率的變化也未放大后懸架的共振。結果顯示，提升懸架連桿強度最重要的方法是增大連桿的截面系數，這對解決類似問題具有一定的參考價值。

后橫向推力桿；斷裂；強度分析；固有頻率；共振

五連桿非獨立懸架帶橫向推力桿在很多SUV、MPV等后驅車型上運用較廣泛，它配合后整體橋，在保證整車承載性的同時，也擁有很好的舒適性能和操穩性能。后橫向推力桿，在一些文獻資料中也稱潘哈桿(panhard rod)，一般布置在后橋的后方，增大不足轉向趨勢[1-2]。在車輛轉向時，桿子本身主要受側向拉力與壓力，在車輛制動或懸架上下跳時，主要受X向和Z方向的彎矩。后橫向推力桿一般采用兩種結型式，一般為沖壓焊接型式，另一大類主要是圓型空心鋼管。整車行駛時，橫向推力桿會與動力傳動系共振問題，這時通常會在橫拉桿上增加一個諧振塊，諧振塊頻率與共振頻率相等，可將共振的能量峰值消除或減弱。

本文以某車型后橫向推力桿原設計為U型截面的沖壓件，在多彎、坑洼的off-road路面上試驗時出現彎曲、斷裂的現象為背景，通過力學計算與強度校核，提出兩種設計改進思路，并通過臺架疲勞試驗和振動測試對比，改進后的效果非常好。

1 結構力學分析

一個典型的后五連桿懸架非獨立懸架的3D圖如下圖1所示，在路試過程中出現后橫拉桿彎曲的故障圖片如下圖2所示，彎曲部位主要在桿子中段，呈典型強度不足造成的失效。

現有后橫向推力桿為U型橫截面，開口向下，為板材沖壓成型，材料SS400，屈服極限為235 MPa。彎曲的后橫向推力桿材質化驗合格，材料符合設計要求。類似的橫拉桿也可采用空心圓鋼的結構設計。有些資料通過歐拉公式計算壓縮失穩時的載荷大小來判定強度大小[3]。

圖1 五連桿非獨立懸架

圖2 后橫拉桿彎曲照片

本文從桿的截面系數和慣性積出發，由機械幾何和工程力學知識可知，抗彎截面系數在橫截面上離中性軸最遠點處，彎曲正應力最大，其值為[4-5]：

比值Iz/ymax僅與截面的形狀與尺寸有關，稱為抗彎截面系數，并用Wz表示，即

由公式可見，最大彎曲正應力與彎矩成正比，與抗彎截面系數成反比。抗彎截面系數Wz綜合反映了橫截面的形狀與尺寸對彎曲正應力的影響。U型、圓薄壁梁抗彎截面系數分別如圖3(A)(B)。

圖3 U型、圓薄壁梁剖面圖

空心圓管梁Φ30.0 mm×4.0 mm：

U型梁可以簡化成矩形開口梁：36mm×41mm×3.0mm：

最終考核桿子抗彎能力主要看Wz的大小，代入數值計算后發現，U型梁的Wz為565.7mm3，而空心圓管鋼的Wz為1 882.9mm3，所以在同一個懸架結構及固定的受力比如相同的彎矩條件下，圓鋼最大應力是U型梁的1/3。計算結果表明，圓鋼的強度遠高于U型沖壓件，下一步改進的方向是將U型的后橫向推力桿改為圓型空心鋼管的結構。

2 CAE強度分析

基于上述結構力學的理論計算與分析，提出兩個后橫向推力桿的改進方案如表1所示：一是在沖壓件中增加圓鋼；二是將沖壓件整體改成圓鋼。

表1 兩種改進方案與原方案對比

2.1 屈曲能力分析

模擬一端加載，讓桿子變形15 mm，考核桿子的屈曲形態及最大應力。從圖4可以看出，原橫拉桿在變形的彎曲形態與實際路試彎曲形態一致。另外，方案二(圓鋼)在屈曲15 mm時，最大應力在375 Mpa,遠小于原來橫拉桿的1 055 Mpa及優化方案一的1 570 Mpa。

圖4 屈曲分析應力分布對比圖

2.2 模態與頻率分析

因桿子剛性加強，重量變輕，圓鋼整體的一階頻率由原67.4 Hz提升到97.8 Hz，如圖5所示，理論上是可以取消原來桿子上的諧振塊，但需要實際對比測試后懸的噪音與振動情況。

圖5 一階彎曲頻率對比圖

2.3 整車復合工況模擬分析

目前,懸架部件的強度分析多從單工況提取力來分析[6],部分文獻也有提到復合工況法[7]，每個車型具體的問題可以根據實際的路況來制定相應的工況計算方法。由于彎曲故障發生于OFF-ROAD路況，故本文提出以下四種新的復合工況分析：

(1)左轉彎掉坑(轉彎0.8 g加垂直3.5 g)。

(2)右轉彎掉坑(轉彎0.8 g加垂直3.5 g)。

(3)倒車轉彎(先倒車制動-1 g再右轉彎0.8 g)。

(4)倒車掉坑(先倒車制動-1 g再垂直3.5 g)。

雖然(4)工況在實際試驗及使用中達不到，但可作為尋找最極限受力條件參考。對比三種設計方案，在(3)、(4)工況下的應力情況如表2所示。

可見兩個極限復合工況下，改進方案二的應力最小，遠小于材料35#鋼的屈服極限315 Mpa，此設計的安全系數最高。綜合理論計算與CAE的強度分析，最終選擇方案二，即采用圓鋼Φ30 mm×4.0 mm來改進實施。

表2 三種方案的復合工況強度對比

圖6 臺架疲勞加載與裝夾

3 臺架疲勞試驗

橫向推力桿的臺架試驗：一端固定，一端加載軸向力FY=±20 800 N,兩端均不帶彈性襯套，鋼性連接在夾具上。軸向力FY為整車受到單工況最大軸向拉壓力，加載頻率為3 Hz,目標次數為30萬次以上。結果：原設計試驗次數為33 707次，U型梁與襯套套管焊接處開裂；改進后的圓鋼是襯套鋼管開裂，次數為422 898次，可見疲勞性能大幅度提升(圖6-8)。

圖7 原設計臺架失效圖

圖8 圓鋼臺架失效圖

4 振動對比測試

首先對新舊兩樣件進行整車裝配狀態固有頻率敲擊試驗，后在樣件中間貼一傳感器，車內中排座椅導軌和后排座椅導軌分別貼一傳感器，對新舊件進行3WOT、怠速及60 Km/h勻速試驗，了解各工況下后橫拉桿的振動情況。兩件在裝配約束狀態Z向,舊件固有頻率為60.61 Hz，而新件Z向的固有頻率降為53.48 Hz，如圖9所示。

圖9 后橫向推力桿Z向固有頻率

在220 Hz,新橫拉桿還存在二階固有頻率，此頻率對應的轉速較高，在6 600 rpm左右,一般車型達不到此高轉速；3WOT在某一轉速能激起后橫拉桿固有頻率而產生大幅振動，由圖10可知，舊件共振轉速為1 863 rpm,而新件共振轉速為1 623 rpm,且Z向振幅為老件的2.4倍，工況有所惡化，X、Y向共振能量不大，在此不作過多的論述和對比。

圖10 后橫向推力桿共振振幅及轉速

中排座椅新舊件對比：由圖11可知，更換新件后X、Y向振動加速度減小明顯，而Z向振動加速度略微減小。

圖11 中排座椅振動對比

圖12 后排座椅振動對比

后排座椅導軌上的振動新舊件對比，由圖12可知，新件狀態下后排座椅導軌振動加速度明顯變大，在發動機轉速為1 637 rpm時，Z向存在明顯峰值，這主要是由后橫拉桿發生共振引起，但此振動值絕對量0.18 g并不大，通過座椅隔振衰減后對后排乘客影響不大。通過振動對比測試發現，改進的后橫拉桿裝配約束狀態下，Z向的固有頻率改變，引起的共振轉速降低，避開常用轉速區域，中排座椅振動加速度減小，后排座椅振動加速度增大，但因其絕對值較小，對后排乘客舒適性并無影響，考慮成本原因，也沒有必要在新的橫向推力桿上重新設計諧振塊。

5 結束語

后橫拉桿彎曲的主要原因是本身截面系數小，在極限復合工況下應力超出材料的屈服極限造成彎曲，進而產生疲勞斷裂。通過力學計算和復合工況的CAE對比分析，找到最優改進方案，臺架疲勞試驗和振動對比測試結果表明，改圓鋼后的橫向推力桿強度大幅提升，固有頻率降低，錯開常用轉速區間，中排振動略有改善，后排座椅振動效果相當。當然，后橫向推力桿也可以再設計一個諧振塊來進一步降低共振能量，進而提高舒適性，這取決于設計成本。

[1]耶爾森，賴姆帕爾.汽車底盤基礎[M].北京：科學普及出版社,1992：32-33

[2]潘筱，王冬成，林逸，等.用多體動力學方法分析五連桿非獨立后懸架的隨動轉向特性[J].汽車工程，2013(4):331-335

[3]丁向東.橫拉桿斷裂原因分析與改進[J].客車技術，2010(3):43-44

[4]沈鴻.機械工程手冊[M].北京：機械工業出版社，1982:181-190

[5]羅迎社.工程力學[M].北京：北京大學出版社，2006:90-97

[6]豆力.轎車扭轉梁懸架強度分析與疲勞壽命預測[J].客車技術，2012(5):12-14

[7]方其讓，蘇嘉理，劉詩云.某微型客車后懸架橫拉桿支架斷裂分析及改進[J].汽車技術，2006(12):24-26

(責任編輯：汪材印)

宿州學院再獲得多項安徽高校人文社會科學重點研究基地招標項目

根據安徽省教育廳《關于下達2014年度安徽高校人文社會科學重點研究基地招標項目的通知》，宿州學院大學文化研究中心和皖北城鄉一體化研究中心兩個省高校人文社科重點研究基地共計6項科研課題獲批重點項目立項，其中校外課題1項，本校課題5項。

10.3969/j.issn.1673-2006.2014.11.025

2014-06-18

楊麗群(1981-)，女，安徽安慶人，碩士，講師，主要研究方向：汽車維修。

U46

A

1673-2006(2014)11-0086-03