某電動(dòng)輕卡轉(zhuǎn)向節(jié)臂斷裂失效分析及優(yōu)化

朱金寶，宋小偉，肖聰，王濤，范學(xué)群

某電動(dòng)輕卡轉(zhuǎn)向節(jié)臂斷裂失效分析及優(yōu)化

朱金寶1，宋小偉1，肖聰1，王濤1，范學(xué)群2

（1.東風(fēng)汽車股份有限公司，湖北 武漢 430057；2.航天重型工程裝備有限公司，湖北 孝感 432000）

文章就某電動(dòng)輕卡轉(zhuǎn)向節(jié)臂出現(xiàn)斷裂問(wèn)題，通過(guò)材質(zhì)、力學(xué)性能檢測(cè)及CAE結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析，得出斷裂主要原因在于節(jié)臂轉(zhuǎn)彎處薄弱，發(fā)生疲勞斷裂；對(duì)薄弱處進(jìn)行加強(qiáng)優(yōu)化，表面進(jìn)行噴丸強(qiáng)化處理，疲勞壽命得到極大提升。經(jīng)過(guò)疲勞試驗(yàn)及可靠性路試驗(yàn)證，優(yōu)化措施切實(shí)有效。

轉(zhuǎn)向節(jié)臂；斷裂；疲勞分析；結(jié)構(gòu)優(yōu)化

前言

某電動(dòng)輕卡在路試過(guò)程中，前橋左轉(zhuǎn)向節(jié)臂發(fā)生斷裂（見(jiàn)圖1、2）。轉(zhuǎn)向節(jié)臂連接直拉桿、轉(zhuǎn)向節(jié)及橫拉桿，起著傳遞轉(zhuǎn)向機(jī)輸出的轉(zhuǎn)向力作用，是汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)重要零件之一。轉(zhuǎn)向節(jié)臂承受直拉桿推拉作用，方向及力大小均變化，表現(xiàn)為彎扭組合變形，對(duì)其強(qiáng)度、抗沖擊、疲勞壽命等有相當(dāng)高要求。

本文從多方面研究其斷裂原因，采取優(yōu)化措施，提高其強(qiáng)度及疲勞壽命，避免此種一體式節(jié)臂在壽命周期內(nèi)再發(fā)斷裂。

圖1 斷裂節(jié)臂1

圖2 斷裂節(jié)臂2

1 轉(zhuǎn)向節(jié)臂斷裂原因分析

1.1 化學(xué)成分分析

在樣品斷口處附近取樣，分析結(jié)果如表1所示，化學(xué)成分符合GB/T3077中40Cr鋼的要求。

表1 化學(xué)成分（質(zhì)量分?jǐn)?shù)/%）

1.2 組織及硬度檢查

如表2所示，組織及硬度符合要求。

表2 組織及硬度檢測(cè)

1.3 力學(xué)性能檢測(cè)

將樣品加工成標(biāo)準(zhǔn)拉伸試件，對(duì)試件進(jìn)行拉伸試驗(yàn)，結(jié)果如表3所示，力學(xué)指標(biāo)滿足GB/T3077中40Cr鋼技術(shù)要求。

表3 拉伸性能試驗(yàn)檢測(cè)

1.4 靜強(qiáng)度分析

1.4.1 有限元模型

圖3為受力簡(jiǎn)圖。在節(jié)臂錐面施加全約束，在與橫拉桿連接銷孔施加X(jué)方向約束，在與直拉桿連接銷孔施加轉(zhuǎn)向力9345N（按轉(zhuǎn)向機(jī)最大輸出力矩?fù)Q算）。三維實(shí)體有限元模型如圖4所示。

圖3 節(jié)臂受力簡(jiǎn)圖

圖4 節(jié)臂有限元模型

1.4.2 有限元結(jié)果分析

有限元計(jì)算結(jié)果如圖5所示。40Cr安全系數(shù)為1.57[1]，材料許用應(yīng)力為785/1.57=500MPa。

（1）計(jì)算的應(yīng)力最大值位于橫拉桿連接銷孔內(nèi)壁處，此處施加剛性約束，為應(yīng)力奇異點(diǎn)，結(jié)果是無(wú)效的，故應(yīng)力最大值為638.6MPa，位于節(jié)臂截面向上收縮過(guò)渡區(qū)域，與實(shí)際斷裂處位置一致。

（2）最大應(yīng)力大于許用應(yīng)力，且小于材料屈服極限，截面周圈應(yīng)力幅度為100-638MPa，變化很大。過(guò)渡區(qū)應(yīng)力突變，靜強(qiáng)度降低，使其成為疲勞裂源區(qū)[2]。

綜合以上幾個(gè)方面，該轉(zhuǎn)向節(jié)臂過(guò)渡區(qū)疲勞強(qiáng)度不夠，壽命不高，易產(chǎn)生疲勞斷裂。

圖5 等效應(yīng)力云圖

2 改進(jìn)措施

提高零件疲勞強(qiáng)度有：（1）降低應(yīng)力集中影響，增大過(guò)渡區(qū)圓角半徑、開(kāi)減載槽等；（2）提高零件表面質(zhì)量，增加硬度；（3）選用合理的熱處理，消除材料內(nèi)應(yīng)力等。本文采取1、2兩項(xiàng)措施：

（1）截面尺寸由22X32增大為26X34，圓角由R5增加為R8，見(jiàn)圖6、7。

（2）采用噴丸工藝在過(guò)渡區(qū)表面產(chǎn)生壓應(yīng)力，提高表面強(qiáng)度，有利于降低裂紋擴(kuò)展速度。

圖6 原先節(jié)臂截面

圖7 優(yōu)化節(jié)臂截面

3 疲勞分析

3.1 材料疲勞特性確定

進(jìn)行疲勞分析，首先要確定S-N曲線，查出40Cr疲勞參數(shù)數(shù)據(jù)[3][4]，做出其材料S-N曲線見(jiàn)圖8：

圖8 40Cr S-N特性曲線

3.2 載荷參數(shù)

施加對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力（圖9）。噴丸工藝對(duì)疲勞強(qiáng)度的影響主要反映在疲勞強(qiáng)度系數(shù)Kf，本文取Kf為0.8[5]。

圖9 對(duì)稱循環(huán)交變應(yīng)力

3.3 求解結(jié)果

從圖10可看出，最大應(yīng)力387MPa小于許用應(yīng)力500 MPa，相比優(yōu)化前最大應(yīng)力638.6MPa，減少251.6MPa，改進(jìn)措施顯著提高過(guò)渡區(qū)強(qiáng)度，其截面應(yīng)力水平較均勻（148-387MPa）。

如圖11所示，優(yōu)化后疲勞壽命整體大于1.48x106，過(guò)渡區(qū)最小壽命6x106，遠(yuǎn)大于前橋總成靜轉(zhuǎn)向耐久試驗(yàn)壽命要求2x105（20萬(wàn)次）。

圖10 優(yōu)化后節(jié)臂等效應(yīng)力云圖

圖11 節(jié)臂疲勞壽命云圖

4 試驗(yàn)

為驗(yàn)證CAE分析和優(yōu)化措施有效性，進(jìn)行轉(zhuǎn)向節(jié)臂耐久試驗(yàn)。為與節(jié)臂實(shí)際運(yùn)行工況一致，將其隨前橋裝配成一體進(jìn)行試驗(yàn)[6]，如圖12所示。施加對(duì)稱循環(huán)載荷為9345N，載荷波形為正弦波，頻率3Hz。三個(gè)試件疲勞壽命均大于試驗(yàn)要求2x105（20萬(wàn)次）。

圖12 節(jié)臂耐久試驗(yàn)裝置

5 結(jié)論

本文針對(duì)電動(dòng)輕卡前橋轉(zhuǎn)向節(jié)臂斷裂失效現(xiàn)象，應(yīng)用CAE技術(shù)，展開(kāi)節(jié)臂結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究，得到以下結(jié)論：

（1）斷裂失效主要原因是節(jié)臂強(qiáng)度不夠，CAE分析結(jié)果與實(shí)際斷裂位置相符。

（2）通過(guò)結(jié)構(gòu)優(yōu)化及表面噴丸強(qiáng)化，有效提高零件疲勞壽命。

（3）改進(jìn)后的轉(zhuǎn)向節(jié)臂經(jīng)過(guò)疲勞試驗(yàn)及可靠性路試，已批量投入使用，裝車數(shù)百臺(tái)，實(shí)車運(yùn)行良好，未得到客戶反饋再發(fā)斷裂現(xiàn)象，改進(jìn)措施顯著有效。

[1] 濮良貴,紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì)[M].北京:高等教育出版社,2001.

[2] 徐灝.疲勞強(qiáng)度[M].北京:高等教育出版社,1981.

[3] 曾正明.機(jī)械工程材料手冊(cè)—金屬材料[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2003.

[4] 徐灝.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1991.

[5] 王國(guó)軍,李栓成.車輛結(jié)構(gòu)有限元分析[M].北京:機(jī)械教育出版社, 2013.

[6] 王延強(qiáng).轉(zhuǎn)向節(jié)和轉(zhuǎn)向節(jié)臂疲勞強(qiáng)度研究[D].2007.

Analysis of the electric light truck steering knuckle arm rupture and structure optimum

Zhu Jinbao1, Song Xiaowei1, Xiao Cong1, Wang Tao1, Fan Xuequn2

（1.Dongfeng Automobile Co., Ltd., Hubei Wuhan 430057; 2.Aerospace Heavy Industry Co., Ltd., Hubei Xiaogan 432000 )

The rupture of the electric light truck steering knuckle arm was analysed through material mechanical checking and finite element simulation. The result indicated that the insufficient strength of turning point in the arm was the principal cause of failure. Enlarging the weak structure and shot peening strengthening were applied to improve arm fatigue life. These optimization measures were proved excellent by practical experiments.

Steering knuckle arm; Rupture; Fatigure analysis; Structural optimization

U463.46

A

1671-7988(2019)13-03-03

U463.46

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1671-7988(2019)13-03-03

朱金寶，碩士、工程師，就職于東風(fēng)汽車股份有限公司商品研發(fā)院，研究方向?yàn)檗D(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2019.13.001