某輕型卡車轉(zhuǎn)向器支架斷裂原因分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

陳健,劉俊紅，肖東方

(1.安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽合肥 230601； 2.東風(fēng)精密鑄造有限公司，湖北十堰 442714)

某輕型卡車轉(zhuǎn)向器支架斷裂原因分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

陳健1,劉俊紅1，肖東方2

(1.安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽合肥 230601； 2.東風(fēng)精密鑄造有限公司，湖北十堰 442714)

汽車轉(zhuǎn)向器支架是轉(zhuǎn)向器與車架之間的重要連接件，為了保證支架的安全可靠性，在設(shè)計階段必須保證支架有足夠強度，同時應(yīng)避免結(jié)構(gòu)冗余，影響車輛輕量化要求。結(jié)合某輕型卡車市場出現(xiàn)方向機支架斷裂問題，利用HyperWorks軟件對斷裂轉(zhuǎn)向器支架進行有限元分析，并對改進結(jié)構(gòu)實施拓撲優(yōu)化，優(yōu)化后支架與斷裂支架比較，最大應(yīng)力由189.4 MPa降低到142.4 MPa，質(zhì)量減輕38%。最終通過實驗驗證了優(yōu)化支架的可靠性，說明基于CAE的結(jié)構(gòu)分析和拓撲優(yōu)化，能為產(chǎn)品故障分析提供手段，為產(chǎn)品設(shè)計和輕量化提供有效解決方案。

轉(zhuǎn)向器支架；拓撲優(yōu)化；實驗驗證；CAE分析

0 引言

輕型卡車轉(zhuǎn)向器一般通過轉(zhuǎn)向器支架與車架相連，支架起到固定、承載轉(zhuǎn)向器的作用，其設(shè)計品質(zhì)的優(yōu)劣直接影響到轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的可靠性及車輛操縱的安全性，在設(shè)計階段必須進行充分的理論計算和校核，保證支架有足夠的強度。為了使零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計更合理，可以利用優(yōu)化技術(shù)對支架進行優(yōu)化設(shè)計?；谟邢拊治龅耐負鋬?yōu)化技術(shù)，它能在給定的設(shè)計空間內(nèi)尋求最佳的材料分布。通過對零部件進行拓撲優(yōu)化分析，可以有針對性地對總體結(jié)構(gòu)和具體結(jié)構(gòu)進行設(shè)計[1]。

結(jié)合某輕型卡車市場出現(xiàn)的轉(zhuǎn)向器支架批量斷裂問題，有必要對轉(zhuǎn)向器支架結(jié)構(gòu)進行有限元分析驗證，以快速改進和開發(fā)滿足市場用戶需求的轉(zhuǎn)向器支架。

1 轉(zhuǎn)向器支架斷裂原因判斷

轉(zhuǎn)向器支架在車輛行駛過程中要承受轉(zhuǎn)向器重力和轉(zhuǎn)向力矩的作用，在設(shè)計強度不足、工況惡劣及使用不當(dāng)?shù)葼顩r下，轉(zhuǎn)向器支架壽命都會大大縮短，即會出現(xiàn)斷裂問題。某轉(zhuǎn)向器支架在車輛出售平均6個月、行駛10 000 km時批量斷裂，支架斷裂位置如圖1所示。

圖1 轉(zhuǎn)向器支架斷裂位置圖

開裂支架為整體鑄件，材料為球墨鑄鐵QT450，為了提高轉(zhuǎn)向輕便性，將轉(zhuǎn)向器由機械轉(zhuǎn)向改為動力轉(zhuǎn)向，轉(zhuǎn)向器最大輸出扭矩由960 N·m提升為1 920 N·m，轉(zhuǎn)向器支架未做結(jié)構(gòu)改進。

對斷裂的市場樣件進行金相檢測分析，結(jié)果如表1所示。

表1 支架金相檢測數(shù)據(jù)

根據(jù)檢測結(jié)果，可以排除零件生產(chǎn)質(zhì)量問題，推斷出支架斷裂最可能的原因是設(shè)計強度不足。

2 斷裂轉(zhuǎn)向器支架的有限元分析

根據(jù)推斷結(jié)果，對斷裂支架進行強度分析、改進和優(yōu)化，具體實施流程見圖2。

圖2 轉(zhuǎn)向器支架的強度分析、改進和優(yōu)化流程圖

2.1 模型建立

轉(zhuǎn)向器支架將轉(zhuǎn)向器與車架相連，外側(cè)通過4個螺紋孔固定轉(zhuǎn)向器，內(nèi)側(cè)用5個通孔與車架螺栓連接，上方安裝駕駛室翻轉(zhuǎn)支架，轉(zhuǎn)向器支架主要受轉(zhuǎn)向器的重力、駕駛室重力和轉(zhuǎn)向器輸出力矩的反作用力，轉(zhuǎn)向器的重力相對輸出力矩可忽略不計，具體結(jié)構(gòu)可參考圖3。

圖3 轉(zhuǎn)向器固定結(jié)構(gòu)簡圖

將點A作為施力點，施力大小為轉(zhuǎn)向器最大輸出扭矩除以搖臂兩中心點長度，即為1 920(N/m)/196(mm)×1 000=9 827 N，已知的條件為轉(zhuǎn)向器輸出軸的扭矩，通過搖臂傳遞在點A沿F方向的力為9 827 N，將搖臂與轉(zhuǎn)向器作為一個整體，則反作用力作用在轉(zhuǎn)向器輸出軸上的力也是9 827 N，方向與F相反。取轉(zhuǎn)向器輸出軸與搖臂相交中心為施力點B，施力方向沿-F方向，在模擬過程中將點B與轉(zhuǎn)向器支架4個固定孔位剛性聯(lián)結(jié)(RBE2)。

對于駕駛室施加在轉(zhuǎn)向器上的力，根據(jù)駕駛室實際安裝方式，將轉(zhuǎn)向器上平面4個固定孔與駕駛室質(zhì)心相連，并施加1/4駕駛室集中力。

利用Altair公司的HyperWorks有限元軟件建立轉(zhuǎn)向器支架的有限元模型(見圖4)，模型網(wǎng)格劃分成高階四面體單元90 318個，17個剛性單元，節(jié)點393 361個。

圖4 轉(zhuǎn)向器支架有限元分析模型

2.2 結(jié)果與分析

對開裂支架進行有限元分析，由于支架開裂位置明顯，在分析結(jié)果中，著重關(guān)注支架開裂處的應(yīng)力分布云圖及最大值。應(yīng)力云圖(圖5)顯示開裂處最大應(yīng)力值為189.4 MPa，此應(yīng)力值并沒有考慮沖擊載荷情況，與材料無疲勞缺口極限為210 MPa較為接近，安全系數(shù)低，在長期承受轉(zhuǎn)向作用力情況下，存在產(chǎn)生疲勞斷裂隱患。

圖5 轉(zhuǎn)向器支架開裂位置應(yīng)力云圖

3 轉(zhuǎn)向器支架改進結(jié)構(gòu)

3.1 改進結(jié)構(gòu)

從分析結(jié)果可以看出，轉(zhuǎn)向器支架在開裂位置上平面過渡急劇，使得轉(zhuǎn)向器支架后半部分處于懸掛狀態(tài)，造成開裂位置應(yīng)力較為集中。針對市場問題需要快速處理，根據(jù)以往設(shè)計經(jīng)驗，通過延長上平面，在下方增加加強筋的方式來改進轉(zhuǎn)向器支架，快速更換市場問題支架，減小問題損失，市場服務(wù)件具體結(jié)構(gòu)見圖6。

圖6 轉(zhuǎn)向器支架服務(wù)件結(jié)構(gòu)

3.2 結(jié)構(gòu)強度驗證

對服務(wù)件結(jié)構(gòu)進行應(yīng)力分析，如圖7所示，支架有限元模型開裂位置所受應(yīng)力最大值為138.3 MPa，與開裂支架相比，強度有較大改善。

圖7 服務(wù)件結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖

將服務(wù)件運用到市場車型后，經(jīng)過半年的跟蹤，沒有再出現(xiàn)開裂問題，說明上述原因分析正確，結(jié)構(gòu)改進合理。

4 服務(wù)件結(jié)構(gòu)的拓撲優(yōu)化

轉(zhuǎn)向器支架服務(wù)件雖然能滿足實際車輛使用強度要求，但支架質(zhì)量達8.7 kg，過于笨重，且改進措施較為粗獷，不符合全球汽車輕量化、精致化發(fā)展趨勢，需要對其進一步優(yōu)化。

利用HyperWorks中的OptiStruct模塊對支架進行拓撲優(yōu)化，拓撲優(yōu)化的目標(biāo)是尋找承載結(jié)構(gòu)的最佳材料分布方案，得到結(jié)構(gòu)最佳形狀。依據(jù)已知的負載或支撐等約束條件，解決材料的分布問題，從而使結(jié)構(gòu)的剛度達到最大或使輸出位移、應(yīng)力等達到規(guī)定要求[2-3]。

拓撲優(yōu)化分為3個步驟: (1)定義優(yōu)化區(qū)域；(2)定義優(yōu)化參數(shù)；(3)進行優(yōu)化計算。定義優(yōu)化參數(shù)包含定義約束、目標(biāo)函數(shù)、收斂公差等，Altair公司的OptiStruct模塊將單元的密度設(shè)為設(shè)計變量，單元密度在0～1連續(xù)變化，0和1分別代表空或?qū)崳虚g值代表假想的材料密度值[4-5]。對改進結(jié)構(gòu)的優(yōu)

化區(qū)域進行設(shè)置(如圖8所示)，應(yīng)力大小設(shè)為優(yōu)化約束，質(zhì)量最小為優(yōu)化目標(biāo)，優(yōu)化結(jié)果如圖9所示。

圖8 優(yōu)化區(qū)域設(shè)定(黑色：優(yōu)化區(qū)域)

圖9 材料優(yōu)化等值面圖(閥值取0.12)

5 轉(zhuǎn)向器支架的二次設(shè)計與有限元分析

5.1 轉(zhuǎn)向器支架的二次設(shè)計

利用拓撲優(yōu)化找到材料的最佳分布后，一般還要結(jié)合形狀優(yōu)化、尺寸優(yōu)化、Morph等工具對拓撲優(yōu)化結(jié)果進行更細致的優(yōu)化[3]。同時要綜合考慮裝配關(guān)系、制造工藝等因素。在CAD軟件中對優(yōu)化的幾何結(jié)構(gòu)進行二次設(shè)計，最終確定轉(zhuǎn)向器支架優(yōu)化結(jié)構(gòu)的實體模型如圖10所示。

圖10 優(yōu)化后的最終轉(zhuǎn)向器支架三維模型

5.2 優(yōu)化支架的有限元分析

對優(yōu)化后的支架重新建立有限元模型，對其強度進行分析，驗證優(yōu)化支架的性能優(yōu)劣。按照斷裂支架或改進支架的分析過程，對優(yōu)化支架的邊界條件、受力進行加載，計算應(yīng)力大小，由圖11可以看出：支架在開裂處的應(yīng)力最大值為142.4 MPa，與改進支架接近，比開裂支架應(yīng)力降低47 MPa，質(zhì)量減輕2.9 kg,但加工工藝難度有所提升，具體詳見表2。

圖11 優(yōu)化后支架應(yīng)力云圖

支架結(jié)構(gòu)開裂處最大應(yīng)力/MPa質(zhì)量/kg加工難度開裂支架189476易改進支架(服務(wù)件)138385易優(yōu)化支架142447難(精鑄)

6 支架疲勞壽命實驗驗證

6.1 實驗測試方案

利用型號為PLS-L50B4四通道電液伺服構(gòu)件疲勞試驗系統(tǒng)(見圖12)，分別對市場服務(wù)支架和優(yōu)化支架進行疲勞壽命實驗，根據(jù)轉(zhuǎn)向器實際工作環(huán)境，模擬對支架同時施加以下兩種疲勞工況：

工況1：扭矩施力點法向垂直于方向機安裝端面的幾何中心線上，扭矩大小為-2 000～2 000 N·m(方向機輸出扭矩1 920 N·m)，頻率為0.25 Hz，正弦波加載，直至產(chǎn)品斷裂或循環(huán)次數(shù)達到5萬次

工況2：前懸載荷施力點垂直于前懸下支架安裝端面的幾何中心，載荷大小為-3 000～3 000 N，頻率2.5 Hz，正弦波加載，試驗直至斷裂或循環(huán)次數(shù)達到20萬次，如20萬次無失效現(xiàn)象，隨扭矩載荷繼續(xù)做直至產(chǎn)品斷裂失效或者時間結(jié)束(144 h)具體施加載荷及約束，如圖13所示。

圖12 疲勞壽命試驗臺架

圖13 支架實驗載荷及約束加載位置示意圖

6.2 實驗結(jié)果

根據(jù)測試方案，經(jīng)過同時模擬工況1達5萬次和工況2達20萬次后，兩個支架均未出現(xiàn)永久變形、斷裂或開裂情況(詳見圖14—15)，改進支架和優(yōu)化支架均通過實驗技術(shù)要求，參見表3。

圖14 市場服務(wù)支架樣件實驗后照片

圖15 優(yōu)化支架樣件實驗后照片

實驗項目技術(shù)要求樣品實驗結(jié)果疲勞壽命模擬工況1和工況2同時加載市場服務(wù)支架扭矩載荷到達5萬次(前懸載荷20萬次后繼續(xù)施加)后，樣品未產(chǎn)生斷裂失效優(yōu)化支架扭矩載荷到達5萬次(前懸載荷20萬次后繼續(xù)施加)后，樣品未產(chǎn)生斷裂失效

7 結(jié)論

結(jié)合市場問題，對某輕型卡車轉(zhuǎn)向器支架開裂原因進行分析，利用金相檢測和CAE軟件分析，對開裂原因進行確認;根據(jù)CAE分析結(jié)果和以往設(shè)計經(jīng)驗對支架進行改進后，支架開裂處最大應(yīng)力下降27%，質(zhì)量上升12%，結(jié)構(gòu)較為笨重；用拓撲優(yōu)化技術(shù)對改進支架進一步優(yōu)化，優(yōu)化支架與開裂支架比較，開裂處最大應(yīng)力下降25%,質(zhì)量下降38%，優(yōu)化結(jié)果顯

著；最后，通過疲勞實驗驗證了優(yōu)化支架的可行性。

車輛出現(xiàn)的市場問題多種多樣，零部件失效原因也千變?nèi)f化，為了快速解決車輛問題，必須采用有效的手段對故障原因進行分析確認，利用現(xiàn)有的檢測設(shè)備結(jié)合CAE軟件分析是快速找到零部件失效原因的方法之一。而拓撲優(yōu)化技術(shù)能為設(shè)計人員設(shè)計合理結(jié)構(gòu)提供很好的手段，為傳統(tǒng)的簡單理論計算和個人的經(jīng)驗判斷提供依據(jù)，使零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計更加輕量化和精致化，從而提高產(chǎn)品質(zhì)量，增強產(chǎn)品競爭力。

【1】馬迅.懸置支架結(jié)構(gòu)的有限元分析與拓撲優(yōu)化設(shè)計[J].沈陽工業(yè)大學(xué)學(xué)報，2008,30(3):313-317. MA X.Finite Element Analysis and Topology Optimization Design of Mounting Bracket Structure[J].Journal of Shenyang University of Technology,2008,30(3):313-317.

【2】張勝蘭等編.基于HyperWorks的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計技術(shù)[M].北京:機械工業(yè)出版社,2007.

【3】Altair HyperWorks 10.0 Help[CP/OL].http://www.altair.com.cn.

【4】瞿元,徐有忠,張林波,等.拓撲優(yōu)化技術(shù)在汽車結(jié)構(gòu)設(shè)計中的應(yīng)用[J].2007 Altair 大中國區(qū)用戶技術(shù)大會論文集，2007.

【5】馬媛媛,康黎云.基于拓撲優(yōu)化的發(fā)動機支架設(shè)計[J].結(jié)構(gòu)及多學(xué)科優(yōu)化工程應(yīng)用與理論研討會，2009.

Fractured Reasons Analysis and Structure Optimization on the Light Truck Steering Bracket

CHEN Jian1, LIU Junhong1，XIAO Dongfang2

(1.Anhui Jianghuai Automobile Co., Ltd., Hefei Anhui 230601,China; 2.Dongfeng Investment Casting Co.,Ltd.,Shiyan Hubei 442714,China)

Automotive steering bracket is an important connection between the frame and steering box. In order to ensure safety and reliability of the bracket, in the design stage, it is necessary to ensure adequate strength, while redundant structure should be avoided which will impact vehicle lightweight requirements. Aiming at a light truck’s market issues, HyperWorks software was used to do finite element analysis for the fractured bracket, and the structure was improved by topology optimization. Compared with the fractured bracket, the optimized bracket had 25% of the maximum stress reduction, 38% of weight reduction. The reliability of the optimized bracket was verified by experiment. It is indicated that the CAE-based structure analysis and topology optimization, can provide means for product failure analysis, find optimal solution for product design.

Steering bracket; Topology optimization; Experimental verification; CAE analysis

2017-03-01

陳健，男，碩士，目前主要從事底盤系統(tǒng)開發(fā)、先進技術(shù)研究、拓撲優(yōu)化分析、基于CAE的結(jié)構(gòu)數(shù)據(jù)庫建立、整車項目開發(fā)和管理等工作。E-mail:cjian8488@126.com。

10.19466/j.cnki.1674-1986.2017.06.003

U463.43

A

1674-1986(2017)06-011-05