某系列后橋氣室支架更改分析

單春雅,劉青,張勇,陸亞明

(合肥美橋汽車傳動及底盤系統有限公司，安徽合肥 230051)

0 引言

汽車后驅動橋上有3個重要的零部件：墊板、氣室支架和鋼托，其中墊板焊接在橋殼本體上，再與氣室支架螺栓連接，共同組成承載制動氣室工作和支撐凸輪軸旋轉的結構；而鋼托是整車與后橋的關鍵連接結構，其可靠性直接影響到整車的行車制動安全，主要包括：墊板、鋼托與橋殼本體焊接的可靠性，支架結構承載強度的可靠性，墊板與支架螺栓連接的可靠性。通過對現有氣室支架進行更改分析，來優化以上3個方面可靠性，進而達到提高整車安全系數的目的。

1 現狀描述

該系列后橋總成設計，客戶給定了鋼托和氣室位置，在實際生產過程中發現墊板與鋼托位置較近，在焊接完鋼托后，焊槍很難伸進縫隙去焊接墊板，其分布現狀如圖1所示。

2 問題分析和改善

2.1 問題分析

鋼托和墊板位置較近，首先影響了焊接的可行性和可靠性[4]，從可行性方面分析，焊接工藝很難實現，生產效率低且焊接效果不佳；從可靠性方面分析，焊縫較近會導致焊接應力互相疊加，形成較大的應力集中[5]，會影響整橋壽命，一般經驗要求后橋殼此處焊縫間距不小于30 mm。

圖1 氣室支架和墊板分布現狀

2.2 改善

因主機限定了鋼托和氣室的位置，現通過縮短墊板和支架的寬度來增大鋼托和墊板的距離。

(1)減小支架底面和墊板的寬度，同時連接支架和墊板的螺栓由4個改為2個；

(2)因墊板結構更加精簡，從原先鑄造生產改為鋼板條料；

(3)優化支架結構，局部承載能力增強；

(4)提高螺栓性能等級，螺栓由M12×1.5(8.8級)改為M14×1.5(10.9級)。

通過以上措施，鋼托總成與墊板間的焊縫距離可達到50 mm以上，新舊墊板及周邊件結構如圖2、3所示。

圖2 原墊板及周邊件結構

圖3 新墊板及周邊件結構

3 理論計算分析

3.1 螺栓連接強度計算

核算改善后螺栓的強度，受力分析如圖4所示。

由氣室的工作特性曲線可以得出氣室的工作推力F工作=6 150 N，取1.3倍安全系數后，推力為F=1.3F工作=7 995 N。

F在X方向和Y方向的推力分別為：

Fx=Fsinθ=5 139.09 N；Fz=Fcosθ=6 124.53 N

式中：θ為支架的墊板安裝面與氣室安裝面夾角，取40°；Fx為F在X方向的分力；Fz為F在Z方向的分力。

圖4 螺栓強度分析受力圖

Fz對中心點O的傾覆力矩：

M1=Fz(b2+c2)0.5=6 124.53×(0.0332+0.062)0.5=419.38 N·m

式中：b為X方向上o與O的距離，取33 mm；c為Y方向上o與O的距離，取60 mm。

X-Y平面上，孔距a在o-O上的投影距離：

a1=a×arctan(c/b)= 85×arctan(0.06/0.033)=

5 201.08 mm

式中：a為螺栓孔距，取85 mm。

在傾覆力矩M1作用下，螺栓最大受力：

式中：對于此處兩孔螺栓組連接，X-Y面上，o-O的投影下最大螺栓孔距Lmax=li=a1。

Fx對中心點O的傾覆力矩：

M2=FxH=5 139.09×0.164=842.81 N·m

式中：H為Z方向o與O的距離，取164 mm。

在傾覆力矩M2作用下，螺栓最大受力：

式中：對于此處兩孔螺栓組連接，最大螺栓孔距Lmax=li=a。

Fx對中心點O的橫向力矩：

M3=Fxc=5 139.09×0.06=308.35 N·m

在傾覆力矩M3作用下，螺栓最大受力：

式中:對于此處兩孔螺栓組連接，最大螺栓孔距Lmax=li=a。

螺栓預緊力矩產生的預緊力：

F0=Mt/(K1D)=180/(0.014×0.24)=53 571.43 N

式中：由于螺栓為M14×1.5(10.9級)，D為螺栓直徑，取0.014 m；Mt為預緊力矩，取180 N·m;K1為擰緊力矩系數，取0.24。

因f(F0-F1-F2)=6 972.06>Ks×F3=4 353.18，故螺栓不受剪切力。

式中：Ks為支架與墊板間的防滑系數，取1.2；f為結合面間摩擦因數，取0.16。

單個螺栓所受最大拉力：

Fmax=(Fz/2+F1+F2)Kc+F0=57 488.92 N

式中：Kc為螺栓相對剛度，取0.3。

螺栓危險截面面積：

S=π[(D-1.082 5P)/2]2=120.24 mm2

式中：P為螺距，取1.5 mm。

螺栓危險截面應力：σ=1.3Fmax/S=621.55 MPa

螺栓許用應力：[σ]=σs/K2=900/1.1=818.18 MPa。

式中：K2為螺栓連接安全系數，取1.1。

故σ<[σ]，則兩螺栓能夠滿足設計要求。

3.2 氣室支架CAE分析

支架材料為Q450-10，在8 000 N推力下應用有限元分析了支架的最大應力和最大位移[3]，結果表明新狀態下最大應力為259.8 MPa，原狀態最大應力390 MPa，應力減少33%(如圖5所示)；新狀態最大位移為0.551 mm，原狀態最大位移0.65 mm，變形減少15%(如圖6所示)，故新設計更優。

圖5 支架在8 000 N推力下的應力分析

圖6 支架在8 000 N推力下的位移分析

4 臺架試驗驗證

參考《QC/T 790-2007 制動氣室性能要求及臺架試驗方法》[2]，驗證整個支架總成的疲勞壽命，如圖7所示，用液壓缸代替氣室模擬支架總成受力情況，垂直于氣室安裝面中心單向施載0～8 000 N，加載頻率2.5 Hz，如達到試驗次數7.5×105次，仍未失效，則按照1.5倍載荷繼續試驗，若達到8×105次仍未失效即停止，得出支架疲勞壽命時間與載荷的關系如圖8所示。

圖7 支架疲勞壽命臺架試驗

圖8 支架疲勞壽命時間與載荷

累計加載8×105次后，實驗結果如下：

(1)氣室支架總成未發生開裂、斷裂、塑性變形；

(2)焊接總成未發現焊接處發生脫焊、開焊現象；

(3)螺栓連接未發生斷裂、塑性變形及螺栓擰緊力矩下降超出要求范圍的現象。

5 結束語

通過對此變更的螺栓強度理論計算，螺栓的危險截面應力小于其許用應力，且通過對新老支架的CAE對比分析，其結果表明新狀態的最大應力和變形皆優于老狀態，臺架試驗也驗證了此變更的可行性。

目前隨著國家環保要求日趨嚴格，推動了整車節能減排的進度，此次支架結構的變更符合當下輕量化后橋的趨勢。