某型工程車翻轉機構螺栓斷裂和車身不正有限元分析

胡文華,楊懷光,何寄平

(福田汽車股份有限公司歐輝環衛裝備事業部，湖南長沙 410029)

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某型工程車翻轉機構螺栓斷裂和車身不正有限元分析

胡文華,楊懷光,何寄平

(福田汽車股份有限公司歐輝環衛裝備事業部，湖南長沙 410029)

針對市場反饋某型工程車翻轉機構螺栓在實際使用中發生斷裂，并且出現車身不正的現象，對翻轉機構進行了有限元分析，找到了故障原因。根據計算結果，提出翻轉機構結構改進方案，對結構進行改進設計，解決了翻轉機構螺栓斷裂和車身偏轉不正的問題。此研究為今后此類問題的解決提供了解決辦法和思路。

翻轉機構；螺栓斷裂；車身不正；有限元分析；結構改進

0 引言

現在大部分輕型或中型車駕駛室的翻轉，主要是利用扭桿的扭轉力矩克服駕駛室的重力矩來實現的。扭桿作為一種彈性元件，由于其質量輕、結構簡單、占據空間小、無摩擦、不用維護保養,早已經廣泛地用于現代汽車的懸架中[1]。其結構類型主要為雙扭桿作用和單扭桿作用。雙扭桿主要用于駕駛室質量大的中型車，其特點是預扭力矩大，駕駛室左右受力均勻但結構復雜，駕駛室底板受力大易產生變形等。單扭桿主要用于駕駛室質量小的輕型車，其特點是預扭力矩相對不大但結構簡單，駕駛室底板左右骨架受力不均勻[2]。并且單扭桿翻轉機構成本低，安裝可靠簡單，因此在輕型工程車中得到了廣泛的使用。文中所分析的輕型工程車使用的便是單扭桿翻轉機構，但是在使用中由于單扭桿的特點，受力時左右力矩不平衡導致了螺栓斷裂和車身不正等現象，如圖1所示。

圖1 車身翻轉導致的螺栓斷裂和第一橫梁撕裂圖

為了解決此問題，文中利用先進的有限元分析技術，對斷裂螺栓和整體變形進行了有限元分析。

1 翻轉機構有限元分析

1.1 有限元模型建立

使用Hypermesh軟件對其進行前處理網格劃分，使用Abaqus軟件建立其有限元分析模型，車架、橫梁之間使用綁定設置，其余接觸面使用面面接觸設置，所得模型圖如圖2所示。 翻轉機構計算分靜載鎖死和車身猛力下扣兩個工況，其中猛力下扣工況為最危險工況，因此只對猛力下扣工況進行分析。在猛力下扣工況下，車架尾端全約束，車身底板尾端只約束垂向位移，以體現其動態下扣。經計算，扭桿彈簧的最大扭矩為4 620 N·m,動載系數為1.1,車身和下扣總力為705 N。翻轉機構螺栓直徑12 mm，材料為40CR，10.9級，其評價標準為低于公稱抗拉強度1 000 MPa。

圖2 有限元模型圖

1.2 原始結構螺栓強度有限元分析結果

對以上零部件進行結構靜力學分析，分析結果如表1所示，螺栓號對應螺栓位置如圖3所示，螺栓應力云紋圖如圖4和圖5所示。

表1 螺栓應力分析結果

圖3 螺栓號與螺栓對應位置圖

圖4 左側螺栓拉應力云紋圖

圖5 右側螺栓拉應力云紋圖

從結果看出：左側拉應力最大的螺栓為2號螺栓，最大拉應力為785 MPa，低于公稱抗拉強度1 000 MPa，安全系數為1.27。右側拉應力最大的螺栓為2號螺栓，最大拉應力為1 525 MPa，高于公稱抗拉強度1 000 MPa，安全系數為0.66；其次為1號螺栓，其最大拉應力為1 125 MPa，安全系數為0.89。這兩個螺栓安全系數均小于1，最大拉應力均大于公稱抗拉強度1 000 MPa,螺栓易出現變形和斷裂等現象。其余兩個螺栓最大拉應力為825 MPa，低于公稱抗拉強度1 000 MPa，安全系數最小為1.21，滿足強度設計要求。分析結果與實際發生事故處相同，驗證了有限元分析方法的正確。

1.3 車身翻轉機構變形趨勢分析結果

車身的整體水平偏轉位移結果云圖如圖6所示。從結果看出：由于翻轉機構為單扭桿機構，扭桿一端固定在右端支座，左端與外套管相連，當扭桿受扭時，內部產生很大的內部扭矩，由于外套管斷開，使得力矩平衡由右端支座和車身來承擔，致使右端支座整體往后變形，拉扯整個車身往左端偏轉，導致車身尾端左偏5.5 mm。這與實際車身偏轉方向和情況一致，驗證了有限元分析方法的正確。

圖6 車身猛力下扣變形云圖

2 車架結構的優化設計改進與分析

根據上文分析結果和應力過大區域的應力及變形特點，提出了改進結構，改進結構如圖7所示，在車架行駛方向右側第一橫梁安裝翻轉座處添加一個L型加強板。

2.1 改進結構有限元分析結果

對改進后結構進行有限元分析，螺栓應力分布如表2所示,由于左側螺栓應力均很小,因此不一一列出左側螺栓應力值，以4個螺栓整體為對象，顯示其應力,如圖8(b)所示。改進結構螺栓最大拉應力為846 MPa，低于抗拉強度1 000 MPa，安全系數為1.18?？梢姼倪M后螺栓強度達到了強度設計要求，驗證了改進方案是有效的、可行的。

表2 改進結構強度性能分析結果

圖8 螺栓拉應力云圖

2.2 改進結構剛度性能分析結果

改進結構剛度性能分析結果如圖9所示：改進結構的整體變形為左偏4.22 mm。

圖9 改進結構車身下扣變形云圖

3 總結

對改進前后結構的有限元分析結果進行了對比，如表3所示，通過數據對比可以得出如下結論：

(1)與原結構相比，2號螺栓應力下降最大為250 MPa，其次為1號螺栓為28 MPa,其他螺栓應力下降在4～7 MPa內。 可見優化后，應力下降很明顯，使螺栓應力的安全系數大于1，解決了螺栓斷裂問題。

(2)改進結構的整體變形為左偏4.22 mm，與原結構相比下降1.28 mm?？梢姼倪M結構有效減少了車身的偏轉，有利于車身不正問題的解決。

(3)這是一次通過利用有限元分析軟件解決實際問題的一種嘗試，效果很明顯，為以后此類問題的解決提供了一種可靠和有效的解決辦法和思路。

表3 改進結構強度性能分析結果

【1】王立祥，王常清.駕駛室翻轉扭桿的設計[J].拖拉機與農用運輸車,2004(4):21-23.

【2】周福庚，張林濤.輕型載貨汽車駕駛室翻轉機構的結構特點及設計[J].農業裝備與車輛工程,2008(1):13-15.

Finite Element Analysis about Turning-over Mechanism Bolts Fracturing and Car Body Tilt of a Certain Kind of Engineering Vehicle

HU Wenhua,YANG Huaiguang,HE Jiping

(Foton AUV Environmental Technology Division,Changsha Hunan 410029,China)

The bolt of a certain type of engineering vehicle turning-over mechanism was broken，and the body was not positive.To solve the problem, the finite element analysis was done for the turning-over mechanism，to find the cause of the failure. According to the calculation results, a structure improvement scheme was proposed and the structure was improved.So the problem was solved.The research provides solution to the same problems.

Turning-over mechanism；Bolt fracturing；Car body tilt； Finite element analysis;Structure improvement

2015-12-02

胡文華,男，本科，長期從事汽車設計和研發工作。E-mail:huwenhua@foton.com.cn。

U461.91

A

1674-1986(2016)02-025-04