《重卡前翻转支架疲劳寿命的试验方法研究》由会员分享，可在线阅读，更多相关《重卡前翻转支架疲劳寿命的试验方法研究（5页珍藏版）》请在金锄头文库上搜索。
1、北汽福田技术研究院中试厂试验所杨丽洁【摘要】 载货汽车驾驶室悬置是决定汽车舒适性的重要装置。随着高速货物运输的快速发展及对汽车舒适性能要求的提高，对载货汽车驾驶室悬置提出了愈来愈高的要求，同时也对其疲劳强度提出了更高的要求。 本文就重型载货汽车可翻式驾驶室全浮式悬置装置的疲劳寿命台架试验方法，从建立方案过程、方案实施过程、检验结果分析等方面进行综述。叙词：驾驶室悬置舒适性前翻转支架台架试验前言驾驶室悬置是影响汽车舒适性的重要装置。随着对汽车乘座舒适性要求的提高，中、重型载货汽车采用“全浮式驾驶室悬置”，全浮式悬置是在半浮式悬置基础上的发展，驾驶室悬置得到了不断改进和完善。 在全浮式悬置结构中，
2、前悬置和后悬置都采用了与汽车悬架结构相似的钢板弹簧或螺旋弹簧做为弹性元件，都配置筒式减振器，弹簧的变形量要比橡胶垫大许多倍。采用全浮式悬置的汽车，在车架受扭变形时， 弹簧的变形可抵消车架变形量的大部分，从而改善了驾驶室的受力状况，对驾驶室起到保护作用。然而，前悬置连接在驾驶室和车架之间，受力情况非常复杂，正常行驶的情况下，主要受垂直载荷的作用， 在转弯和颠簸路面时会受侧倾力矩的作用，在交变力的作用下如何确定前翻转支架的疲劳强度，本文就实现这一目的的台架试验方法的选定及实施，最终确定符合实际情况的试验方法进行论述。筒式减振器螺旋弹簧翻转轴螺旋弹簧筒式减振器前悬置支座 1 后悬置装置图 1 全浮式
3、悬置装置示意图1、试验设备根据试验的实际情况，为保证试验过程的准确性和一致性，试验设备选用襄樊达安检测中心的申克多通道疲劳试验机，此试验机带360可旋转激振头，可根据需要在任意方向加载。2、受力分析 汽车在直路行驶时， 由于路面的不平导致驾驶室上下颠簸振动，反复变化的重力作用于驾驶室支座，螺旋弹簧及减振器又将此力传递于支架上，支架的受力有以下几种交变力组成：a 垂直向下或向上的压力或拉力；b 以螺旋弹簧支架或前悬置支座1 为支点的向前或向后的扭转力；20031 福田技术 FUTIAN Technology 1c 汽车在转弯时或左右轮处于不同平面时，支架的一侧受到拉力而另一侧受到压力；d 在任何
4、情况下都会有扭杆弹簧的扭转力的作用。以上各种力的合力会对支架特别是它的前端部位产生强大交变的应力，对支架形成严重考验，当此应力达到支架的疲劳强度寿命限值时，就会出现支架撕裂的故障现象。3、为模拟支架的受力情况，给故障的解决提供依据，试验所与车身所共同制定了以下三种受力模型。同时对比结构相同、不同材料情况下的疲劳寿命状况，我们选取了重型载货汽车前翻转支架的原件、过渡模具改进件、 最终模具改进件、铸件以及五十铃原装件来进行试验。以下详细介绍各种方案的建立过程。方案一：在前翻转支架总成上保留减振器、螺旋弹簧，把翻转支架的固定支座固定在试验台上，在驾驶员侧支架的上平面安装一根加强梁，梁的尾部固定在试验
5、台上(见图 2)。图 2 方案一示意图在驾驶员侧的弹簧处先加载2600N 的力达到静平衡后，再以2600N8000N 的正弦力进行疲劳试验，频率为3Hz。我们首先选取了1#原件，在试验过程中发现所加载荷过小，以致支架在试验进行到303400 次时未出现断裂，于是试着将峰值加大到12000N，试件经过168636 次后仍完好，考虑到前翻转支架在路试过程中会遇到不平的路况，为了在台架试验中尽可能地模拟路面情况，因此加大振幅， 施以 1800N13800N 正弦力，保持原有频率，试件在此载荷下10010 次即在驾驶员侧支架和轴管连接处发生断裂。方案二：考虑在拐弯的过程中支架受到侧向的扭力作用，因此取
6、2#原件在驾驶员侧弹簧座右侧连接一加强板，在加强板上加载（见图3） 。图 3 方案二示意图试验机的作动头以一定角度的倾斜，试验载荷为1800N13800N，试验在进行到83774 次时驾驶员侧弹簧座处和加强板连接部位出现裂纹，由于连接板处承受着较大的扭力作用，导致其和支架连接处2杨丽洁重卡前翻转支架疲劳寿命的试验方法研究发生断裂。 考虑到试验过程中使用的连接件的强度是影响整个试验结果的重要因素，为了排除这些因素对试验结果的影响，分析后讨论决定拆掉减振器总成、螺旋弹簧总成，直接在弹簧座上加载。方案三：我们选取1#过渡件直接在驾驶员侧弹簧座侧加载，加载峰值为13000N，采用定载方式，试验频率为2
7、.5Hz。当试验进行到408400 次时试件仍完好，同时加大载荷和频率，载荷增大至15000N，频率为 3 Hz ，在此试验状态下，1#过渡件经过104941 次即发生断裂，试验累积次数为513341 次，断裂部位在副驾驶员一侧的支架内侧。为了避免试验过程中可能发生的随机性，随后又抽取了两根最终模具改进件进行试验，试验载荷按13000N 加载，频率为3Hz，分别在127235 次和 184320 次时均在驾驶员侧支架内侧出现裂纹。为了进一步验证，随后又选取了过渡模具件2#、 3#、4#试验，分别在68754 次、199077 次、 168253 次时断裂，断裂部位与最终改进件相仿。但当铸刚件两
8、根以相同的载荷加载后，结果在 69989 次和 73145 次在驾驶员侧支架同钢管焊接处断裂，断裂部位与模具件不一致。最后用五十铃原装翻转支架试验，由于原装件的弹簧座比我公司配装产品的弹簧座靠近支架侧40mm，计算得出所加试验载荷应为15000N，按此载荷加载到148170 次在驾驶员侧支架内侧断裂。直接在驾驶员侧弹簧座处试验的同时，对前翻转支架总成过渡件在实车上通过电测测量其几个重要部位的应力大小 （见表 1） ，测量结果显示钢管焊接点附近（1-1、1-2、1-3）和支架内侧 （2-1、2-2、2-3）应力较大（见图4） ，并且在坏路行驶中的应力峰值较一般公路大。测点 道路状况1-1 1-2
9、 1-3 2-1 2-2 2-3 坏路（坦克路）行驶峰值 (MPa) 18.9 -77.61 19.73 61.8 -39.19 -42.7 一般公路（沙阳路）行驶峰值 (MPa) -13.96 -34.3 -18.59 -57.11 -33.63 -38.78 表 1 动态测点应力测试结果4、试验方案的确定通过三种方案在试验台上的实际操作和电测结果作比较，可以看出：第一种方案：1-1 2-1 2-2 2-3 图 4 电测样件示意图1-2 1-3 20031 福田技术 FUTIAN Technology 31在翻转支架和轴管的焊接处产生强大的扭矩，如果焊点处存在很大的残余应力，轴管焊接处将成最
10、先断裂的地方，与实车断裂部位不一致。第二种方案：加强板的连接强度直接影响着试件的疲劳寿命值，还未达到试件的疲劳寿命时加强板处先出现断裂情况。第三种方案：通过直接在弹簧座处加载，免去了其它干扰因素，在台架试验中重要部位测得的应力值与在路试过程中测量的应力值基本接近，断裂部位与实车断裂部位大致相同，基本模拟出该总成在实车上的受力状态。基于上述分析，最终确定实施第三种方案。5、检验结果分析图 5 中 1-4 点为过渡模具件寿命，5-6 为最终模具改进件寿命，7-8 为铸件寿命，9 为五十铃原件寿命， 10 为平均试验寿命。从试验结果来看在同一频率和载荷下，同一种类型的样件的疲劳断裂次数有些有较大差异
11、，这跟焊装工艺的稳定性有关。除第1#过渡样件的断裂位置在副驾驶员侧的支架内侧外，其他样件的断裂位置都在支架的左臂或靠近左臂的钢管处，共同的断裂位置是焊接处或焊接点附近，这与电测结果显示的应力变形较大的部位一致。从检验结果可看出方案三基本模拟出该总成在实车上的受力状态，反映出容易断裂的部位， 由于焊接点处存在很大的残余应力，焊接工艺未能消除或削弱这种应力，导致前翻转支架在交变的大扭转载荷作用下，最危险的焊接点出现早期裂纹，出现裂纹后再沿着裂纹方向向外扩展直至断开， 因而从断裂的部件可以看到最外端的裂口面是较光亮的，内端的裂口面是较暗的。电测车身前翻转支架钢管和支架附近的应力值都小于30Mn2（强
12、度极限635Mpa）和薄钢30（抗拉强度510Mpa）的强度极限， 因此车身前翻转支架的破坏不是由于材料的主应力达到或超过材料的屈服极限引起的，而是由于车辆行驶中受到疲劳性的剪应力作用导致失效断裂。建议加强前翻转支架的加工工艺，保证有合适51334168745199077 168253 127235184320 1481706998973145172475010000020000030000040000050000060000012345678910图 5 9根前翻转支架总成疲劳寿命示意图的硬度和光滑的表面，通过良好的热处理加工，使总成表层产生高的压应力，在工作时可与零件在弯曲或扭转载荷作用下所产生的拉应力相抵消，从而提高总成的疲劳强度。6、结束语通过对前翻转支架疲劳寿命台架试验方法的策划与实施，在台架上模拟在实车上的受力状态，从试验中发现容易发生疲劳失效的部位，为产品的优化设计提供了试验依据。
