某车型副车架衬套压出力偏小原因浅析
基于DFSS的副车架衬套压出力优化设计
基于DFSS的副车架衬套压出力优化设计梅英豪;孙厚勇;阎礁【摘要】副车架衬套是连接副车架到车身的弹性元件,其压出力为关键性能之一.在某新车型副车架衬套的开发过程中,借助DFSS方法,考虑制造过程中噪声因素,优化设计副车架衬套和副车架套筒,并做压出力实验.实验结果表明:该优化设计满足压出力要求,并且有质量和经济性收益.通过DFSS分析,还提取了对副车架衬套压出力有影响的关键设计参数,对今后副车架衬套压出力调试具有重要的指导意义.【期刊名称】《汽车零部件》【年(卷),期】2016(000)001【总页数】4页(P16-19)【关键词】DFSS方法;副车架衬套;压出力;优化设计【作者】梅英豪;孙厚勇;阎礁【作者单位】泛亚汽车技术中心有限公司,上海201201;泛亚汽车技术中心有限公司,上海201201;泛亚汽车技术中心有限公司,上海201201【正文语种】中文【中图分类】U463.32副车架衬套是连接副车架到车身的弹性元件，其主要功能是传递吸收悬架和动力总成悬置载荷，减小路面激励和发动机震动到车身的传入，提供车身下部的附加噪声隔离等。
因此根据整车NVH和车辆动力学调试，副车架衬套需要满足各个方向的动刚度、静刚度和阻尼角等要求。
图1是典型副车架和车身连接示意图，副车架套筒和车身之间即为副车架衬套。
典型的副车架衬套一般为三层结构：内芯为铝芯或者铁芯，用于支持螺栓；中级为橡胶，部分高端车型使用液压衬套，以满足更高的NVH和操作稳定性能；外壳为塑料或者金属。
副车架衬套和副车架套筒一般靠过盈配合连接，副车架衬套压入副车架套筒。
副车架衬套要在客户的任何使用工况下，都始终保持在副车架套筒内，否则将不能实现传递载荷和隔绝振动的功能，会产生异响，车辆NVH和操作稳定性能下降等，导致客户抱怨等售后投诉，影响车辆品牌形象。
副车架衬套始终保持在副车架套筒内，转化到工程要求即为副车架衬套的压出力要满足一定数值。
衬套压出力的要求定义是否合理，以及满足该要求的方案是否满足要求，解决方案是否具备较好的经济性等，需要在开发过程中全面考虑。
汽车副车架衬套道路载荷谱缩减应用研究
为得到橡胶材料的应变与寿命关系袁 利用图 6 所示的设备进行单轴拉伸疲劳试验袁 以获取不同工 程应变水平下的橡胶试片的疲劳寿命数据袁 再经拟 合得到最大主应变与试片寿命数据的函数关系遥 拟 合的应变要寿命曲线见图 7遥
试片
图 6 橡胶材料试片疲劳寿命试验设备
要 58 要
1.8
0.8
-0.2
104
105
渊c冤Z 向 副车架衬套三向力-位移曲线计算值与测试值对比
应变
+1.264伊100 +7.000伊10-1 +6.417伊10-1 +5.833伊10-1 +5.250伊10-1 +4.667伊10-1 +4.083伊10-1 +3.500伊10-1 +2.917伊10-1 +2.333伊10-1 +1.750伊10-1 +1.167伊10-1 +5.834伊10-2 +1.997伊10-6
某款车型橡胶衬套与副车架连接失效原因分析
车号 行驶里程
螺栓连接剖视图
衬套内管端面与副车架板啮合
失效案例
故障车 １
故障车 ２
故障车 ３
１７８０
９３００
１２０００
故障现象 起步、刹车、转弯 起步、刹车、转弯时 起步、刹车、转弯
时有咔哒声
有较明显的咔哒声 时有咔哒声
二、失效原因分析
整车 Ｚ 向视图（侧向力、制动力、牵引力、及不平路面的上下冲击力） 故障车辆拆解后，发现螺栓的力矩存在明显的衰减，副车架板与衬
— ２８１ —
套内管端面接触的区域有明显磨损。经过对新下线车辆的初步检测，发 现新车在试车场路试 ２ 小时后，对力矩进行检测，亦有一定程度的减小 （１５Ｎ．ｍ 以上）。因此可以初步判断力矩衰减是故障产生的原因。
发生衰减是具备外部原因的。以下是衬套在汽车的基本运动时存 在的力及力矩，实际上，由于汽车本身是一个高度耦合的运动及传力力 系统，衬套真实的受力更加复杂。
三、外观质量控制中其他几点相关事项 １、表面施工滞留物的清除及孔眼的封堵、修补 对施工过程中可能滞留于混凝土中而无法拔出的拉杆、撑件等必 须予以割除，后与孔眼一起进行封堵、修补；同时，为减小色差，建议在 进行连接层处理后，用原施工配合比及各类组料拌制混凝土修补。 ２、混凝土成型构件的维护 构件成型后，必须进行维护。拆模过程中，应将模板沿接缝逐一取 出，避免硬敲引起成型构件碰损、掉角；拆模后的结构物，不得作为物品 的集放处及其他构件的架模支撑点，不得让油渍、砂浆等杂物飞溅、挂
溢其上。混凝土拆模后必须及时浇水养护，每天早、中、晚一次，养护时 间两至三周。同样，应做好工程运行管理阶段的维护工作。
３、钢筋保护层的控制 保护层过大，钢筋达不到设计受力状态，温度筋远离层面，表面易 开裂；过小，则耐久性下降，常常在工程投入运行后的一定时间内，引起 内部钢筋失钝锈蚀而膨胀，导致表层混凝土沿钢筋方向的爆裂、松脱。 保护层控制不当，有时还会形成露筋，严重影响构件受力及外观。因此 钢筋保护层厚度应控制在 ５ＣＭ 左右。 四、结束语 随着经济的不断发展，许多经济较发达的城镇，特别是珠三角和长 三角地区，对水利工程的功能要求不断加大和完善，因此对外观质量也 更加注重。水利工程外观质量只有在设计单位、建设单位、监理单位、施 工单位及政府职能监督单位等相关人员的共同努力下，设计独具匠心、 管理监督到位、精心施工，才能打造出具有一方特色的外观质量一流的 优良工程，使其成为形象性建筑、标志性建筑、景点性建筑，为当地创造 更多的经济效益。
某型发动机连杆小头衬套故障分析与优化设计20150814
某8V柴油机连杆小头衬套故障分析与改进设计赵志强1王根全1王延荣1 张利敏1 许春光1(1.中国北方发动机研究所（天津），天津300400)摘要：针对某8V柴油机50h台架试验中出现的衬套磨损和松动的故障，在故障分析的基础上，从改善轴承润滑、提高衬套固持力和提高连杆小头刚度三方面入手，借助经验、理论计算及有限元仿真等手段开展结构改进分析进而提出改进方案，该方案经500h台架耐久性试验考核未重现上述故障，由此验证本文改进措施的有效性。
关键词：柴油机衬套改进设计试验验证连杆是往复活塞式内燃机动力传递的重要组件，它承受周期性交变载荷，把活塞旋转往复直线运动转化为曲轴的旋转运动，并将作用在活塞上的力传递给曲轴对外输出功率[1,2]。
连杆小头衬套作为连杆组件的关键零件，它与活塞销组成一对滑动轴承副，连杆小头衬套与连杆体采取过盈的方式紧固联接、小头衬套与活塞销为间隙配合，连杆衬套的磨损和松动是连杆的主要失效形式。
本研究对象为某8V柴油机连杆小头衬套，分析并确定其故障机理，基于经验、理论公式和有限元仿真软件技术确定出改进方案，最终经试验验证，找到衬套磨损和松动的解决措施。
1 某8V柴油机连杆小头衬套故障描述某8V柴油机在初样机阶段多台样机在50h 台架试验中发生衬套磨损和松动的故障，连杆小头衬套磨损故障见图1、连杆小头衬套松动见图2。
图1连杆小头衬套磨损故障图2连杆小头衬套松动故障2 故障分析依据经验分析，连杆衬套磨损、发黑一般应从润滑角度考虑；连杆小头衬套松动、脱出应该从衬套与连杆体固持力不足角度分析，但往往两者非独立故障导致衬套故障，存在一定关联关系影响。
如连杆轴承润滑不良，衬套和活塞销摩擦表面的摩擦磨损状态会发生剧变，衬套安装固持力和摩擦力会此消彼长，过度的磨损使衬套的固持力持续下降，而摩擦力持续增加，当衬套安装固持力和工作摩擦力发生逆转时，故障现象随即出现；而衬套固持力不足，衬套会发生松动和旋转现象，使衬套进油孔和连杆体进油孔位置错位，导致轴承润滑不畅发生衬套磨损和烧蚀故障。
混凝土搅拌运输车副车架的受力分析及结构优化
混凝土密度为２．４×１０３ｋｇ／ｍ３。试验过程中，搅拌车的装载 量为１２ｍ３，混凝土总重２．８８×１０４ｋｇ。 ３．４ 试验数据
这两种系统可以满足在发动机相近的转速下达到相同的速
２ ０ ０ ８ ． ２ ． Ｈ Ｅ Ａ Ｖ Ｙ Ｔ Ｒ Ｕ Ｃ Ｋ 《重型汽车》 ９
４ 试验结果分析
４．１ 斜筋上的应力分析 斜筋上所受的力为拉伸应力和扭转应力，本文主要分析
斜筋通过它的拉伸作用而减小罐体对副梁造成的弯矩，所以
８ 《重型汽车》Ｈ Ｅ Ａ Ｖ Ｙ Ｔ Ｒ Ｕ Ｃ Ｋ ２ ０ ０ ８ ． ２ ．
只计算它所受的最大拉力。通过以上试验数据可以计 算出斜筋的最大拉力为：
Ｑｉｃｈｅｙａｎｊｉｕ
汽车研究
混凝土搅拌运输车
副车架的受力分析
及结构优化
□文 ／ 董志明
１ 前言
副车架起着联接底盘和整车上装的重要作用，是搅拌车的 重要部件。它在使用过程中承受着拉伸、扭转、弯曲的复和应 力，应力状态极为复杂和恶劣。在使用过程中，由于副车架和 底盘纵梁不断地振动，使其在底盘后桥中心线位置处发生弹性 弯曲。在达到一定的疲劳次数后，副车架产生塑性变形、直至 副车架断裂是搅拌车常见的失效形式。同时，由于副车架和底 盘纵梁变形导致整车专用装置在后桥中心线以后位置发生下 沉，使搅拌罐和副车架距离逐渐变小而发生干涉，最终使搅拌 车无法正常使用。可见，有效地减小副车架发生弹性变形和防 止产生塑性变形是副车架设计时需重点考虑的问题。
Ｑｉｃｈｅｙａｎｊｉｕ
同原结构相比较，在后支撑和副车架之间增加了一个斜 筋。副车架、后支撑、斜筋形成一个大三角结构，通过斜筋 的拉力，它可以使后支撑作用在副车架上的作用力的力臂减 小，则后支撑对副梁的弯矩也相应地减小。如果以相同的力 作用在后支撑上，通过积分对副车架在后桥中心线处所受的 弯矩进行计算，发现副车架所受的最大弯矩为改进前的 ５６％，具体分析计算过程见下文。
某轻型客车减振器整车耐久路试衬套磨损原因分析及改进
1000
500
0
-500
-1000
0
0.1 0.2 0.3 0.4 0.5
0.6
速度 mm/s
图5
吊 耳
铆压处 磨损
图6
图 7 吊耳剖视图
B
90° A
图 4-2
力（N）
1000 500 0
-500
-20
-10
0
10
20
位移（mm）
力（N）
2000 1500 1000
500 0
-500
0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 位移（mm）
3.4 后减振器上衬套微量磨损对策 去除吊耳端面内圆上尖角后重新装配生产 3 台后减振器。
4 磨损问题对策验证
对策后的前、后减振器各 2 台再装车进行 整车综合耐久试验，试验过程没有再出现衬套 磨损问题。
3.1 前减振器下衬套微量磨损原因 前减振器故障件下衬套铆压处有微量磨 损，衬套压入吊耳后铆边，而铆压量过大，铆 压后翻边角度约 90°，造成衬套橡胶压迫量 过大，如下图 5、图 6： 3.2 前减振器下衬套微量磨损对策
表1
区分 No.1 No.2
耐久前
复原力（N）/ 线速度
压缩力（N）/ 线速度
0.13m/s
0.39m/s
0.13m/s
0.39m/s
1259
1924
469
773
1386
1974
485
731
耐久后
复原力（N）/ 线速度
压缩力（N）/ 线速度
0.13m/s
0.39m/s
0.13m/s
0.39m/s
1134
1796
轿车前副车架开裂原因的分析及优化
图1前副车架三维模型及开裂部位局部视示意图类型、屈服极限、抗拉极限、弹性模量、泊松比和密度参数。
采用HyperMesh软件对前副车架进行前处理网格划分，获得了38591个有限元模型单元，且单元主体为四边形的前副车架有限元模型，如图2所示。
2应力分析图5 1.0g 倒车制动工况应力云图图6 1.2g 转向工况应力云图图2前副车架有限元模型10为典型8中工况下前副车架的应力分布根据图3可知，在0.5g 加速工况下前副车架应力云图中，其应力主要分布在摆臂后安装点附近，且应力集中在转角区域，该处应力值为162.303MPa ，该处材料为SPHD-P ，屈服强度为268.5MPa ，该工况下应力符合设计要求。
由图4可知，在1.1g 的制动工况下前副车架最大应力位于前摆臂后安装点附近的弯曲部位，应力值为260.108MPa ，接近材料的屈服极限268.5MPa ，该处在整车道路试验或恶劣工况下极易发生开裂，前副车架失效并引起整车安全。
因此，该处的结构和选用的材料需要进行优化。
由图5和图6对比可知，在1.0g 倒车制动工况及1.2g 转向工况下，前副车架应力集中点还是左右前摆臂后安装点附近，仅仅是应力值大小存在一定的差异，但均靠近材料的屈服极限，存在裂开的风险。
在1.0g 倒车制动工况时，前副车架摆臂后点处左、右的应力一致，均为图30.5g 加速工况应力云图图4 1.1g 的制动工况应力云图图73g向上工况应力云图图83g向下工况应力云图图92g横向冲击工况应力云图图102g纵向冲击工况应力云图252.8MPa，而在1.2g转向工况下，前副车架只在受力的单侧右边应力值较大，为256.782MPa。
根据图7和图8可知，在3g向上和向下的工况下，前副车架受力均较小，低于100MPa，且最大应力值位于前副车架与车身安装前点附件，这两种工况前副车架不会发生任何风险。
对比图9和图10，在2g横向冲击工况作用下，前副车架收到单侧力的作用，最大应力点发生在前摆臂后安装点附近，最大应力值为265.318MPa。
某ＳＵＶ_前副车架强度与疲劳性能仿真与试验研究
Journal of Mechanical Strength2023,45(4):838-844DOI :10.16579/j.issn.1001.9669.2023.04.011∗20211214收到初稿,20220319收到修改稿㊂国家自然科学基金项目(51405213)资助㊂∗∗刘克铭,男,1977年生,辽宁阜新人,汉族,辽宁工程技术大学机械工程学院副教授,博士,主要研究方向为机械设计及理论㊂某SUV 前副车架强度与疲劳性能仿真与试验研究∗SIMULATION AND EXPERIMENTAL STUDY ON STRENGTH ANDFATIGUE PERFORMANCE OF A SUV FRONT SUBFRAME刘克铭∗∗㊀袁㊀鑫㊀戴羽森(辽宁工程技术大学机械工程学院,阜新123000)LIU KeMing ㊀YUAN Xin ㊀DAI YuSen(School of Mechanical Engineering ,Liaoning Technical University ,Fuxin 123000,China )摘要㊀为了提高某前置前驱SUV 前副车架的可靠性,对其进行强度与疲劳分析,综合运用有限元方法㊁多体动力学理论㊁强度分析理论㊁疲劳分析理论,通过建立的前副车架三维模型与多体动力学刚柔耦合模型,分析副车架在不同工况下的强度和疲劳特性,并对副车架进行强度及疲劳试验㊂仿真结果表明,在直线行驶㊁转向工况下转向器连接点位置变形量分别为2.924mm㊁3.411mm,稳定杆及扭力臂位置变形量分别为3.383mm㊁2.695mm㊂强度试验结果表明,在直线行驶㊁转向工况下转向器连接点位置变形量分别为3.263mm㊁3.622mm,试验数值较仿真结果分别高出11.59%㊁6.19%;稳定杆连接点及扭力臂连接点变形量分别为3.538mm㊁2.957mm,试验结果较仿真数值分别高出4.58%㊁9.72%㊂结果表明试验结果与仿真结果差别并不明显,副车架在各点处变形量符合设计㊂副车架疲劳试验结果表明,扭力臂疲劳试验80万次㊁制动力疲劳试验40万次㊁侧向力疲劳试验80万次后副车架未出现裂纹及塑性变形,副车架疲劳特性满足要求㊂关键词㊀前副车架㊀强度㊀疲劳特性㊀仿真㊀试验中图分类号㊀U463.32Abstract ㊀In order to improve the reliability of the front subframe of a front drive SUV,the strength and fatigue characteristics of the subframe under different working conditions are analyzed by comprehensively using the finite elementmethod,multi-body dynamics theory,strength analysis theory and fatigue analysis theory,and through the established three-dimensional model of the front subframe and the rigid flexible coupling model of multi-body dynamics.The strength and fatigue tests of the subframe are carried out.The simulation results show that the deformation of steering connection point is 2.924mmand 3.411mm respectively under straight driving and steering conditions,and the deformation of stabilizer bar and torsion arm is 3.383mm and 2.695mm respectively.The strength test results show that,in the straight driving and steering conditions,the deformation of the steering point is 3.263mm and 3.622mm respectively,which are 11.59%and 6.19%higher than the simulation results.The deformation of the connection point of the stabilizer bar and the connection point of the torsion arm are 3.538mm and 2.957mm respectively.The experimental results are 4.58%and 9.72%higher than the simulation results respectively.The results show that there is no obvious difference between the experimental results and the simulation results,and the deformation of the subframe at each point conforms to the design.The fatigue test results of the subframe show that there are no cracks and plastic deformation in the subframe after 800thousand torsion arm fatigue tests,400thousand braking force fatigue tests and 800thousand lateral force fatigue tests,indicating that the fatigue characteristics of the subframe meet the requirements.Key words㊀Front subframe ;Strength ;Fatigue characteristics ;Simulation ;Tests Corresponding author :LIU KeMing ,E-mail :jxxybgshlkm @ ,Fax :+86-418-5110316The project supported by the National Natural Science Foundation of China(No.51405213).Manuscript received 20211214,in revised form 20220319.0㊀引言㊀㊀副车架作为支撑车身和悬架的重要组件,其工作可靠性对汽车工作平顺性和稳定性具有重要的影响,副车架的强度与疲劳特性是其工作可靠性的主要性能指标[1]㊂副车架在A 级家用车及D 级豪华车上应用㊀第45卷第4期刘克铭等:某SUV前副车架强度与疲劳性能仿真与试验研究839㊀㊀得非常广泛,提高副车架的整体强度与疲劳性能是保障其工作可靠性㊁提高汽车舒适性与平顺性的重要手段[2]㊂本文针对某前副车架通过Catia㊁Adams㊁Hypermesh㊁Anasys等CAE辅助软件进行仿真分析,首先,运用Ansys/Workbench软件对汽车的副车架进行不同工况下的强度分析,证明仿真的正确性㊂其次,对汽车的副车架中容易发生失效的连接点进行强度分析㊂最后,对汽车的副车架进行疲劳分析,证明仿真的正确性;分别对副车架中容易发生失效的连接点进行强度试验与疲劳试验分析㊂1㊀前副车架理论模型1.1㊀建立前副车架有限元模型㊀㊀通过Adams/Car模块建立前后悬架动力学[3]模型,汽车结构参数如表1所示㊂表1㊀整车的主要数据参数Tab.1㊀Main data parameters of the whole vehicle名称Name参数Parameter 整备质量Curb weight/kg1595满载质量Full load mass/kg1970长ˑ宽ˑ高Longˑwideˑhigh/mm34730ˑ1810ˑ1780质心坐标Centroid coordinates/mm(1448.46,3.20,575)轴距Wheelbase/mm2780前轮距Front track/mm1520后轴距Rear wheelbase/mm1495前/后轴荷分配Front/Rearaxle load distribution/%54/46前悬架弹簧刚度Front suspensionspring stiffness/(N/mm)45.6后悬架弹簧刚度Rear suspensionspring stiffness/(N/mm)38前轮前束Toe in of front wheel/(ʎ)35ʎʃ35ᶄ主销后倾角Kingpin caster/(ʎ)1ʎ40ᶄ主销内倾角Kingpin inclination/(ʎ)13ʎ20ᶄ前轮外倾角Front wheel camber/(ʎ)-40ʎʃ40ᶄ后轮总前束Rear wheel assembly toe in/(ʎ)-10ʎʃ10ᶄ后轮外倾角Rear wheel camber/(ʎ)-1ʎ40ᶄʃ30ᶄ动力总成质量Powertrain mass/kg227.13前副车架采用SAPH440汽车结构钢,前副车架材料属性如表2所示㊂表2㊀前副车架的材料属性Tab.2㊀Material properties of front sub frame参数Parameters数值Values 屈服强度Yield strength/MPa305抗拉强度Tensile strength/MPa440弹性模量Modulus of elasticity/MPa 2.1ˑ105泊松比Poissonᶄs ratio0.3密度Density/(kg/m3)7.8ˑ103采用4mm壳单元对各个组件进行网格划分, RBE2单元模拟焊点及焊缝连接建立前副车架有限元模型如图1所示㊂图1㊀前副车架有限元模型Fig.1㊀Finite element model of the front subframe1.2㊀前副车架刚柔耦合模型㊀㊀在Adams/Car模块中建立前悬架系统的多体动力学模型及整车刚柔耦合多体动力学模型[4],如图2所示㊂在整车刚柔耦合模型中提取各工况下副车架各连接点的激励,作为副车架仿真分析的边界条件[5]㊂图2㊀整车刚柔耦合模型Fig.2㊀Rigid-flexible coupling model of the vehicle2㊀前副车架强度分析㊀㊀以整车动力学中的激励作为前副车架分析的边界条件,添加到创建的副车架有限元模型[6]中,在Ansys/Workbench模块中进行求解,得到汽车加速㊁制动㊁匀速行驶工况下副车架的应力㊁应变云图,如图3~图8所示㊂图3㊀加速工况应力云图Fig.3㊀Stress nephogram under the accelerationcondition图4㊀加速工况应变云图Fig.4㊀Strain nephogram under the accelerated condition由图3和图4可知,加速工况副车架最大应力值为106.09MPa,最大应变为0.66mm㊂由图5和图6㊀840㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度2023年㊀图5㊀制动工况应力云图Fig.5㊀Stress nephogram under the brakingcondition图6㊀制动工况应变云图Fig.6㊀Strain nephogram under the brakingcondition图7㊀匀速工况应力云图Fig.7㊀Stress nephogram under the uniform speedcondition图8㊀匀速工况应变云图Fig.8㊀Strain nephogram under the uniform speed condition可知,制动工况副车架最大应力值为184.81MPa,最大应变值为0.73mm㊂由图7和图8可知,匀速工况副车架最大应力值为162.8MPa,最大应变为0.0051mm㊂根据材料的屈服强度ȡ305MPa,延展值ȡ30mm,前副车架的结构强度特性满足设计要求㊂3㊀前副车架各个连接点强度分析㊀㊀直线行驶载荷为24kN,转向行驶载荷为30kN,加载后副车架转向器连接点处应变如图9㊁图10所示;加载后副车架稳定杆连接点及扭力臂连接点处应变如图11㊁图12所示㊂由图9㊁图10可知,转向器Y 向载荷为24kN 时,副车架在转向器连接点处位移最大,为2.924mm;转向器Y 向载荷为30kN 时副车架在转向器连接点处位移最大,为3.411mm㊂由图11可知,稳定杆Z向载荷图9㊀转向器Y 向(24kN)应变云图Fig.9㊀Y -direction (24kN)strain nephogram of steeringgear图10㊀转向器Y 向(30kN)应变云图Fig.10㊀Y -direction (30kN)strain nephogram of steeringgear图11㊀稳定杆Z 向(24kN)应变云图Fig.11㊀Z -direction (24kN)strain nephogram of stabilizerbar图12㊀扭力臂Z 向(20kN)应变云图Fig.12㊀Z -direction (20kN)strain nephogram of torsion arm为24kN 时副车架在稳定杆连接点处位移最大,为3.383mm㊂由图12可知,扭力臂Z 向载荷为20kN 时副车架在扭力臂连接点处位移最大,为2.695mm㊂上述结果表明,在整车直线行驶与转弯条件下,转向器及稳定杆处副车架的最大变形量均小于材料的许用值(30mm)的设计标准㊂仿真结果表明副车架的整体结构强度特性满足设计要求㊂4㊀前副车架疲劳分析㊀㊀副车架承受的冲击载荷主要为垂直方向㊁制动工况竖直方向㊁转弯时路缘冲击工况的右侧方向等三个㊀第45卷第4期刘克铭等:某SUV 前副车架强度与疲劳性能仿真与试验研究841㊀㊀典型载荷[7]㊂根据国家标准规定的试验方法,对前副车架施加载荷激励,各工况载荷如图13~图17所示㊂图13㊀垂直冲击工况Z 方向疲劳载荷Fig.13㊀Z -direction fatigue load under vertical impactcondition图14㊀最大制动工况Y 方向疲劳载荷Fig.14㊀Y -direction fatigue load under maximum brakingcondition图15㊀最大制动工况Z 方向疲劳载荷Fig.15㊀Z -direction fatigue load under maximum brakingcondition图16㊀右侧路缘冲击工况X 方向疲劳载荷Fig.16㊀X -direction fatigue load under impact condition of rightkerb图17㊀右侧路缘冲击工况Z 方向疲劳载荷Fig.17㊀Z -direction fatigue load under impact condition of right kerb由图13~图17可知:垂直冲击工况在Z 方向最大载荷为9100N,最小载荷为1100N;最大制动工况在Y 方向最大载荷为3000N,最小载荷为0N,负方向最大载荷为1900N;最大制动工况在Z 方向载荷为5100N;右侧路缘冲击工况X 方向最大载荷为2200N,最小载荷为0N,负方向最大载荷为1800N;右侧路缘冲击工况Z 方向载荷为5100N㊂在Ansys /Workbench 中将S-N 曲线[8]作为输入激励,求得垂直冲击工况㊁最大制动工况㊁右侧路缘冲击工况的仿真结果,如图18~图20所示㊂图18㊀垂直冲击工况疲劳分析Fig.18㊀Fatigue analysis under vertical impactcondition图19㊀最大制动工况疲劳分析Fig.19㊀Fatigue analysis under maximum brakingcondition图20㊀右侧路缘冲击工况疲劳分析Fig.20㊀Fatigue analysis under impact condition of right kerb由图18可知,垂直冲击工况副车架疲劳循环次数为100万次;由图19可知,最大制动工况副车架疲劳循环次数为58万次;由图20可知,右侧路缘冲击工况副车架疲劳循环次数为81万次㊂根据行业标准[9],副车架疲劳特性满足要求㊂5㊀前副车架强度试验㊀㊀利用强度试验分别对副车架与转向器㊁稳定杆和扭力臂连接点进行测试㊂5.1㊀转向器连接点强度试验㊀㊀㊀㊀副车架固定在刚性支座上,转向横拉杆载荷的合力作用于转向横拉杆连接点处,在Y /-Y 两个方向上进行副车架的静强度测试,载荷ʃ30kN,位移ʃ110mm,交变载荷加载力为24kN,记录加载力与位移数据点,通㊀842㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度2023年㊀过样条连线得到加载力与位移曲线㊂转向器连接点强度试验加载方式如图21所示,转向器连接点静强度试验台架如图22所示,得到的转向器连接点静强度试验力-位移曲线如图23所示㊂图21㊀转向器连接点加载示意图Fig.21㊀Loading diagram of steering gear connectionpoint图22㊀转向器连接点静强度试验台架Fig.22㊀Static stiffness test bench for connection point ofbogie图23㊀转向器连接点力-位移曲线Fig.23㊀Force-displacement curve of steering gear connection point由图23可知,在对转向器连接点施加24kN 交变载荷时,副车架在转向器连接点处位移达到最大值3.263mm㊂与仿真结果2.924mm 相比,增大了11.59%㊂其主要原因是由仿真过程中材料属性与真实材料差异引起的㊂试验后副车架表面未出现裂纹或塑性变形,表面状态良好㊂5.2㊀转向工况强度试验㊀㊀副车架固定在刚性支座上,转向横拉杆载荷的合力作用于转向横拉杆连接点处,在Y /-Y 两个方向上进行副车架的静强度测试,载荷ʃ30kN,位移ʃ110mm㊂交变载荷范围从-30kN 至+14kN,通过样条连线得到加载力与位移曲线㊂转向器工况强度试验台架如图24㊁图25所示,转向器工况静强度试验力-位移曲线如图26㊁图27所示㊂由图27可知,转向工况交变载荷为30kN 时,副车架最大位移为3.622mm,最大位移发生在转向器的连接点,与仿真分析的变形量3.411mm 相比增加了6.19%㊂图24㊀转向器工况强度试验台架AFig.24㊀Strength test bench A under bogie workingcondition图25㊀转向器工况强度试验台架BFig.25㊀Strength test bench B under bogie workingcondition图26㊀转向工况力-位移曲线aFig.26㊀Force-displacement curve a under steeringcondition图27㊀转向工况力-位移曲线bFig.27㊀Force-displacement curve b under steering condition5.3㊀稳定杆连接点强度试验㊀㊀副车架固定在刚性支座上,用金属套管替代控制臂橡胶套,在Z 方向上进行副车架的静强度测试,载荷ʃ30kN,位移ʃ110mm㊂交变载荷为24kN,加载方式如图28所示,稳定杆连接点静强度试验台架如图29所示,稳定杆连接点静强度试验力-位移曲线如图30所示㊂由图30可知,稳定杆连接点载荷为24kN 时,副车架最大位移为3.538mm,最大位移发生在稳定杆连接点处,与仿真变形量3.383mm 相比增大了4.58%㊂5.4㊀扭力臂连接点静强度试验㊀㊀副车架固定在刚性支座上,用金属套管替代控制㊀第45卷第4期刘克铭等:某SUV 前副车架强度与疲劳性能仿真与试验研究843㊀㊀图28㊀稳定杆连接点加载示意图Fig.28㊀Loading diagram of stabilizer bar connectionpoint图29㊀稳定杆连接点静刚度试验台架Fig.29㊀Static stiffness test bench of stabilizer bar connectionpoint图30㊀稳定杆连接点力-位移曲线Fig.30㊀Force-displacement curve of stabilizer bar connection point臂橡胶套,在X /-X 两个方向上进行副车架的静强度测试,载荷ʃ30kN,位移ʃ110mm㊂交变载荷加载力为20kN㊂加载方式如图31所示,扭力臂连接点静强度试验台架如图32所示,扭力臂连接点静强度试验力-位移曲线如图33㊁图34所示㊂图31㊀扭力臂连接点加载示意图Fig.31㊀Loading diagram of torsion arm connection point图32㊀扭力臂连接点静刚度试验台架Fig.32㊀Static stiffness test bench of torsion arm connectionpoint图33㊀扭力臂连接点力-位移曲线(前)Fig.33㊀Force-displacement curve of torsion arm connection point(front)图34㊀扭力臂连接点力-位移曲线Fig.34㊀Force-displacement curve of torsion arm connection point由图33㊁图34可知,扭力臂连接点载荷为20kN 时,副车架最大位移为2.957mm,最大位移发生在扭力臂连接点处,与仿真变形量2.695mm 相比增大了9.72%㊂强度试验中最大位移较仿真结果略有增加,其主要原因是由仿真中材料属性与试验中真实材料属性差异引起的㊂转向器连接点㊁稳定杆连接点㊁扭力臂连接点在试验加载过程中,均未出现裂纹或塑性变形,说明前副车架强度满足要求㊂6㊀前副车架疲劳试验㊀㊀进行扭力臂连接点㊁前后制动力㊁侧向力疲劳试验,检验扭力臂连接点满足80万次循环,前后制动力满足40万次循环,侧向力疲劳需满足80万次循环㊂6.1㊀扭力臂连接点疲劳试验㊀㊀固定副车架在和车身连接刚度相同的部件上,共8点通过螺栓固定,螺栓拧紧力矩为200N㊃m㊂将等效损伤载荷施加在悬置实际样件上㊂载荷ʃ15kN,位移ʃ75mm,加载力为ʃ6kN,频率为1~3Hz㊂加载方向为ʃX 方向㊂扭力臂连接点试验加载过程与图31所示相同,扭力臂连接点疲劳试验台与图32所示相同㊂6.2㊀前后制动力疲劳试验㊀㊀转向横拉杆载荷的合力作用于转向横拉杆连接点处,将等效损伤载荷施加在悬置实际样件上㊂加载力为-5~10kN,其他条件与扭力臂试验相同,试验加载过程如图35所示,前后制动力疲劳试验台如图36所示㊂6.3㊀侧向力疲劳试验㊀㊀副车架固定在和车身连接刚度相同的部件上,加载力为ʃ5kN,加载方向为ʃY 方向,其他条件与扭力臂试验相同㊂侧向力疲劳试验加载过程如图37所示,侧向力疲劳试验台如图38所示㊂㊀844㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度2023年㊀图35㊀前后制动力疲劳加载示意图Fig.35㊀Fatigue loading diagram of front and rear brakingforce图36㊀前后制动力疲劳试验台架Fig.36㊀Front and rear brake force fatigue testbench图37㊀侧向力疲劳加载示意图Fig.37㊀Fatigue loading diagram of lateralforce图38㊀侧向力疲劳试验台架Fig.38㊀Lateral force fatigue test bench6.4㊀疲劳试验结果㊀㊀经试验扭力臂连接点疲劳㊁前后制动力疲劳㊁侧向力疲劳,扭力臂连接点疲劳试验循环80万次㊁前后制动力疲劳试验循环40万次㊁侧向力疲劳试验循环80万次后均未出现裂纹或塑性变形㊂7㊀结论㊀㊀对前副车架进行强度仿真㊁强度试验㊁疲劳试验,结果表明:1)加速工况前副车架应力最大值为106.09MPa,最大位移为0.66mm;制动工况应力最大值为184.81MPa,最大位移为0.73mm;匀速工况应力最大值为162.8MPa,最大位移为0.0051mm㊂2)转向器Y 向载荷为24kN㊁30kN 时副车架最大位移分别为2.924mm㊁3.411mm㊂稳定杆Z 向载荷为24kN㊁扭力臂Z 向载荷为20kN 时副车架最大位移分别为3.383mm㊁2.695mm㊂3)试验表明,转向器连接点在Y 向受力24kN 时最大位移为3.263mm,较仿真结果2.924mm 增大了11.59%㊂4)转向器连接点在Y 向受力30kN 时产生的变形量为3.622mm,较仿真结果3.411mm 增加了6.19%㊂5)稳定杆连接点在Z 向受力24kN 时产生的变形量为3.538mm,较仿真结果3.383mm 增大了4.58%㊂6)扭力臂连接点在X 向受力20kN 时产生的变形量为2.957mm,较仿真结果2.695mm 增大了9.72%㊂7)扭力臂连接点疲劳试验㊁前后制动力疲劳试验㊁侧向力疲劳试验,结果表明疲劳试验后,前副车架未出现裂纹或塑性变形㊂参考文献(References )[1]㊀DONG K,SANGGAN J.Generation of 3-D virtual block belgian road for prediction of road load[D].SAE Paper,2011-28-0077.[2]㊀SARA F,GABRIEL K ROCHA P,MARIANA F,et al.Loadingfrequencies up to 20Hz as an alternative to accelerate fatigue strength tests in a Y-TZP ceramic [J].Journal of the Mechanical Behavior of Biomedical Materials,2015(61):74-69.[3]㊀TONG L W,XU G W,DONG Q,et al.Tests and design of diamondbird-beak SHS T-joints under axial loading in brace[J].Journal of Constructional Steel Research,2016(118):49-59.[4]㊀TIIRKAYS,AKCAY H.A study of random vibration characteristics of the quarter-car model[J].Journal of Sound &Vibration,2005,282(1/2):111-124.[5]㊀BERTRAMR,ing new lightweight materials in automotive construction[J].Galvanotechnik,2011(7):1460-1467.[6]㊀段月磊.轿车车身刚度有限元分析及优化[D].合肥:合肥工业大学,2010:15-17.DUAN YueLei.Finite element analysis and optimization of car body stiffness [D].Hefei:Hefei University of Technology,2010:15-17(In Chinese).[7]㊀李明轩,苏小平.三轿车后副车架多目标拓扑优化方法研究[J].机械设计与制造,2016,36(6):131-132.LI MingXuan,SU XiaoPing.Research on multi-objective topology optimization method of rear subframe of three car [J].MachineryDesign and Manufacture,2016,36(6):131-132(In Chinese).[8]㊀姜丽红,吴庆捷.某前副车架性能分析与轻量化设计[J].机械强度,2020,46(6):104-106.JIANG LiHong,WU QingJie.Performance analysis and lightweightdesign of a front subframe [J].Journal of Mechanical Strength,2020,46(6):104-106(In Chinese).[9]㊀钟自锋.前副车架振动特性分析及其优化设计[J].机械设计与研究,2018,34(6):172-175.ZHONG ZiFeng.Vibration characteristic analysis and optimization design of front subframe [J].Machine Design and Research,2018,34(6):172-175(In Chinese).。
轿车后副车架多轴疲劳分析
轿车后副车架多轴疲劳分析一辆轿车的后副车架是车辆的重要组成部分，它连接了车辆的后轴和车身，承受着车身重量和扭转力的作用。
然而，长期的行驶和较大的荷载容易导致副车架疲劳损伤和失效，影响车辆的安全性和稳定性。
因此，对轿车后副车架的多轴疲劳分析是非常重要的。
多轴疲劳分析是评估结构材料在复杂应力条件下的疲劳性能的过程。
在研究轿车后副车架的多轴疲劳行为时，需要了解车辆的荷载、驾驶条件和工作环境等因素，并采用合适的实验方法和数值模拟技术进行分析。
实验方法主要是通过在实际工作条件下的试验来研究疲劳行为。
例如，可以在实际道路条件下对车辆进行长时间行驶的试验，同时在后副车架的主要应力集中区域安装传感器和监控设备，实时记录和分析该部位的应力变化，并进行疲劳寿命测试。
该方法可以准确模拟真实的工作条件，但需要耗费较长时间和大量资源。
数值模拟技术是通过对车辆结构的材料和受力条件进行建模，并采用计算机软件模拟各种复杂应力场下的材料疲劳性能。
该方法可以模拟多种应力条件下的疲劳破坏模式，预测疲劳寿命，并进行优化设计。
但需要准确的材料参数和较高的数值计算能力。
一般来说，轿车后副车架的多轴疲劳分析需要考虑以下因素：1.荷载：轿车后副车架承受着车身和后轴的质量和加速、制动等力的作用。
因此，荷载是影响后副车架疲劳寿命的重要因素。
2.材料：后副车架的材料应具有较高的强度、塑性和韧性，以抵抗荷载引起的应力和变形。
同时，也需要考虑材料在不同应力下的疲劳寿命和破坏模式。
3.几何形状：后副车架的形状和尺寸影响了它的刚度和应力分布。
因此，需要进行优化设计，以减少应力集中和疲劳破坏的风险。
4.工作环境：轿车后副车架在不同的工作环境下，如高温、湿度、盐雾等条件下，也会受到不同的腐蚀和疲劳作用，因此需要特别考虑。
总之，轿车后副车架的多轴疲劳分析是保证车辆安全性和性能的重要环节。
通过合理的实验方法和数值模拟技术，可以准确评估后副车架的疲劳寿命和破坏模式，并进行结构优化，提高车辆的安全性和稳定性。
某副车架橡胶衬套潜在的失效特性及改进方案
某副车架橡胶衬套潜在的失效特性及改进方案王朝建;韩兆东;蔡晓宇【摘要】在现代汽车技术中,橡胶衬套的应用越来越广泛,对车辆NVH性能的影响越来越重要.但在使用过程中,橡胶衬套的检查和维护极其不便,直到发生断裂后经过反复检查才能知道,造成很大的经济损失.文章对某副车架橡胶衬套潜在的失效模式及机理进行分析,在此基础上对进行现行过程控制预防,对提高橡胶衬套的使用寿命,具有非常重要的意义.【期刊名称】《汽车实用技术》【年(卷),期】2014(000)002【总页数】3页(P89-91)【关键词】橡胶衬套;失效模式;机理;改进方案【作者】王朝建;韩兆东;蔡晓宇【作者单位】辽宁工业大学,汽车与交通工程学院,辽宁锦州121001;安徽中鼎减振橡胶技术有限公司,安徽宁国242300;辽宁工业大学,汽车与交通工程学院,辽宁锦州121001;安徽中鼎减振橡胶技术有限公司,安徽宁国242300【正文语种】中文【中图分类】U463.1CLC NO.:U463.1Document Code:AArticle ID:1671-7988(2014)02-89-03完成副车架与车身的连接是橡胶衬套的主要功能之一，副车架橡胶衬套的软硬度对汽车行驶时产生的振动特性有很大影响，频繁振动引起的疲劳破损也是橡胶衬套潜在的失效模式之一。
如果把副车架橡胶衬套设计的较软，则能很好地减小汽车行驶时产生的振动，但过软的副车架橡胶衬套会在高速转弯时产生较大的运动变形，导致轮胎定位的不准确，从而降低了车辆行驶的操纵稳定性[1]。
较硬的副车架橡胶衬套会使连接刚度大大增加，但是减振降噪的效果却十分有限。
软硬度对橡胶衬套的失效模式也有重要影响。
由于车辆行驶工况复杂多变，加之橡胶衬套工作位置的限制，使得橡胶衬套的检查和维护极其不便，破坏程度不能及时发现。
文章在大量试验及设计经验的基础上，对某副车架衬套潜在的失效模式及后果进行分析。
1.1 过程功能及要求在各种恶劣的工作环境中橡胶衬套要承受振动、腐蚀和摩擦来保护其他部件，但其自身的使用寿命会大大降低。
某副车架疲劳分析
某副车架疲劳分析王成龙（上海汇众汽车制造有限公司）摘要:本文利用MSC.Nastran及MSC.Fatigue软件，针对某副车架在选装过程中出现的台架疲劳试验问题，进行应力及疲劳分析，提供了计算参考，使整车厂修改了规范，解决了公司的难题。
关键词:副车架应力分析疲劳分析Application of fatigue analysis in frame design(Shanghai HuiZhong Automotive Manufacture Co. Ltd 200122)Wang chenglongAbstract This paper applies MSC.Fatigue in computing the frame’s fatigue life, provides theory evidence, persuades auto company to change the load case, and resolves our company’s question.Keywords Frame Stress Analysis Fatigue Analysis1特点副车架是车辆底盘系统中的重要安全件，其承载发动机、变速器等动力单元，在车辆实际行驶过程中，副车架承受的载荷是极为复杂的，在设计中要求强度高、可靠性好。
相对于不断变换推陈出新的车身来讲，其底盘系统变化不多，所以就出现几种车型共用一种底盘平台的情况。
我们公司作为底盘系统供应商，经常出现许多车型共用一种相对稳定的底盘系统，而副车架作为重要的底盘结构件，常常形成一个系列来进行供货，这个过程同样适用于进口车型。
我们现在这个副车架分析课题就是来源于这样的背景，实际情况是将高级轿车的副车架稍作改动后将其选装在多功能商务车上，由于车型的改变，带来许多车辆参数发生了改变，台架试验规范比较难以规定，按照原有试验规范进行试验，出现了疲劳次数降低的情况，如果要改动副车架，如何改，如果不改，试验规范如何规定等等，这就是本文要解决的问题。
横向推力杆衬套脱出原因研究
2.0kN，不符合设计要求，车身端衬套压出力
大于设计值0.5kN；样件2后轴端衬套压出力为
小于设计值2.5kN，不符合设计要求，而车身端压出大于0.5kN。
这表明，后轴端衬套压出力均小
且衬套压出收状态为衬套外衬管与横向推力杆
衬套的外衬管无压装痕迹，这表明后轴端外衬管与横向推力杆的套管未完全过盈配合。
表1衬套压出力测试值
1#2#
2.0 1.01.5 1.2
套管内径分析
通过测试后轴端横向推力杆的外套管内径及衬套外
获得了其测试值如表2和表3所示。
由表图1横向推力杆三维数模
图2衬套脱出失效示意图
引起橡胶体脱出；上述分析结果为后续横向推力杆衬套的设计方面提供一定参考意见。
参考文献:
[1]汪淑芳.中国新能源汽车产业链优化研究[D].东华大学，2015.
[2]杨丽群.后横向推力杆失效分析与改进[J].宿州学院学报，2014，29（11）：86-89.
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[4]洪婧，李慧敏.横向推力杆总成的水平对接工艺[J].焊接，2002（07）：37-38.
[5]曾晶晶，卜继玲，刘羽.某型汽车推力杆结构与疲劳性能分析[J].客车技术与研究，2011，33（04）：14-16.
（a ）未涂胶水
（b ）仅涂一层胶水
（c ）正常涂胶水
图3各种工艺下衬套压出力测试后样件示意图。
保持架轴承承载能力较差的原因
保持架轴承承载能力较差的原因说起保持架轴承，估计大多数人都不太清楚它到底是干啥的。
简单来说，保持架轴承就是机械里头那一小块“挡路”的东西，帮助保持滚动体的位置和稳定性。
说白了，就是它让那些滚动体不至于东倒西歪，确保轴承能够平稳工作。
但，嘿，它的承载能力可是相当“软弱”的，简直比一块豆腐还脆弱。
到底是什么原因呢？说白了，问题就在那点小小的“框框”里。
保持架轴承的材料大多数是用钢板或者塑料做的，这些材料虽然轻便，但是承受的压力真的不咋地。
想象一下，假如你用一个纸壳做的箱子来装一堆重东西，那纸壳很快就会被压垮了。
这不就是保持架轴承的写照吗？尽管它的设计是为了分散和支撑滚动体的负载，但因为材料的局限性，它自己就像个不堪重负的小伙伴，稍微有点压力就会“弯腰”或者变形。
所以，一旦超出了它的承载极限，整个轴承就会失效，连带着整个机器的稳定性也会受到影响。
保持架轴承里有一堆滚动体，它们负责“转”来“转”去，虽然挺忙的，但其实它们对保持架的要求相当高。
如果滚动体过于密集，或者转速过快，保持架就会被压得喘不过气来，甚至会出现磨损、损坏的情况。
你想想，机器在高速运转的时候，保持架要在那些滚动体之间来回穿梭，这就好像你穿着高跟鞋在泥地里走，一脚下去全是泥巴，肯定步履维艰。
滚动体一多，保持架就难以应对这么高强度的运动。
压力大了，保持架也容易磨损，损伤之后就没法继续保持那些滚动体的稳定位置了。
保持架轴承的结构相对简单，设计也没有那么复杂。
它要做的就是把滚动体“隔开”并确保它们不会互相撞击。
听起来好像没什么大不了的，但是问题就在这“简单”二字上。
设计越简单，能承受的压力就越有限。
尤其是当机器工作环境极为复杂，比如温度变化大、湿气重或者是负荷过重时，保持架就像个站不住的孩子，轻轻一推就可能倒下。
保持架轴承要承受的负荷不仅仅是垂直压力，还是一个横向的压力，一旦方向不对劲，保持架的负载能力就会大打折扣。
它可不像那些承载力强的金刚不坏的东西，稍微有点外力就容易被“压弯了腰”。
轴承压装力曲线不合格的原因及处理
文章编号:1002-7602(2003)05-0033-02轴承压装力曲线不合格的原因及处理孟庆江,邓 立,范文明(北京铁路局秦皇岛车辆段,河北秦皇岛066000)中图分类号:U270.331+.2 文献标识码:B1 问题的提出轴承是货车的重要组成部分,在运用过程中,承受着转向架、车体和货物的重量,且受力复杂。
轴承压装质量不高是列车发生热轴、切轴事故的原因之一,而轴承压装力又是直接影响滚动轴承压装质量的关键参数。
正确判断压装力的大小,保证轴承压装质量,对保障行车安全至关重要。
微机的应用及轴承压装力曲线的建立解决了这一难题,可以通过微机计算、判断、打印出轴承压装力值和曲线来判断压装质量是否合格。
秦皇岛车辆段仅在1998年9月—11月间压装的276组轴承中,就有65组轴承压装力曲线不合格,占压装总数的23.6%。
经全面剖析发现,微机对轴承压装力误判是造成压装力曲线不合格的主要原因。
因此,对这一问题进行认真分析并采取相应的对策十分重要。
2 所用压装机与轴承压装力曲线简介2.1 压装机秦皇岛车辆段在用轴承压装机为大连机车车辆厂收稿日期:2002-08-21作者简介:孟庆江(1969-),男,工程师。
1992年制造的,压力采集部分采用南京紫金山天文台的产品,其油缸为套筒结构,定位顶尖与压套为二级缸结构。
当轴承压装时,顶尖先伸出,将轮对定位,然后压套伸出,推动轴承进入轴颈。
压装过程中,顶尖油缸内的液压油是靠压装油缸的压力通过溢流阀返回油箱的,顶尖油缸内的压力保持溢流阀调定的压力。
2.2 轴承压装力曲线把轴承整个压装过程各个阶段压装力的数值用图形显示出来即为轴承压装力曲线,它用来对轴承压装质量进行最终控制。
轴承与轴颈的压装过程主要是前后2列轴承、2个密封座和1个后挡串联压入的过程。
轴承进入轴颈所做的运动近似为匀速运动,时间和位移有较好的对应关系,其曲线在各个阶段应是比较平滑的。
压力曲线在理论上主要是由5个压力叠加而成的曲线(见图1)。
某车型副车架横梁的应力分析及优化
某车型副车架横梁的应力分析及优化刘守银;王成立【摘要】通过对某车型前独立悬架副车架横梁开裂的产生原因进行材料力学分析、CAE分析，确定横梁开裂主要原因是断面系数相对过小，本文提出增加断裂处的断面系数、降低断裂处与其四周的应力差值、增大横梁中部应变等方案进行优化。
进而对优化后的横梁再进行应力计算和CAE分析，确保优化效果，最后通过应变片检测、试验验证对优化后副车架横梁的应力和可靠性进行再确认，以充分保证该横梁满足整车的可靠性要求。
其中的优化方法和思路对类似产品设计和优化具有很好的参考价值。
%Through material mechanical analysis and CAE analysis of the causes of cracking on sub frame cross member of front independent suspension of a certain vehicle type, the paper determines the major cause for cross member cracking is the relatively too small section modulus. It brings forward several optimization schemes accordingly such as increasing the section modulus at the cracks, reducing the difference ofthe stresses between the cracks and the surroundings, and increasing the strain at the cross member center. It then proposes to re-conduct stress calculation and CAE analysis on the optimized cross member and finally re-confirm with strain gauge test and experimental verification the stress on the optimized sub frame cross member and its reliability, thus fully ensuring the optimization effect and the ability of the cross member to meet the whole-vehicle reliability requirements. The proposed optimization approaches hold great reference values to similar product design and optimization.【期刊名称】《汽车实用技术》【年(卷),期】2014(000)008【总页数】4页(P41-44)【关键词】副车架;横梁;应力;断面系数;应力分析;优化【作者】刘守银;王成立【作者单位】安徽江淮汽车股份有限公司技术中心，安徽合肥 230022;安徽江淮汽车股份有限公司技术中心，安徽合肥 230022【正文语种】中文【中图分类】U463.33CLC NO.:U463.33Document Code:AArticle ID:1671-7988(2014)08-41-04某车型的前轴为麦弗逊前独立悬架，在试验场强化路试验过程中前轮受到撞击后，副车架横梁发生开裂现象，如图1所示。
后副车架优化方案分析与确定
工艺•材料•设备后副车架优化方案今箭与确定刁兴前（辽宁曙光汽车集团股份有限公司）摘要:简要介绍了后副车架常见失效位置及形式，从后副车架开裂位置、横梁与纵梁搭接长度及形式三方面对其进行了优化，确定了最佳优化方案。
关键词:后副车架 应力集中 优化方案Analysis and determination of local stress concentration optimization scheme for rear secondary frameAbstract ： It briefly introduces the common failure positions and forms of the rear auxiliary frame, optimizes itfrom three aspects: the cracking position of the rear auxiliary frame, the length and form of the connection be tween the crossbeam and the longitudinal beam tower, and determines the best optimization scheme.Key word ：rear secondary frame, stress concentration, optimization scheme.0引言副车架是连接车身和各悬架的过渡件，其作用是 传递车轮与车身之间的力和力矩，缓冲由路面传给车身的冲击力,降低由此引起的震动，保证汽车平稳的行驶。
疲劳寿命是考量副车架的重要指标之一，裂纹、断裂是副车架的疲劳失效戦。
因此在对副车架进行谿 时应规避应力集中，尽量使载荷均匀分布。
1后副车架常见失效位置及形式副车架在台架试验或路试过程中，开裂位置一a 位 于薄弱位置并沿着焊缝附近开裂。
铁路货车轴承压装吨位过低问题的分析
响， 《 铁 路 货车 轮轴 组装 检修 及 管理 规则 》 第３ ． ９ ． １ ．
收 稿 日期 ： ２ ０ １ ３— ０ ２—１ ９ 作者 简 介 ： 汤 太平 （ １ ９ ８ ２一） ， 男， 本科学历 ， 工程师 ， 从 事 车 辆 验 收 工
现 场 经 验
文章编号 ： ２ ０ ９ ５— ５ ２ ５ １ （ ２ ０ １ ４ ） ０ １ —０ ０ ４ １—０ ２
轨道 交通装备与技 术 第 １ 期２ ０ １ ４年 １月
铁 路 货车轴 承压装吨位过低 问题 的分 析
汤 太 平
（ 郑 州铁 路 安 全 监 督 管 理 办公 室驻 郑 州北 车 辆 段 验 收 室 河 南 郑 州
４ ５ ０ ０ ５ ３ ）
摘 要 ： 针 对部 分铁 路 货 车轴承 压 装存在 压 装吨 位过 低 的 问题 ， 从 车轴 和轴 承造修 选
配等 多方 面分 析该 问题 的 形成 原 因 ， 提 出了相应 的解 决措施 。 关键 词 ： 货车； 轴承 ； 压装 ； 问题 ； 分析 中图分 类 号 ： Ｕ ２ ７ ２ 文献 标识 码 ： Ｂ
过与 其 他货 车制 造 工 厂 及 车 轮 厂 沟通 后 ， 了 解 到该
问题 长 期 以来一 直 存 在 于 各 单 位 ， 近 几 年 来 虽 经 过 各 自的工艺 改进 ， 使 因压 装 吨位 过 低 造 成 的 不 合 格 率下 降 了不 少 ， 但 该 问题 至 今仍 未得 到彻 底解 决 。
承 的压装 状 态 。 ２ ． ２ 轴 承 制造工 艺 的差异 对压 装力 产 生的影 响
不合 格 的轴 承退 卸 下 来 再进 行 二 次压 装 ， 压 装力 显 示合格 ， 压装 力 曲 线 显示 良好 。郑 州 北 车辆 段 验 收 室（ 以下 简称 验 收室 ） 对 造 修现 场 进 行 了深入 剖 析 ， 轴承 压 装工 序 的工件 质量 、 工艺 纪律 执行 情况 、 压 装 设备 及 记 录仪器 状 态 均 良好 ， 都 处 于受 控 状 态 。通
汽车副车架力矩衰减问题解析
汽车副车架力矩衰减问题解析发表时间：2019-09-20T14:05:54.193Z 来源：《防护工程》2019年11期作者：綦法富[导读] 本文通过对标准件扭矩衰减的机理研究，提供有效的解决措施，为后续车型设计提供参考。
浙江众泰汽车制造有限公司杭州分公司浙江杭州 310018摘要：副车架与车身之间采用螺栓连接，在经各种复合路况后，由于受横向冲击及轴向力作用，连接标准件多少会出现不同层度的松动、扭矩衰减，严重时产生异响，影响客户使用。
本文通过对标准件扭矩衰减的机理研究，提供有效的解决措施，为后续车型设计提供参考。
关键词：副车架；扭矩衰减；异响1. 概述副车架多采用螺栓与车身进行连接，其主要是利用内外螺纹旋合所构成的螺旋副的自锁特性形成连接关系，为确保螺纹连接的刚性、防松功能以及受拉螺栓的疲劳强度，往往会赋予连接螺栓一定的预紧力。
但是随着使用时间的推移，经各种复合路况后连接螺栓均会有一定层度的扭矩衰减，严重时直接产生异响，引发客户抱怨，影响行车安全。
本文主要针对某车型在研发过程中出现的标准件扭矩衰减问题，通过对标准件扭矩衰减的机理研究，提供有效的解决措施，最终将标准件扭矩衰减控制在合理范围内，提升整车系统可靠性。
2. 原因分析依据紧固件相关资料研究、结合故障车实车情况，大致可以将副车架安装标准件扭矩衰减归结于以下几方面：1）螺纹啮合长度不足；2）副车架安装面精度差（表面凹凸、安装面处钣金间有间隙）；3）配合螺纹管摩擦系数超标；4）装配工艺选择不当。
3. 整改措施3.1 螺纹啮合长度优化设计之初副车架安装螺母考虑沿用，并未评估实际啮合长度要求，使用螺母有效啮合长度为19mm。
参考相关文献，对于紧固件螺纹的啮合长度要求如图1所示，依据副车架安装螺纹管材料剪切强度以及副车架安装时标准件性能等级要求（螺纹管材料：HC340LAD+Z；性能等级要求：10.9级），评估紧固件螺纹啮合长度不小于其公称直径的1.5倍，对于M14的坚固件即要求不小于21mm，考虑到安全系数以及兼顾周边件搭接尺寸需求，设计要求螺纹有效啮合长度≥25mm。
车身衬套压装不合格分析思路
车身衬套压装不合格分析思路问题介绍。
某支臂零件原采用金属氟塑料，后期因磨损严重，设计要求换装新型织物衬套，将原压套组合由钢钢配组合换装为钢钢及织物配组合，该新型衬套的基本组成结构为：衬套基体为钢制，衬套内径附着自润滑衬垫层,压装后内径不允许加工。
导致出现车身衬套压装不合格的
问题，实际生产中在零件底孔及衬套尺寸均合格的情况下，压装衬套后多次出现衬套内径尺寸不合格问题，零件大批量返修。
原因分析。
车身衬套压装不合格方式分析思路。
该压装组合由钢-钢及织物
配组合，压装精度高，压装后孔内径尺寸同样要求严格，但是衬套内径附着自润滑衬垫层,压装后内径不允许加工，导致内径极难保证。
要想满足压装组件的配合精度及压装后的衬套内径尺寸精度，这就要求零件底孔尺寸、衬套外径及内径尺寸都要达到一个极高的精度标准，同时还要考虑零件底孔与衬套间的配合尺寸以及衬套收缩量对精度
影响因素。
在实际生产中，在零件底孔及衬套尺寸均合格的情况下，压套后多次出现衬套内径尺寸不合格问题，初步分析公差配合或者衬套尺寸标准可能存在问题。
以上多种诱因，需要一一排查。
解决方案。
针对以上分析，准备通过试验验证及实际加工验证相互结合的方式排查问题成因，提出相应的解决方案；从加工过程控制、特制工具等方式进行改进。
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某车型副车架衬套压出力偏小原因浅析无线上网卡资费套餐
摘要:某款车型在试制阶段，进行副车架衬套压出力检测时，衬套出现压出力偏小问题。
本文章主要对产生此问题的原因进行分析。
根据副车架总成性能要求，通过试验验证最终确定问题真因主要为衬套外管强度不足、包胶过厚、压力机进给速度未明确，其在装配过程中出现外管压溃，导致衬套压出力偏小问题。
关键词:压出力偏小;外管强度;压溃;包胶厚度
衬套是悬架系统中的一个连接部件，一般用于各连接件间铰接处(如:前悬架上摆臂与副车架连接处的大、小衬套;后悬架与车身连接处的纵臂衬套)，属于弹性元件。
起到吸收冲击、减小震动，从而提高汽车的舒适性和操纵稳定性。
衬套外壁与安装套管过盈配合连接，内管与销轴过盈配合或螺栓紧固连接，起弹性支撑、连接的作用;衬套有助于悬架系统隔离高频固有频率，降低路面不平引起的车内噪声;衬套在不改变低频段隔振特性的前提下，大大改善系统在高频段的隔振效果。
衬套实现上述功能除本身的可靠性外，其与相关零部件配合位置连接的可靠性同样至关重要，连接失效后不但会行车异响，轮胎磨损，操稳变差，甚至造成事故。
长城公司某款车型试制阶段检测副车架衬套压出力时，压出力要求为10kN，实测值为3.2kN、3.4kN 、5.3kN、6.7kN，10.4kN等，多数产品检测不合格。
衬套结构及检测工装示意图如下。
1 故障分析
1.1 压力机进给速度分析
在检测此车型副车架衬套压出力时发现，若衬套外径尺寸与副车架套管内径尺寸保持不变，压力机以不同进给速度压出衬套，得到的衬套最大压出力有明显差异。
对于外管有包胶的衬套，压力机进给速度在一定范围内越大，衬套压出力也越
大。
根据以往车型开发经验，把压力机进给速度设定为5mm/s所检测的压出力比较符合实际产品使用性能要求。
1.2衬套与套管配合过盈量分析
在衬套压脱力偏小的情况下，通常是衬套与套管的配合过盈量偏小造成的。
故在衬套外径为 59mm保持不变时，把套管内径尺寸分别调整为 59mm、 59mm、
59mm，其对应的压出力见表1(单位:kN):
[,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&, &,&,&][ 序号
内径
59
59
59][1
5.6
6.712
7.723][2
4.6
5.938
3.245][3
5.3
6.819
5.951][4
5.5
5.082
7.147][5
4.3
7.07
6.577][6
6.2
9.093
4.249][7
4.7
3.032
7.279][8
4.3
7.372
6.147]
从上表可得，三种产品所测压出力均不合格(要求?10kN)，且没有明显差异。
剖开 59、 59产品压出后的衬套发现，衬套外管都均被压溃(外管直径变小)。
故不能仅从增加衬套与套管的过盈量来考虑，还需要增强衬套外管强度。
1.3衬套包胶厚度分析
此车型衬套结构较特殊，外管有一层较薄的橡胶。
一般情况下，包胶越厚，衬套压出力越小。
此车型衬套包胶厚度约为1.0mm，类似衬套产品的包胶厚度约为0.5mm。
故可通过调整衬套包胶厚度来调整衬套压出力。
2 整改方案制定
由于衬套结构较特殊，需要综合考虑来制定整改方案。
具体如下:
?压力机进给速度设定为5mm/s;
?衬套外径 59mm不变，调整套管内径尺寸为 59mm;
?参考类似车型衬套，把此车型衬套外管抗拉强度由270MPa增大至370MPa(硬度HV115);
?衬套包胶厚度由1.0mm调整为0.5mm。
3 方案验证
按上述方案制作衬套与套管，经两者实车装配且放置24h
后，进行衬套压出力的检测，结果均合格，且衬套外管无压溃
现象(具体见表2)。
[,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&
,&,&,&,&,&,&,&,&,&,&][序号
套管内径mm
衬套外径mm
过盈量mm
压入力kN
压出力kN][1
58.92
59.29
0.37
28
19.5][2
58.86
59.2
0.34
28
19][3
58.91
59.28 0.37 30 18][4
58.92
59.26 0.34 28 19][5
58.86
59.16 0.3 30 19][6
58.86
59.11 0.25 23 17][7
58.84
59.11 0.27 25
18][8
58.87
59.15 0.28 25.5 18.5][9
58.91
59.27 0.36
28
22][10
58.85
59.21 0.36
26
21.8][11
58.9
59.28 0.38
35
22][12
58.87
59.28 0.41
32
20]
备注:表中套管内径设计要求为 59mm，衬套外径设计要求为 59mm，衬套压出力设计要求?10kN。
4 总结
4.1衬套连接位置的可靠性直接影响行车辆的行驶及安全，产品设计初期要根据整车的设计载荷要求进行悬架及衬套的CAE受力仿真分析，针对薄弱及风险位置提前做出改进，对关键位置要有特殊要求，后期样件制作时重点关注，及时跟踪生产过程中的生产信息和试验验证的信息，以便及时的优化调整，满足整车的性能和质量要求。
4.2 问题分析应现地现物，围绕故障件进行展开，并适当借鉴其他类似产品的开发经验，集思广益。
4.3从机理出发，分析关键特性，重点对关键特性进行控制。
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