某車型下推力桿結構及疲勞仿真分析

陳柳青，張善昌，薛 藝，曹 莉，王 睿

某車型下推力桿結構及疲勞仿真分析

陳柳青，張善昌，薛 藝，曹 莉，王 睿

（西安德仕汽車零部件有限責任公司，陜西 西安 710200）

以某車型下推力桿的輕量化為研究對象，通過優化設計結構，減少重量，轉移應力集中部位，以提高結構安全系數以及耐久性。首先建立下推力桿的兩種不同結構三維模型，然后利用ANSYS進行有限元分析，并獲取兩種不同工況的推力桿強度。最后利用得到的靜力學結果在Ncode中做疲勞對比分析，結果表明在質量在降低了28.4%的情況下，安全系數相比優化前均得到了提升，提高了相應工況的疲勞壽命，優化較為合理，同時為今后的下推力桿優化設計提供了依據。

推力桿；有限元分析；輕量化；疲勞分析

牽引車[1]后懸架大多采用推力桿來傳遞車輛的縱向力、橫向力和其他各個方向的力和力矩，主要用來保持車橋相對位置固定。推力桿一端與車橋相連，一端與車架相連，能夠緩和由路面不平引起的振動和沖擊，提升乘員的乘坐舒適性和運輸貨物的完好性。隨著空氣懸架市場的迅猛發展，推力桿的使用大幅增加，工況環境惡劣或結構設計不當會導致其使用壽命縮短，存在安全隱患，所以其強度和疲勞性能的設計提升尤為關鍵。

本文首先將下推力桿優化前后結構做強度分析[2-3]，質量從原有的11.6 kg降低到8.3 kg，得到垂向加載及軸向加載不同工況下下推力桿強度，最后結合Ncode計算相應的疲勞壽命。

1 建立下推力桿有限元模型

1.1 建立下推力桿三維模型

下推力桿主要由兩個桿頭、一個桿身、兩個球銷組成[4-5]，球銷總成一般由兩側端蓋、橡膠體以及球銷芯軸等四部分硫化在一起，球銷總成通過壓裝工藝與桿頭相連接，桿頭與桿身通過焊接連接到一起，這樣就形成了下推推力桿總成，其結構示意圖如圖1所示。

圖1 下推力桿三維模型

1.2 材料參數

模型中，桿身材料為Q355，桿頭材料為45#，球銷材料為QT900，具體參數如表1所示[6]。

表1 材料參數

材料構件名稱彈性模量/MPa泊松比密度/(t/mm3)屈服極限/MPa強度極限/MPa Q355桿身2.06e-50.37.8e-9355470 45#桿頭2.06e-50.37.8e-9290590 QT900球銷1.69e-50.277.2e-9600900

1.3 下推力桿有限元模型

根據三維模型和受力情況進行有限元建模，采用Workbench軟件進行處理，其網格劃分采用實體單元。單元數量為144 982，節點數為263 386，網格質量是有限元分析結果的重要評判依據，按照四面體的評價標準，此模型的長寬比為4.39，偏斜度為42.12，翹曲度為15，雅克比為0.75，均符合網格質量要求。下推力桿有限元模型如圖2所示。

圖2 下推力桿有限元模型

1.4 邊界條件

本分析所采用的邊界加載條件與實際試驗一致，約束左邊球銷安裝孔6個自由度，在右邊球銷上分別施加軸向與垂向載荷70 kN，具體模型如圖3所示。

圖3 載荷邊界條件

2 結果分析

針對優化前后兩種結構的推力桿，施加70 kN的垂向載荷和軸向載荷，分析結果如圖4、圖5所示。圖4工況1應力集中出現在球銷芯軸螺栓安裝孔位置，優化前最大主應力為202.66 MPa，優化后最大主應力為153.38 MPa，小于材料的屈服強度。圖5工況2應力集中出現在桿身位置，優化前最大主應力為324.29 MPa，優化后最大主應力為279.36 MPa，優化后結構強度優于優化前強度，且小于材料的屈服強度，該牽引車下推立桿滿足使用條件。

圖4 工況1

圖5 工況2

3 疲勞分析

將在Workbench中求解的靜力學數據導入Ncode中，運用應力疲勞分析進行計算，在Advan- ced Edit中創建材料的S-N曲線，經過計算得出，在兩種工況下，優化后的壽命相比優化前都有明顯增加：工況1的疲勞分析結果如圖6所示，壽命從1.455e+6增加到8.096e+6，工況2的疲勞分析結果如圖7所示，壽命從5.293e+5提高到1.018e+6。

圖6 工況1下的疲勞分析結果

圖7 工況2下的疲勞分析結果

4 結論

1）輕量化方面：質量從原有的11.6 kg降低到8.3 kg，降低了28.4%，通過降低下推力桿的重量，降低了制造成本，減少了工藝的損耗，為今后相關的部件輕量化提供了思路；

2）材料強度方面：采用優化后的結構相比優化前的結構，在工況1下，優化后相比優化前應力減小了49.28 MPa，在工況2下，優化后相比優化前應力減小了44.93 MPa，安全系數均得到了提升，極大地增加了下推力桿的整體強度，表明優化的合理性；

3）壽命方面：在兩種工況下，優化后的壽命相比優化前都有明顯增加，進而提高了下推力桿的耐久性。

[1] 王靜,賀艷輝,張建,等.某商用車Ⅰ型推力桿有限元分析[J].時代汽車,2022(22):144-146.

[2] 趙衛艷,李文濤,武小衛,等.某卡車橫向推力桿支架的仿真分析及結構改進[J].汽車實用技術,2017,42 (8):181-183,215.

[3] 曾晶晶,卜繼玲,劉羽.某型汽車推力桿結構與疲勞性能分析[J].客車技術與研究,2011,33(4):14-16,27.

[4] 曹洲,王印,梁津,等.商用車V型推力桿失效分析[J].汽車實用技術,2021,46(14):69-72.

[5] 賀艷輝.商用車懸架桿類部件有限元分析及二次開發[D].重慶:重慶理工大學,2018.

[6] 劉化民,楊舒涵,李義,等.推力桿球鉸仿生表面改進及有限元分析[J/OL].(2023-02-09)[2023-07-10].https:// doi.org/10.13229/j.cnki.jdxbgxb20221407.

Simulation Analysis of the Structure and Fatigue of the Lower Stinger of a Vehicle Type

CHEN Liuqing, ZHANG Shanchang, XUE Yi, CAO Li, WANG Rui

( Xi'an Deshi Auto Parts Company Limited, Xi'an 710200, China )

The lightweighting of the lower thrust rod of a certain model is studied to reduce the weight and transfer the stress concentration area by optimizing the design structure in order to improve the structural safety coefficient as well as the durability.Firstly, two different structural three-dimensional models of the lower thrust rod are established, and then finite element analysis is carried out using ANSYS and the strength of the thrust rod is obtained for the two different working conditions. Finally, fatigue comparative analysis is done in Ncode using the obtained hydrostatic results. The results show that in the case of 28.4% reduction in mass, the safety factor is improved compared with that before optimization, and the fatigue life of the corresponding working conditions is improved, so the optimization is more reasonable. At the same time, it provides the basis for the optimized design of the lower thrust rod in the future.

Stinger; Finite element analysis; Lightweight; Fatigue analysis

U463.33

A

1671-7988(2023)19-77-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2023.019.015

陳柳青（1996－），女，碩士，助理工程師，研究方向為虛擬驗證，E-mail:565168061@qq.com。