戴声良 杨丽群

（1.安徽江淮汽车股份有限公司技术中心；2.安徵交通职业技术学院）

双连杆独立悬架，实际上可以称为三连杆，包括2 根横向拉杆和1 根纵向推力杆，在各类车型上都有运用[1]。后前束连杆不仅要实现前束可调节功能，同时也是重要的安全件，如果发生弯曲或者断裂，后轮将产生摆动，极端情况下，将使驾驶员失去对车辆方向的控制，从而导致事故的发生，所以其设计强度储备安全系数要足够高，保证不发生断裂[2]。

1 故障现象与原因分析

某双连杆后悬架中有1 根前束连杆，中间连接有1 个双头螺栓，两边各有1 个锁紧螺母连接到两段主杆。该前束连杆在可靠性试验过程中，出现后横拉杆中间双头螺栓弯曲疲劳断裂的故障，如图1 所示，从图1 中可以看出，断裂部位于双头螺栓中间六角的螺纹根部，同时双头螺栓已呈弯曲状态，是典型的强度不足造成的疲劳弯曲，进而导致断裂。

1.1 成分对比化验

断裂的双头螺栓，材料为45#钢调质热处理，硬度HRC24，机械等级8.8 级，抗拉力110 kN，抗拉强度900 MPa，屈服强度为355 MPa，符合现有设计要求。对同样采用类似设计的双头螺栓KD件，进行材质化验和硬度检测，通过化学元素的含量比例推测，KD件的双头螺栓材料应该为42CrMo，只是C 略偏低为0.366%，略小于42CrMo 的0.38%～0.45%，但其它成分均符合42CrMo 的相应成分。屈服强度为930 MPa，平均硬度HRC34.5，螺栓机械等级应该是10.9 级，材料成分及硬度检测结果，如表1 所示。

表1 双头螺栓KD件成分化验与硬度检测结果

1.2 前束连杆总成压缩失稳计算

对于细长轴，可以通过压缩失稳载荷计算[3-5]，来校核其强度，计算满足欧拉公式：

式中：Pcr——压缩失稳载荷，N；

E——弹性模量，Pa;

l——长度，m；

I——惯性积，m4。

对于该横拉杆，取其弹性模量E=200 GPa，杆长l=556.5 mm。双头螺栓的外螺纹规格为M14×1.5，两端主杆外直径为22 mm，内直径为12 mm，可以将螺纹部分视为光杆，取其直径为d=13.835 mm，那么代入数值计算可得：

由上述计算可知，实际此前束连杆的压缩失稳载荷应在11.5～66.9 kN 之间。

1.3 前束连杆总成压缩测试

虽然中间螺栓分别为45#钢和42CrMo，但同样的结构设计，由上面的计算可知，杆子的抗屈曲能力，也就是压缩失稳载荷力大小应相当。在试验室中，取2 根现有件和1 只KD件分别做缓慢加载压缩试验，将后前束连杆一端固定，一端加载，直到杆子弯曲失稳，计录其弯曲力值大小，加载速率为1 mm/min，结果为：现有件1#压缩力为28.0 kN 时，现有件2#压缩力为25.5 kN时，及KD件在压缩力27.0 kN 时，3 种状态下的破损状态均为中间连接杆螺纹处弯曲。即，现有件平均为26 kN 左右失稳与KD 原件在27 kN 下失稳相当。

1.4 前束连杆压缩弯曲后的疲劳试验

对压弯后的件做疲劳试验，试验条件：沿杆子轴向加载力：±5 500 N，加载频率：5 Hz。主要模拟杆子在先弯曲的情况下，到完全断裂的寿命是多长。结果现有件做疲劳试验次数10 360 次，同等条件下KD件10 628 次，如图2，3 所示。断口位置及断面也非常相似和接近，由此可得出，一旦杆子受轴向力或弯矩弯曲后，很快在轴向力的继续作用下疲劳断裂。所以强度设计的前提是，大幅度提高杆子压缩失稳的载荷，这样才能提高其疲劳性能。

2 设计改进

2.1 结构改进设计

由工程力学知识可知，提高杆子的抗弯曲能力，必须要尽量提高杆子的截面系数[6-7]。避免在一根杆子中间出现截面或者直径变化过于突然的结构，存在这种结构设计很容易出现应力集中并成为强度最薄弱的环节[8]。在改进设计时，应考虑整根杆子的直径过渡平顺，不出现突变。在调研类似后前束连杆的设计，提出将原双头螺栓结构改为外六角形结构，目的是方便调整前束，两端加工内螺纹的空心套管用于连接两端的主杆。此结构最大优点是杆子整体刚性变强，抗弯和抗屈曲能力有大幅度提升，其结构，如图4 所示。

2.2 CAE强度对比分析

选取整车最恶劣的受力工况，此工况为在杆子端部加弯矩150 N·m。在相同工况下通过CAE 分析改进前后的应力值。原设计状态的应力结果，如图5 所示，最大应力处在双头螺栓处达到540 MPa，此应力远大于45#的屈服应力；而优化改进后的结构在相同的工况下受力比原设计状态要小很多，只有160 MPa，最大应力出现在主杆子的表面，如图6 所示，小于20#钢的屈服极限245 MPa。所以通过结构的优化，杆子（材料20#钢）的受力变小很多，可见中间六角套管的结构改进是合理的，效果也很明显。

3 改进实施

将不同的材料及热处理方式，以及中间的不同长度的中接六角连杆短杆长80 mm，长六角连杆长度为120 mm，组合成不同的连杆总成，进行屈曲能力对比测试，测试结果，如表2 所示。图7 示出不同组合后的前束拉杆压弯情况对比。

表2 不同组合的前束拉杆压弯力值 kN

从力值与稳定性来看当两端主杆子为20＃钢去应力退火时，压缩屈曲能力较之前提升了近1 倍；当主杆子为冷拔管时，其压缩弯曲力值相对较小，且短调节管时力值不稳定。去应力退火又称低温退火，根据材料和工件尺寸采用不同的保温时间，然后进行缓慢冷却，这种退火主要用来消除铸件、锻件、焊接件、热轧件及冷拉件等的残余应力，目的是使金属内部组织达到或接近平衡状态，获得良好的工艺性能和使用性能，如强度、韧性和疲劳性能[9]。先确定主杆为去应力退火状态，再进行详细的质量和尺寸对比，最后确定最终改进方案。

3.1 尺寸与质量对比

主杆采用去应力退火热处理方式，总成结构示意图，如图8 所示，各部分具体尺寸，如表3 所示。

表3 2种改进方案与现状态尺寸对比表

从图8 可以看到，改进方案中的主杆由原来的φ22×5.0，变为φ19×4.5，材料仍然为20#钢，但原来为冷拔管，改进方案为冷拔管去应力退火。量产件与2种改进方案进行质量对比，如表4 所示，改进方案1 为短中间连杆80 mm，方案2 为长中间连杆120 mm，质量最轻的为方案1。

表4 2种改进方案与现状态质量对比kg

3.2 装车验证前束调整

将新改进的杆子，装车验证，因中间外六角套管长度为80 mm，后轮前束可较容易地调整至设计值（12±7.5）'，2 个锁紧螺母一个白色左旋螺纹，一个黄色右旋螺纹拧紧力矩均为（90±5）N·m，以表面镀黄锌和白锌区别开来。杆子与后副车架距离也较合理，空载状态下在25 mm，如图9 所示。经整车可靠性试验3 万km 综合路试验后，再无弯曲与断裂的故障现象出现，说明改进后的后前束拉杆强度可靠，安全系数高。

4 结论

后前束连杆主要是抗弯曲能力弱和强度安全系数不高，导致侧向受力时弯曲，进而疲劳断裂。通过多方案对比，当主杆为去应力退火，中间连杆长度为80 mm的六角调节管的改进方案，质量最轻，强度最高，屈曲能力达52 kN 左右，约为目前力值的2 倍，刚性强度得到大幅提高。改进后的杆子与周边间隙合理，前束调整的方便性也大大提高。改进后可有效解决后前束拉杆断裂及弯曲现象的发生。