轉(zhuǎn)向拉桿極限承載力的仿真分析

陳泳

(四川望錦機械有限公司，四川成都 610200)

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轉(zhuǎn)向拉桿極限承載力的仿真分析

陳泳

(四川望錦機械有限公司，四川成都 610200)

摘要：研究影響轉(zhuǎn)向拉桿極限承載力的3個主要環(huán)節(jié)，并對每個環(huán)節(jié)進行仿真分析。通過對轉(zhuǎn)向拉桿總成折彎力的分析，闡述了線性屈曲和非線性屈曲在應(yīng)用上的差異。分析內(nèi)拉桿球鉸鉚接裝配過程，力矩和擺角均達到設(shè)計目標。在內(nèi)拉桿的拉脫力和外拉桿球銷的彎曲強度分析中牽涉到了材料的損傷，采用ABAQUS顯式分析完成計算。仿真分析的應(yīng)用，實現(xiàn)了轉(zhuǎn)向拉桿極限承載力的正向設(shè)計。

關(guān)鍵詞：轉(zhuǎn)向拉桿；極限承載力；顯式分析

0引言

轉(zhuǎn)向拉桿是汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)末端的運動及載荷輸出的機構(gòu)，2個鉸接的球頭一端連接在轉(zhuǎn)向器的齒條上，另一端連接在車輪的轉(zhuǎn)向節(jié)上。方向盤的轉(zhuǎn)動經(jīng)過了轉(zhuǎn)向器傳遞，其輸出的載荷再由轉(zhuǎn)向拉桿牽引車輪達到所需要的轉(zhuǎn)向角度。因此，轉(zhuǎn)向拉桿的強度是設(shè)計中的重要環(huán)節(jié)。為了滿足所需的轉(zhuǎn)向力，采用仿真的方法來驗證轉(zhuǎn)向拉桿的極限承載力，能有效降低設(shè)計風險，保證開發(fā)的周期，實現(xiàn)正向設(shè)計。

轉(zhuǎn)向拉桿的工況僅有拉壓2個狀態(tài)，且都是由轉(zhuǎn)向器的齒條輸出到轉(zhuǎn)向拉桿，因此轉(zhuǎn)向拉桿極限承載力的設(shè)計必須大于這個齒條的最大輸出力[2]并留有一定的安全系數(shù)。在壓縮承載時，需校核轉(zhuǎn)向拉桿總成的折彎力和外拉桿球銷的徑向彎曲強度；在拉伸承載時，需校核內(nèi)拉桿球頭的拉脫力。文中僅對這3個主要的極限承載力進行分析，關(guān)于螺紋的連接強度可參考標準來設(shè)計和校核，其他的強度設(shè)計環(huán)節(jié)如外拉桿球銷的拉、壓脫力與內(nèi)拉桿球頭的拉脫力類似，此處略。圖1是轉(zhuǎn)向拉桿產(chǎn)品的裝配結(jié)構(gòu)圖。

1轉(zhuǎn)向拉桿總成折彎力的分析

1.1細長桿的折彎力線性計算

轉(zhuǎn)向拉桿根據(jù)外拉桿即OBJ(Outer Ball Joint)的形狀不同有3種常見的結(jié)構(gòu)：(1)直桿，這個可以根據(jù)經(jīng)典的力學公式近似計算折彎力；(2)OBJ有一個單向彎曲；(3)OBJ有2個方向的彎曲。后2類拉桿的折彎力只能通過CAE計算得到。3種常用拉桿形狀如圖2所示。OBJ設(shè)計為彎曲的形狀主要是源于汽車懸架上下極限跳動及轉(zhuǎn)向極限工況下，為了避讓車輪、控制臂等底盤零件，防止干涉的發(fā)生。

直型的轉(zhuǎn)向拉桿可經(jīng)過簡化后按兩端鉸支細長桿來快速估算其折彎力。將圖2(a)所示轉(zhuǎn)向拉桿簡化為圖3(a)所示的細長桿，已知桿的材料為40Cr，最小處直徑d為14 mm，鉸支中心距為371 mm。其彈性模量為205 GPa，屈服強度為786 MPa。先驗算是否滿足大柔度桿的定義[2]：

在滿足大柔度桿的前提下，進行臨界壓力即折彎力的計算：

同樣的模型參數(shù)，采用CAE線性屈曲的方法計算，得到預(yù)載荷1 kN下的屈曲特征值為：

αEigenValue=26.324,F=1 kN

則折彎力的計算如下，結(jié)果見圖3(b)。

Pcr=αEigenValue×F=26.324 kN

1.2轉(zhuǎn)向拉桿折彎力的非線性分析

對更廣泛類型的轉(zhuǎn)向拉桿的折彎力進行分析，需要考慮材料非線性、幾何非線性。首先還是要對模型做合理的簡化?；趦啥算q支的分析，只須保留中部桿件，即橫拉桿、球銷套和螺母3個零件，鉸支點的約束中心取兩端的球心，桿件中部的連接螺紋簡化成Tie約束。以上簡化，有效減少了分析中的接觸對，避免了大量不必要的計算工作量。

對鉸支約束的設(shè)置：一端限制3個移動自由度，另一端限制2個移動自由度并向壓縮方向施加強制位移5 mm。單元類型采用C3D10，網(wǎng)格大小取2，材料設(shè)置為彈塑性，并開啟分析設(shè)置中的非線性，同時還要充分考慮實際制造模型相對理論模型建模中可能存在的缺陷[3]。最后計算結(jié)果為26.257 kN，圖4為幾個階段的模型，圖5為折彎力分析的曲線。

非線性的分析方法，不僅適用于直型的轉(zhuǎn)向拉桿，而且更廣泛適用于其他各種彎曲形式的轉(zhuǎn)向拉桿分析。圖6為折彎后的實物，試驗測試的折彎力為26.391 kN。

2內(nèi)拉桿拉脫力的仿真

2.1內(nèi)拉桿球鉸鉚接裝配過程的分析

球鉸的設(shè)計較復(fù)雜，存在多個設(shè)計要素相互關(guān)聯(lián)的問題。球鉸的鉚接裝配過程又是各設(shè)計要素形成的過程，鉚接后需要驗證每個參數(shù)是否都達到了設(shè)計指標，這里僅以內(nèi)拉桿即IBJ(Inner Ball Joint)的鉚接裝配過程為例進行介紹。在依據(jù)轉(zhuǎn)向拉桿的使用工況初步選定IBJ球頭直徑、球頭座類型后，按體積不變的方法計算鉚接變形后的球頭座和球頭套幾何尺寸，初算其滿足擺角要求后，再通過仿真來精確模擬IBJ的鉚接裝配，以驗證設(shè)計值是否能達到目標。變形部分的體積經(jīng)過計算展開得到的球頭套幾何模型見圖7(a)，球頭座、橫拉桿球頭端及其組合件的圖見圖7(b)、(c)、(d)。

對鉚接過程總共做了4個分析步[4]：(1)將球頭座預(yù)壓入球頭套；(2)將鉚接模下移至鉚接高度；(3)將鉚接模提升起來讓球鉸有一個彈性回復(fù)；(4)對鉚接成型的球鉸通過轉(zhuǎn)動球頭進行力矩的測定。球鉸的設(shè)計匹配目標：(1)要滿足接觸壓強的合理分布；(2)最終力矩、剛度達到設(shè)計要求值。為減少分析計算量并提高分析的收斂性，對分析模型采用了軸對稱模型，球頭套、球頭座及球頭的材料均根據(jù)試驗機實測出應(yīng)力應(yīng)變曲線[5]。分析模型的單元類型為CGAX4R，網(wǎng)格取0.3 mm。分析中，需要根據(jù)力矩的大小來調(diào)節(jié)鉚接的深度。圖8是前3個分析步的分析結(jié)果，鉚接完成后的轉(zhuǎn)動力矩達到4 N·m。圖9為鉚接后的實物。

圖8IBJ鉚接分析輸入模型 圖9IBJ鉚接后實物

當力矩、剛度、接觸壓強都滿足需求后，再對擺角進行確認。分析擺角，首先需要將前面分析的鉚接成型后的球頭套和球頭座的變形網(wǎng)格導(dǎo)出，經(jīng)過數(shù)據(jù)處理后輸出為DXF的格式，然后在CAD里面進行裝配確認，見圖10。經(jīng)確認擺角為30.5°達到設(shè)計目標。

2.2內(nèi)拉桿拉脫力仿真

由于在內(nèi)拉桿球頭拉脫的過程中會出現(xiàn)擠壓并剪斷球頭座的現(xiàn)象，因此對IBJ的拉脫力分析，若要精確地復(fù)現(xiàn)拉脫過程，應(yīng)優(yōu)先采用顯式分析，輸入球頭座材料的損傷失效參數(shù)[6]并同時應(yīng)用單元刪除技術(shù)，這樣計算過程更容易收斂。若只有材料的彈塑性數(shù)據(jù)是無法實現(xiàn)有材料失效過程的仿真分析。以常見的單軸拉伸為例，單軸拉伸曲線中有個下降段。而這個下降段反映了從試樣的頸縮到斷裂的過程，也就是材料的損傷和損傷演化的過程，而彈塑性材料是不包含這個過程的。建模方面，則需要根據(jù)鉚接分析變形的結(jié)果重新建立三維實體模型，然后約束住球頭套，給球頭銷向上的強制位移，并在后處理中輸出球頭銷所受的反力與位移。拉脫力的分析結(jié)果見圖11。

當然對拉脫力也有更簡化的分析方法，只需要在前面鉚接的隱式分析基礎(chǔ)上直接增加一個分析步，給球頭一個向上的強制位移，但這種分析在拉脫過程中可能會因為球頭座剪斷導(dǎo)致網(wǎng)格畸變使計算出現(xiàn)不收斂的情況。如果出現(xiàn)了這種情況，還可以采用另外一個方法來解決，就是在拉脫力計算建模時刪除球頭座，這個件的刪除對IBJ拉脫力峰值的影響較小，但拉脫力曲線將看不到因球頭座剪斷所形成的載荷突變過程。

3外拉桿球銷彎曲強度分析

外拉桿球銷在工作中需要穩(wěn)定地傳遞轉(zhuǎn)向力，其常見失效部位是頸部和大端固定位置。在球銷的詳細設(shè)計中，球銷頸部及大端的形狀尺寸要根據(jù)球頭直徑大小、工作擺動角度、給定的轉(zhuǎn)向節(jié)安裝空間、防塵罩的密封結(jié)構(gòu)等綜合確定。

如果參考試驗狀態(tài)來建模和分析的話，完整的球銷彎曲強度分析的模型零件多、計算量較大，見圖12。通過合理簡化分析模型，球銷只保留懸伸的部分，壓頭簡化成一個圓片。 約束設(shè)置中，球銷大端面約束6個自由度，壓頭約束5個自由度只保留向下的強制位移。球銷網(wǎng)格小于1 mm且局部加密至0.5 mm，壓板網(wǎng)格小于0.5mm，單元類型為C3D8R。球銷的徑向壓彎要達到失效破壞，和前面的球頭座被剪斷的拉脫力分析類似，采用ABAQUS顯式分析求解器分析[7]，輸入材料的損傷失效參數(shù)并同時應(yīng)用單元刪除技術(shù)。球銷壓彎后的結(jié)果見圖13。

4結(jié)束語

(1) 對汽車轉(zhuǎn)向拉桿的極限載荷包括轉(zhuǎn)向拉桿總成折彎力、IBJ球頭拉脫力、OBJ球銷彎曲強度做了仿真分析，計算結(jié)果分別為26.257、50.528、39.598 kN，對比試驗結(jié)果分別為26.391、50.845、39.927 kN，其計算精度完全滿足設(shè)計需求。

(2)仿真模型的合理簡化是保證分析成功的關(guān)鍵要素之一。面向工程應(yīng)用的仿真分析，需要快速響應(yīng)設(shè)計驗證的需求，只有準確地抓住分析模型本質(zhì)來展開對模型的簡化，才能得到準確又高效的分析結(jié)果。文中所做的3個分析模型都得到了充分的簡化。

(3)ABAQUS的顯式分析求解器在應(yīng)對大變形、復(fù)雜接觸、材料失效、斷裂等仿真分析有獨特的優(yōu)勢，少有不收斂的問題，計算結(jié)果精度較好，但在準靜態(tài)分析中需注意選擇合適的加載速度，并且模型的動能不應(yīng)超過內(nèi)能的5%～10%[8]。

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Simulation Analysis on Ultimate Strength of Steering Tie Rod

CHEN Yong

(Sichuan Wangjin Machinery Co.,Ltd., Chengdu Sichuan 610200,China)

Keywords:Steering tie rod；Ultimate strength；Explicit analysis

Abstract:Three main links influencing the ultimate strength of steering tie rod were investigated, and the simulation analyses were carried on. Through the analysis about steering tie rod assembly buckling load, the differences of linear buckling and nonlinear buckling in application were expounded. The inner ball joint riveting assembly process was analyzed, it was shown that the torque and angular achieved the design targets.In the analysis process about pulling out and bending strength, material damage was involved,so ABAQUS software was used to complete calculation. The application of simulation analysis has realized the forward designed for the steering tie rod ultimate strength.

收稿日期：2016-01-03

作者簡介：陳泳(1975—)，男，本科，工程師，從事CAD/CAE/CAM技術(shù)的研究。E-mail：balljoint@163.com。

中圖分類號:TH123

文獻標志碼：A

文章編號：1674-1986(2016)03-031-05