關于輕型卡車車身前懸固定螺栓斷裂原因分析

馬騰飛　陳鵬程　王鵬　周文軍　時晨城　任寬

摘 要：輕型卡車翻轉機構一般采用單扭桿結構實現車身的翻轉。針對單扭桿翻轉機構螺栓斷裂問題，本文對輕卡車身前懸右支座結構受力進行分析并判斷失效原因。同時對其結構進行優化，通過HYPERWORKS軟件與理論分析結合的方法對優化前后車身前懸置翻轉機構支座以及緊固件進行仿真分析，最后通過臺架試驗與可靠性路試對優化結構進行了驗證。關鍵詞：單扭桿翻轉機構;螺栓;車身右懸置支座;可靠性中圖分類號：U463 ?文獻標識碼：A ?文章編號：1671-7988（2020）11-145-04

Abstract：?Light trucks tilting mechanismsgenerally use a single torsion bar structure to achieve cabtilting， This article analyzes the force of right support ofthe front suspension of the light truck cab and determines the cause of failure and optimize the structure.?Through the combination of HYPERWORKS software and theoretical analysis， the right support of the front suspension tilting mechanism of the light truck cab and the bolts were simulated. Finally， the optimized structure was verified by bench tests and reliability road tests.Keywords：?A single torsion bar tiltingmechanism;?Bolt;?The right support of the front suspension of the light truck cab;?ReliabilityCLC NO.： U463 ?Document Code： A ?Article ID： 1671-7988（2020）11-145-04

1 前言

目前國內絕大部分重卡和輕卡都是平頭卡車，為了維修的方便性平頭卡車都具有翻轉的功能，一般中重型卡車的駕駛室質量大都采用液壓舉升，輕卡駕駛室質量較小一般采用機械式扭桿彈簧舉升，扭桿彈簧的工作原理是駕駛室下落時扭桿彈簧儲存彈性勢能，在駕駛室舉升過程中，扭桿彈簧釋放彈性勢能克服重力勢能，從而達到翻轉輕便的目的，一般分為單扭桿和雙扭桿結構。其中單扭桿結構簡單、調整方便、成本較低，所以應用更加廣泛[1-4]。

扭桿兩端通過花鍵與套管相連，一般套管右端通過扭力調節臂與駕駛室前懸置右支座固支，左端與駕駛室前懸置左支座相連，釋放繞軸向的旋轉自由度。因此扭桿扭轉產生的巨大的扭矩通過扭力調節臂傳遞到駕駛室前懸置右支座上，最終傳遞到車架上。

如果設計時，未考慮此扭力對支座的影響，左右支座整體習慣上設計為左右對稱結構，右支座未針對扭力進行加強，那么可能出現右支座支架強度不足以及其固定螺栓斷裂的故障，梁會仁[5]針對單扭桿結構的車身左右地板縱梁受力差異進行了優化。

胡文華等[6]針對扭力引起的車身不正以及螺栓斷裂問題通過對車架的優化進行了分析。

本文主要針對螺栓斷裂原因進行分析，并對車身前懸置右支座進行優化與驗證。

2 車身前懸置右支座固定螺栓受力的理論分析

2.1 單扭桿車身翻轉結構

單扭桿翻轉機構的基本結構如圖1所示：

圖1 ?單扭桿翻轉機構結構示意圖

裝配駕駛室時，通過套管總成兩個托架連接駕駛室地板縱梁，調整扭力過程中，駕駛室通過專用的吊裝設備按照扭桿的設計預扭角度被吊起來，通過螺栓固定扭力調節臂，此時扭桿未發生扭轉變形，駕駛室緩慢落下直到鎖止過程中扭桿發生扭轉變形，在駕駛室鎖止時變形達到最大，駕駛室前懸置右支座受到扭力為最大。

在裝配性、螺栓擰緊力矩、駕駛室翻轉力等滿足要求的情況下進行可靠性道路試驗以及臺架試驗，在臺架試驗過程中出現多次右支座固定螺栓斷裂如圖2，同時在道路可靠性試驗中右支座螺栓出現多次斷裂丟失的現象如圖3。因此排除了螺栓自身的質量問題，初步判斷螺栓斷裂的原因為螺栓的拉應力超出材料的屈服強度發生疲勞斷裂，因此本文主要從螺栓的應力大小進行故障分析。

2.2 扭桿扭力計算

扭桿的設計參數如表1。

扭桿右支座端為固定端，左支座端為自由端，扭矩施加在自由端。如圖4

外側螺栓如圖由于結構原因受力必然大于內側螺栓，所以其受力遠遠大于15KN，已知8.8級M14螺栓最大拉力為64KN，扭力產生的螺栓軸向拉力不小于螺栓最大拉力的三分之一，同步考慮螺栓緊固力矩產生的預緊力以及車輛運行時垂向工況。所以綜合判斷此處螺栓拉應力超出材料的屈服極限產生的失效。

3 數值仿真分析

為了進一步分析螺栓斷裂的原因，分析扭桿扭力對螺栓產生的應力大小，同時對原方案進行結構優化增加車架側面安裝點如圖7，并對優化方案同時進行對比分析。本文通HYPERWORK有限元仿真軟件進行模型的處理與分析。

3.1 軟件介紹

HYPERWORK是一款優秀有限元計算分析軟件，具有快速高效的前處理功能如Hypermesh模塊，同時針對線性、非線性、沖擊等不同的問題集成了豐富求解器如Abaqus、Ansys、OptiSturct、RADIOSS等，具有高度可視化的后處理功能。具備豐富的三維軟件接口如CATIA、UG、PROE等。

3.2 計算分析

3.2.1 模型簡化

本文主要分析螺栓的受力，為了簡化分析過程，分別將車身前懸置右支座取出單獨分析，本文主要分析的是螺栓的應力，固將右支座連接的車架一同簡化，模型如圖7所示。

3.2.2 模型清理與網格劃分

前處理采用Hypermesh抽取中面的功能，采用shell單元清理掉若干減重孔以及圓角，安裝孔選擇0.5Rwasher，單元類型選擇mixed，單元尺寸選擇3mm，對各個面進行網格劃分，對產生間隙和焊接部分采用共節點或剛性單元進行連接，對螺栓采用1D梁單元進行模擬。

3.2.3 施加邊界條件

對車架選擇表面進行全約束，通過映射功能，映射到車架單元。駕駛室重量傳遞在右支座上的力為1650N，根據道路試驗驗證經驗，垂向工況一般重力加速度為5g，因此右支座加載8250N的垂向力，同時在扭力調節螺栓支架處與扭力調節臂裝配孔分別建立剛性單元，并分別在剛性單元上施加大小相等方向相反的力來模擬2700N.m的扭矩。完整的模型如圖所示。

3.2.4 結果后處理及分析

因為研究對象主要是螺栓，所以本文關注的是螺栓的應力大小，分析的類型選擇1D單元，分析結果如上圖所示由于駕駛室與垂向工況產生的應力大小優化前和優化后分別為272MPa如圖9和71MPa如圖10，應力降低了74%。結構上的改進效果明顯。

4 螺栓強度校核

4.1 螺栓的預應力

式中：d2為螺栓中徑;d3螺紋牙底所形成的螺紋小徑具體可通過標準件手冊得到。

通過上述公式求得：σH為335.5MPa。

4.2 螺栓的強度校核

仿真計算未添加螺栓預緊產生的預應力，因為結構靜力計算為線性，所以實際螺栓的應力為兩者的疊加，強度條件為：

式中：στ為螺栓總應力大小;σs由駕駛室垂向工況產生的螺栓應力;[σ]為螺栓許用應力。

螺栓采用的8.8級六角法蘭面M14普通螺栓，考慮動載荷等因素采用0.8的系數的許用應力：

（10）

因此根據公式（9）得到斷裂螺栓總的應力大小如表2：

5 結論

（1）本文對單扭桿翻轉機構扭桿對前懸置右支座產生的扭力大小進行理論計算，由此對螺栓斷裂的原因進行了初步的分析。

（2）利用Hyperwork有限元分析軟件得到了原結構與優化結構扭力工況下斷裂螺栓的應力大小。

（3）考慮到擰緊力矩產生螺栓應力的大小，將擰緊力矩產生的應力大小與未考慮擰緊力矩CAE分析結果進行線性疊加，得到了原結構與優化結構下斷裂螺栓扭力與垂向工況下的應力大小，判斷出原結構螺栓斷裂的原因為：螺栓拉應力大小超出屈服極限最終導致螺栓斷裂。

（4）優化后的新結構通過了可靠性臺架實驗與可靠性道路試驗如圖11，說明通過對原方案結構的優化，螺栓的應力滿足螺栓的強度條件。同時也驗證了CAE分析方法的正確性與可行性。

參考文獻

[1] 顧駃，李鑫，金偉明.考慮單扭桿翻轉匹配的載貨車白車身剛度優化設計[J].汽車實用技術，2016（6）：18-20.

[2] 張新堂，孫武.單扭桿駕駛室翻轉機構的結構與設計方法[J].拖拉機與農用運輸車，2013（8）： 42-44.

[3] 蔣德云，李杰，王麗偉.某輕型卡車駕駛室翻轉機構的結構設計與優化[D].合肥：安徽農業大學工學院，2012.

[4] 聶毓琴，孟廣偉.材料力學[M].北京：機械工業出版社，2005：58-68.

[5] 梁會仁.某商用車駕駛室地板開裂問題分析研究[D].合肥：合肥工業大學，2012.

[6] 胡文華，楊懷光，何寄平.某型工程車翻轉機構螺栓斷裂和車身不正有限元分析[J].汽車零部件，2014（2）：25-28.