40T重型汽车平衡悬架用推力杆的强度设计

·设计·计算·研究· 40 t重型汽车平衡悬架用推力杆的强度设计 张俊荣 李建林 邓 勇 黄友剑 张亚新 (株洲时代新材料科技股份有限公司) 【摘要】建立了40t重型汽车平衡悬架用推力杆的简单受力 分析 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 模型，进行了有限元分析计算，并根据有限元 分析结果进行了推力杆结构强度优化设计。针对优化后推力杆所进行的扭转试验、拉伸试验、弯曲试验和疲劳试验 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 明。优化设计后的推力杆完全满足 40 t重型汽车平衡悬架的使用强度要求。 主题词：重型汽车 平衡悬架 推力杆 试验 中图分类号 ：U463．33 文献标识码：A 文章编号 ：1000—3703(2008)03-0019-03 Strength Design of Thrust Bar for 40 t Heavy—Duty Vehicle Equalizing Suspension Zhang Junrong，Li Jianlin，Deng Yong，Huang Youjian，Zhang Yaxin (Zhuzhou Time New Material Technology Company) 【Abstract]The simple mechanical analysis model of thrust bar for 40 t heavy-duty vehicle equalizing suspension was established，FEM calculation was carried out，and structure strength optimum design of thrust bar was performed based on the analysis results．The torsional，tensile，bending and fatigue tests of optimized thrust bar showed that the optimized thrust bar met the requirements of use strength． Key words：Heavy-duty vehicle，Equalizing Suspension，Thrust Bar，Test 1 前言 平衡悬架广泛应用于重型汽车上，它提高了重 型汽车特别是重型专用汽车轮胎的接地性 ，保证了 各种工况下两桥或多桥之间载荷的均衡性。在两桥 平衡悬架中钢板弹簧把载荷平均分配给中、后桥， 它只能传递垂向力和侧向力 ，而不能传递牵引力和 制动力及相关力矩 ，因此在中、后桥上装有上推力 杆和下推力杆，用来传递纵向载荷及力矩。随着国 内轴荷法的实施以及“计重收费”的推行 ，载货汽车 向重型化、厢式化、牵引化的方向发展。目前 ，载货 汽车主要通过增加车轿(轴)数量或车桥(轴)承载 能力来提高运载能力，其导向机构推力杆作为平衡 悬架的3个关键部件之一，在结构设计强度方面必 须进行相应的优化设计 。 本文以欧洲某 40 t非公路重型汽车的平衡悬 架为例，进行了推力杆的受力分析，并根据推力杆 的受力工况对其进行了结构强度优化设计。 2 推力杆载荷计算 2．1 整车主要参数 为欧洲开发的某 40 t非公路重型汽车平衡悬 2008年 第 3期 架如图 1所示。该悬架用于工程车，其工作的道路 条件和装载条件都极为恶劣，且运行时部分悬架零 件产生 3．75 g的相对加速度，并要求其能够顺利通 过落差 50 C1TI的台阶工况等。其推力杆主要承受车 辆制动和最大驱动时的载荷及冲击，易出现推力杆 和球铰芯轴断裂等现象。 整车相关的设计参数见表 1所列。 1．平衡轴 2．钢板弹簧 3．橡胶球铰 4．板簧支座 5．推力杆 图 1 40 t非公路重型汽车平衡悬架示意 2．2 推力杆受力计算 如图 2所示，假设中、后桥的受力相等，建立了 推力杆受力分析模型 ，从制动工况 、正常行驶工况 和最大驱动工况分别对其进行了计算。 一 l9一 维普资讯 http://www.cqvip.com ·设计·计算·研究· 表 1 整车相关的设计参数 参数 数值 前桥 15．88 中桥 7．5 空载质量／t 后桥 7．5 整车 30．83 前桥 18-32 中桥 25 满载质量／t 后桥 (假设中、后桥的受力相等) 整 车 68．82 路面附着系数 0．7 轴距／m 4．1 一 ～、 ● ● 卜 } 垒 ， ’ Y ／ ／ 图 2 推力杆受力分析简图 根据力和力矩平衡方程，对整车有： =G1d+G2d-G=0 (1) G。d·叶 ( + )·hs--G2d·(L-a)=0 (2) 对后桥推力杆有： ]~Ms=Fscoser·X一 ·Y=0 (3) = |cos · —Tz·( +y)=0 (4) 式中，G G 分别为前、后桥轴重；G为整车重力；0 为前桥至质心位置的水平距离； 为前、后桥轴距 ； 为质心高度； 、 分别为上、下推力杆的纵向 力； +y为上推力杆至接地点的高度；Y为下推力 杆至接地点的高度； 、 分别为上、下推力杆的安 装角度；TI、 分别为前、后轮在不同工况的受力。 计算得出，最强制动工况时推力杆的纵向载荷 最大 ，为 160kN。 3 推力杆强度优化设计 3．1 推力杆结构确定 目前，载货汽车推力杆主要有焊接、整杆锻造 和热铆接结构。焊接推力杆结构因受焊接材料和国 内焊接工艺水平的限制， 易出现焊接不牢固现象， 产品质量稳定性较差；整杆锻造推力杆模具较大、 灵活性小，开发系列推力杆成本大，且加工难度大， 易出现热处理裂纹；热铆接推力杆既能满足组装强 度，并且具有组装一致性好、生产效率高、能源消耗 低、同类产品只需更改管长等优点。故本设计采用 热铆接代替客户样件的焊接结构。 如图3所示，铆接推力杆结构中套管与球头采 一 20一 掬＼／／套 霸 一 L 810~1．5 维普资讯 http://www.cqvip.com · 设计·计算·研究· 为 188．8 MPa，出现在管件中部；橡胶球铰芯轴的最 大应力为 545．1 MPa，出现在 处。从计算结果可 知，球头、芯轴需要进行优化设计或选用强度更高 的材料。 J7／IqlPa J2／IqlPa (a)推力杆整体结构 (b)套管 应J7／IqlPa H244 2 时185 3 4 y ● z八 x (c)球头 (d)橡胶球铰芯轴 图 4 推力杆应力云图 根据有限元分析结果 ，采取下列措施进行了结 构强度优化： a． 将球头圆弧过渡半径 R50更改为 R80，R25 更改为R50，提高球头强度； b． 改变球头热处理方 式 ，由正火 HB150-210 调整为调质 HRC24-28，提高球头强度； e． 橡胶球铰芯轴材料由常用的40Cr改为42Cr— Mo，热处理调质 HRC28～32，提高芯轴强度。 3．3 失稳计算 在汽车行驶和制动过程中，纵向推力杆工作在 受拉伸和压缩两种工况，除了要满足强度、刚度条 件外，由于推力杆较长 ，还必须满足压杆稳定性的 要求。细长压杆失稳临界力的欧拉公式⋯： = (5) 裔 (D4一 )(6) 式中， 为临界力；E为材料弹性模量；，为横截面 最小的惯性矩；／x为长度系数；Z为杆长；D为圆管外 径；d为圆管内径。 根据推力杆装车情况，推力杆的长度系数 ／x= 2。将 ／=810 mm、D=60 mm、d=44 mm、E=210 GPa代 入式(5)和式(6)，可得推力杆失稳临界力 Pcr=357 2008年 第 3期 kN，故推力杆在 320 kN载荷下不会产生失稳。 4 验证试验 4．1 扭转试验 为了验证推力杆的热铆接可靠性 ，进行了扭转 试验。推力杆扭转试验载荷的确定： = Cc·7 ·S(7) 式中， 为扭转试验载荷；Cc为推力杆橡胶球铰的 扭转刚度；7 。 为推力杆橡胶球铰的最大偏转角度； S为安全系数。 按用户要求，各参数值为：Cc=58 N·m／(。)，y一= 10。，S=3．3，可得 M=I．914 kN·m，即扭转载荷按 2 kN·m进行试验。 扭转试验曲线如图 5所示。试验结果表明，推 力杆在加载 2 kN·m时，推力杆套管与球头之间没 有出现相对转动，说明其热铆接安全可靠，可以满 足产品最大扭转 10。的要求。 扭转角度／(。) 图 5 扭转试验 4．2 拉伸试验 为了验证推力杆的纵向承载极限，进行了拉伸 试验，试验曲线如图6所示。试验结果表明，推力杆 纵向施加 320 kN拉伸载荷时，球头和套管之间未出 现相对滑动，橡胶球铰未出现开裂脱胶等 ，说明当 安全系数为 2．0时，满足纵向最大载荷要求。 变 形／mm 图 6 拉伸试验 4．3 弯曲试验 为了验证推力杆受压稳定性能，进行了弯曲试 验 ，试验 曲线如图 7所示。试验结果表明 ，推力杆纵 向施加 320 kN压缩载荷，套管没有出现弯曲；球头、 球铰、套管没有永久性破坏；橡胶球铰无脱胶开裂， 说明推力杆在纵向 320 kN压缩载荷下不会失稳。 一 21一 秘瓣臻兽．1戤 2223334452 器箍瓣 掰 维普资讯 http://www.cqvip.com ·设计·计算·研究· 汽油机可变气门正时技术仿真及 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 分析 戴正兴 宋义忠 崔 毅 邓康耀 (1．上海交通大学 动力机械及工程教育部重点实验室；2．泛亚汽车技术中心有限公司) 【摘要】以一台四缸 1．6L汽油机为研究对象，用 GT—POWER软件建立了性能和 N 排放分析的双区燃烧一维 流动计算模型，并进行了试验验证。分析了几种可变气门正时方案对发动机的影响，包括全负荷扭矩和部分负荷时 的油耗、NO 排放。结果表明，依靠凸轮相位调节可使发动机外特性功率平均提高3％左右，部分负荷的油耗和 N 排放均能得到有效改善。 主题词 ：汽油机 可变气门正时机构 性能 中图分类号 ：U464．171 文献标识码 ：A 文章编号 ：1000—3703(2008)03—0022—05 Simulation and Analysis of Variable Valve Timing Technology in SI Engine Dai Zhengxingl,Song Yizhong2,Cui Yi ，Deng Kangyao (1．Education Ministry Key Laboratory for Power Machinery and Engineering，Shanghai Jiaotong University； 2．Pan Asia Technical Automotive Center Co．，Ltd．) 【Abstract]The 1一D flow calculation model of two—zone combustion of performance and NOx emission analysis was established by using GT—POWER software based on a 4 cylinders 1．6 L SI engine．and the tests were validated．The influence of different variable valve timing (VVT)schemes on engine was analyzed，including full-load torque part-load fuel consumption and N emission．Results showed that， with VVT technique， torque at wide open throttle(WOT)could increase about 3％，at the same time，fuel consumption and Noi emission at part—load could be effectively improved． Key words：Sl engine，VVT，Performance 1 前言 由于 VVT技术改变了传统发动机中配气相位 固定不变的状态，在发动机运转工况范围内可提供 最佳的配气正时，较好地解决了高转速与低转速、 大负荷与小负荷下动力性与经济性的矛盾，同时在 一 定程度上改善了废气排放，因此 VVT技术得到了 越来越广泛的应用 。 可变气门机构在实现产品化过程 中经历了 4 个阶段_】]。第一阶段是改变凸轮轴相位角机构，该类 机构利用凸轮轴调相原理，凸轮型线是固定的，而 凸轮轴相对曲轴的转角是可变的。因为配气相位中 影响发动机性能较大的是进气门关闭角和进排气 重叠角，在多气门双顶置凸轮轴发动机上，单独控 变彤 ／mm 图 7 弯曲试验 4．4 疲劳试验 疲劳试验时沿纵向加载 F=~125 kN,f--1-3 Hz 循环 l0o万次，球铰无开胶等破坏现象，试验前、后 刚度变化不超过 30％，说明推力杆疲劳寿命较好。 根据用户的输入，纵向疲劳 100万次，对应整车道 一 22一 路试验 3万公里，产品寿命 30万公里。 5 结束语 建立了40 t非公路重型汽车平衡悬架推力杆 的简单受力模型，采用 FEA进行了结构强度优化设 计，并通过拉伸试验、弯曲试验 、扭转试验以及疲劳 试验进行了验证，表明所开发的推力杆完全可以满 足40 t重型汽车平衡悬架的使用强度要求。 参 考 文 献 1 余志生．汽车理论．北京 ：机械工业出版社，2000． (责任编辑 学 林) 修改稿收到 日期为 2007年 l2月 6日。 ， ’ 一 汽 车 技 l术 维普资讯 http://www.cqvip.com