盧柳林,馮繼軍,黃文長,彭賢鋒
(東風(fēng)汽車有限公司東風(fēng)商用車技術(shù)中心,武漢 430056)
汽車轉(zhuǎn)向橫拉桿為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的保安件,其對汽車的行駛安全至關(guān)重要。當(dāng)轉(zhuǎn)向橫拉桿出現(xiàn)斷裂時,輕則會出現(xiàn)汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)失效,重則會造成嚴(yán)重事故[1-2]。
某公司生產(chǎn)的汽車用轉(zhuǎn)向橫拉桿多次發(fā)生斷裂。通過對多起事故進(jìn)行現(xiàn)場分析,確認(rèn)轉(zhuǎn)向橫拉桿先是受意外沖擊力下出現(xiàn)彎曲,后因其結(jié)構(gòu)改變而受不對稱的雙向彎曲應(yīng)力,最終導(dǎo)致雙向彎曲疲勞斷裂的發(fā)生。
轉(zhuǎn)向橫拉桿材料牌號為40Cr,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理,硬度值要求25~32 HRC。通過對斷裂件的金相組織、化學(xué)成分和硬度進(jìn)行分析,同時結(jié)合ANSYS有限元受力分析,以找出其斷裂原因,并提出改進(jìn)措施。
圖1為轉(zhuǎn)向橫拉桿的斷裂實物局部形貌。斷裂部位位于螺紋與直桿的過渡處,斷口呈雙向彎曲疲勞特征,裂紋從螺紋根部相對應(yīng)的兩側(cè)起源,并向心部擴(kuò)展,擴(kuò)展過程明顯不對稱。根據(jù)疲勞裂紋的閉合特征,將斷裂的拉桿拼合,如圖1所示,轉(zhuǎn)向橫拉桿斷裂處發(fā)生了明顯的彎曲變形,而正常服役的轉(zhuǎn)向橫拉桿應(yīng)為直桿。拉桿表面未見任何異常碰撞及干涉痕跡。
圖2為轉(zhuǎn)向橫拉桿的斷口形貌。由圖可見,斷口分為3個區(qū)域。Ⅰ區(qū)和Ⅱ區(qū)均為疲勞擴(kuò)展區(qū),Ⅰ區(qū)為一側(cè)的疲勞擴(kuò)展區(qū),面積約占斷口總面積的1/2;Ⅱ區(qū)為另一側(cè)的疲勞擴(kuò)展區(qū),面積約為斷口總面積的1/4,兩側(cè)裂紋源區(qū)均起始于與轉(zhuǎn)向橫拉桿彎曲變形方向一致的螺紋根部。Ⅲ區(qū)為瞬斷區(qū)[3]。
圖1 轉(zhuǎn)向橫拉桿的斷裂實物Fig.1 Macro appearance of the fractured steering tie-rod
圖2 失效轉(zhuǎn)向橫拉桿的斷口形貌Fig.2 Macro appearance of the fracture surface
將轉(zhuǎn)向橫拉桿斷口經(jīng)超聲波清洗后,在LEO1450VP掃描電子顯微鏡下進(jìn)行觀察,裂紋源區(qū)未見任何明顯缺陷,裂紋擴(kuò)展區(qū)的微觀形貌為疲勞條帶特征(圖3),心部瞬斷區(qū)的微觀形貌為韌窩特征(圖4)。
圖3 疲勞擴(kuò)展區(qū)的微觀特征Fig.3 Micro appearance of the fatigue propagation region
圖4 瞬斷區(qū)的韌窩特征Fig.4 Dimple fracture of the final rupture region
對轉(zhuǎn)向橫拉桿的化學(xué)成分進(jìn)行分析,結(jié)果見表1??梢姡D(zhuǎn)向橫拉桿的化學(xué)成分符合GB/T 3077—1999標(biāo)準(zhǔn)中對40Cr的要求。
表1 轉(zhuǎn)向橫拉桿的化學(xué)成分以及技術(shù)條件 (質(zhì)量分?jǐn)?shù)/%)Table 1 Chemical composition and the requirements of the steering tie-rod(mass fraction/%)
在距轉(zhuǎn)向橫拉桿斷口約15 mm的螺紋部位取樣,分別磨制縱截面和橫截面的金相樣品,經(jīng)4%(質(zhì)量分?jǐn)?shù))HNO3酒精溶液侵蝕后,金相組織為均勻細(xì)致的回火索氏體。
斷裂轉(zhuǎn)向橫拉桿的硬度值分別為:26.0、25.5、26.0 HRC,其硬度值均符合技術(shù)條件要求(25~32 HRC)。
由上述化學(xué)成分、金相組織及硬度分析可見,斷裂的轉(zhuǎn)向橫拉桿材質(zhì)符合技術(shù)條件。
正常服役的轉(zhuǎn)向橫拉桿零件應(yīng)為直桿,轉(zhuǎn)向橫拉桿在斷裂前,首先在力的作用下造成螺紋與直桿的過渡處產(chǎn)生了彎曲變形。
通過對裝配現(xiàn)場和對裝配后的車輛進(jìn)行檢查分析,可以排除裝配不正?;蛟谑褂眠^程中發(fā)生干涉等因素造成轉(zhuǎn)向橫拉桿彎曲變形的可能性。為進(jìn)一步分析轉(zhuǎn)向橫拉桿力的來源,對轉(zhuǎn)向橫拉桿的工作原理及使用工況進(jìn)行了分析。
轉(zhuǎn)向橫拉桿的工作原理:汽車在轉(zhuǎn)向時,轉(zhuǎn)向器中齒條作橫向移動,使左右轉(zhuǎn)向橫拉桿一個受壓、一個受拉,同時轉(zhuǎn)向橫拉桿帶動左右轉(zhuǎn)向節(jié)臂和轉(zhuǎn)向臂繞主銷轉(zhuǎn)動,使得轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)一定角度。為便于分析,將轉(zhuǎn)向橫拉桿受力狀態(tài)進(jìn)行簡化(圖5),汽車轉(zhuǎn)向時,轉(zhuǎn)向橫拉桿受到轉(zhuǎn)向器齒條推(拉)力為?F;車輪上下跳動,使轉(zhuǎn)向橫拉桿產(chǎn)生角度為?S的擺動。查閱相關(guān)資料,輕型車轉(zhuǎn)向器及微型車轉(zhuǎn)向器所加載力F取5 000 N,最大擺動角度?S 為 30°[4-5]。
圖5 轉(zhuǎn)向器機(jī)構(gòu)及轉(zhuǎn)向橫拉桿受力模型Fig.5 Analysis of the forces acting on the steering tie-rod
由上述工作原理可見,轉(zhuǎn)向橫拉桿在工作時,會受到轉(zhuǎn)向器齒條推(拉)力,為確定該力是否會使轉(zhuǎn)向橫拉桿變形,運用有限元對轉(zhuǎn)向橫拉桿進(jìn)行模擬分析。
1)創(chuàng)建有限元模型
由于轉(zhuǎn)向橫拉桿尾部螺紋的5/6將與螺紋套筒進(jìn)行裝配,因此,可將螺紋套筒和螺紋視為一體。為建模和劃分網(wǎng)格方便,將余下上端螺紋看作光桿。因球頭座僅起支撐球頭改變拉桿方向的作用,因此,模擬轉(zhuǎn)向橫拉桿的實際工作情況時可以忽略其影響。利用ANSYS建立了轉(zhuǎn)向橫拉桿的實體模型。
選擇計算單元 Solid Brick 20-nod95(Solid95)。Solid95是三維20節(jié)點六面體結(jié)構(gòu)實體單元(Solid45的高階單元),允許使用不規(guī)則的形狀同時能保證其精度,Solid95有相容的位移形狀,適用于曲線邊界的建模。每個節(jié)點有3個自由度:沿結(jié)點坐標(biāo)X、Y、Z方向的平動;Solid95有塑性、蠕變、應(yīng)力強化、大變形和大應(yīng)變的功能[6]。
使用自由網(wǎng)絡(luò)化命令,可利用實體模型線段長度、曲率自動進(jìn)行最佳網(wǎng)絡(luò)化,所得有限元模型單元數(shù)為197 334,節(jié)點數(shù)為275 433(圖6)。
轉(zhuǎn)向橫拉桿材料牌號為40Cr,采用整體調(diào)質(zhì)處理,其彈性模量E=2.11×106MPa,泊松比μ=0.277[7]。
圖6 有限元分網(wǎng)模型Fig.6 Mesh for FEM
2)施加約束條件和載荷
由于汽車在不同路面以及工況下行駛時轉(zhuǎn)向橫拉桿受力大小和方向各不相同,為便于分析,對轉(zhuǎn)向橫拉桿受力情況進(jìn)行簡化。當(dāng)車輪發(fā)生跳動時,轉(zhuǎn)向橫拉桿產(chǎn)生角度為S的擺動。由于轉(zhuǎn)向橫拉桿的球面與球頭座相連,在球頭座的約束下,只能產(chǎn)生水平方向的位移;因此,轉(zhuǎn)向橫拉桿受力時,可以只考慮水平方向力F。將F通過球面分解為沿桿身方向和垂直于桿身方向的兩個分力,兩個分力與F的夾角分別為 θ和90°-θ(θ=S)。求
解時,對轉(zhuǎn)向橫拉桿末端施加全自由度約束,對轉(zhuǎn)向橫拉桿頭部施加與桿身方向平行的力Fcosθ和垂直于桿身方向的力Fsinθ。
3)利用ANSYS軟件對轉(zhuǎn)向橫拉桿進(jìn)行計算
對θ為0°和15°時的2種極限工況進(jìn)行了計算,水平方向力F=5 000 N。經(jīng)計算,當(dāng)車輪未發(fā)生跳動(θ為0°)時,水平拉(壓)力F與桿身平行,其轉(zhuǎn)向橫拉桿所得的等效應(yīng)力分布圖見圖7a;當(dāng)車輪發(fā)生跳動,且使擺動角度達(dá)到最大值S=30°(θ為15°)時,轉(zhuǎn)向橫拉桿所得的等效應(yīng)力分布圖見圖7b。
圖7 轉(zhuǎn)向橫拉桿的應(yīng)力分布圖Fig.7 Stress distribution of the steering tie-rod
由于未能得到轉(zhuǎn)向橫拉桿的圖紙及其實際受力數(shù)值,故只能參考相關(guān)資料進(jìn)行計算做定性分析。
根據(jù)上述分析,可以得出以下結(jié)論:1)車輪未跳動的工況下,轉(zhuǎn)向橫拉桿各處應(yīng)力值基本相同,未見明顯的應(yīng)力集中部位;2)當(dāng)車輪跳動時,發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)向橫拉桿螺紋與直桿的過渡部位出現(xiàn)應(yīng)力峰值;3)轉(zhuǎn)向橫拉桿螺紋與直桿的過渡部位為零件最為薄弱的部位。
綜合上述分析,球頭的材質(zhì)和熱處理工藝正常。
ANSYS有限元模擬分析可以看出:1)轉(zhuǎn)向橫拉桿在車輪跳動幅度較小時,拉桿各處應(yīng)力值基本相同,且螺紋與直桿的過渡部位無明顯應(yīng)力集中,可以排除正常的轉(zhuǎn)向推(拉)力使轉(zhuǎn)向橫拉桿在螺紋與直桿過渡處產(chǎn)生彎曲變形的可能。2)車輪發(fā)生較大幅度的跳動時,轉(zhuǎn)向橫拉桿受到來自正常的轉(zhuǎn)向推力和凹凸不平路面對車輪沖擊載荷的共同作用,此時在拉桿最為薄弱的螺紋與直桿過渡部位具有最大應(yīng)力峰值(圖7b),故造成拉桿發(fā)生彎曲變形,從而使彎曲部位的受力狀態(tài)發(fā)生變化,同時因拉桿在承受彎曲載荷時表面應(yīng)力最大,螺紋與直桿的過渡處相當(dāng)于一個缺口,進(jìn)一步加劇了轉(zhuǎn)向橫拉桿的應(yīng)力集中。轉(zhuǎn)向橫拉桿在正常的拉壓力作用下,使疲勞裂紋從彎曲轉(zhuǎn)向橫拉桿最薄弱的第一扣螺紋根部兩側(cè)起源并向心部擴(kuò)展,最終導(dǎo)致轉(zhuǎn)向橫拉桿發(fā)生雙向彎曲疲勞斷裂。
以上分析表明,因車輛行駛條件為不定因素,即車輪易產(chǎn)生跳動是不可避免的,故只要車輪產(chǎn)生跳動就會對轉(zhuǎn)向橫拉桿產(chǎn)生異常沖擊力,從而導(dǎo)致轉(zhuǎn)向橫拉桿在應(yīng)力集中處發(fā)生彎曲變形,使彎曲部位的受力狀態(tài)發(fā)生變化,導(dǎo)致轉(zhuǎn)向橫拉桿發(fā)生雙向彎曲疲勞斷裂。
1)轉(zhuǎn)向橫拉桿為雙向彎曲疲勞斷裂;
2)拉桿在車輪大輻跳動產(chǎn)生異常沖擊力的作用下發(fā)生彎曲,從而造成彎曲部位的受力狀態(tài)發(fā)生變化,導(dǎo)致轉(zhuǎn)向橫拉桿發(fā)生雙向彎曲疲勞斷裂;
3)建議加強轉(zhuǎn)向橫拉桿薄弱部位的承載能力,避免在轉(zhuǎn)向橫拉桿應(yīng)力集中的薄弱處設(shè)計螺紋。
[1]張崢,趙子華,蘇梅,等.某轉(zhuǎn)向橫拉桿斷裂原因分析[J].理化檢驗:物理分冊,2005,41(Z1):169-173.
[2]丁大偉,徐學(xué)東,姜公鋒,等.汽車轉(zhuǎn)向拉桿斷裂失效分析[J].失效分析與預(yù)防,2008,3(4):28-32.
[3]張棟,鐘培道,陶春虎,等.失效分析[M].北京:國防工業(yè)出版社,2005:131-136.
[4]金良.汽車轉(zhuǎn)向拉桿及球頭銷壽命試驗臺的開發(fā)[J].汽車技術(shù),2001,5:21-23.
[5]《汽車工程手冊》編委會.汽車工程手冊[M].北京:人民交通出版社,2001:574-628.
[6]張朝暉.ANSYS 8.0結(jié)構(gòu)分析及實例解析[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2005:163-180.
[7]《機(jī)械工程材料性能數(shù)據(jù)手冊》編委會.機(jī)械工程材料性能數(shù)據(jù)手冊[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1994:199-204.