某商用車轉向直拉桿失穩(wěn)彎曲變形分析

楊珍 耿海軍

摘? 要：某商用車轉向拉桿在整車下線極限轉向測試工況后，出現(xiàn)轉向直拉桿彎曲變形現(xiàn)象。本文通過對直拉桿彎曲塑性變形問題的原因解析、方案驗證，表明轉向直拉桿的臨界穩(wěn)定性是產生問題的根本原因，提出來了一套轉向直拉桿壓桿穩(wěn)定性的計算方法和安全系數(shù)的選取原則，可以有規(guī)避決該類問題發(fā)生。

關鍵詞：商用車;轉向直拉桿;彎曲變形;壓桿穩(wěn)定;臨界穩(wěn)定壓力

中圖分類號：U463.45? ? 文獻標識碼：A? ? 文章編號：1005-2550（2020）01-0086-05

Analysis of Instablity Bending Deformation Of a Commercial Vehicle Steering Straight Rod

YANG Zhen ， GENG? Hai-jun

（ Hubei Dayun Automobile Manufacture Co.， Ltd. R&D Center， Shiyan 442500， China ）

Abstract： After a commercial vehicle completes the limit steering test of the whole vehicle， the steering straight rod is bent and deformed. In this paper， the cause analysis and scheme verification of the bending plastic deformation of the straight rod show that the critical stability of the steering straight rod s the root cause of the problem. This paper proposes a set of calculation methods for the stability of the steering rod and the safety factor selection principle which can avoid the occurrence of such problems

前? ?言

商用車整車下線時，為了檢查轉向拉桿系統(tǒng)與周圍部件間隙，一般需要進行前橋車輪極限轉向工況操作檢查。前橋車輪極限轉向工況操作檢查方法，車輛原地轉向，駕駛員轉動方向盤，將前橋車輪分別向左向右轉到極限位置，來檢查轉向直拉桿、轉向垂臂與周圍部件間隙等。

某商用車在整車下線，極限轉向工況操作檢查過程后，出現(xiàn)方向盤向右傾斜，轉向直拉桿彎曲變形、長度變短問題，嚴重影響到車輛的轉向及行駛安全。本文針對這個問題，進行原因解析、方案驗證等工作。

1? ?轉向直拉桿彎曲變形現(xiàn)象

某商用車下線進行極限轉向工況測試，車輛原地轉向，駕駛員轟油門、向左向右轉動方向盤到極限位置。在車輛隨后磨合路試工序中，發(fā)現(xiàn)方向盤向右歪斜60°左右，影響行車安全和轉向操作。對該車輛停車轉向復查，發(fā)現(xiàn)轉向直拉桿折彎點向板簧側發(fā)生偏移，見圖1：

拆下該轉向直拉桿，檢查轉向直拉桿折彎部位無裂紋、裂痕痕跡。測量轉向直拉桿球銷中心距，由設計長度860mm變?yōu)?50mm，轉向直拉桿長度變短，初步斷定該車轉向直拉桿發(fā)生彎曲塑形變形。初始轉向直拉桿與彎曲塑形變形轉向直拉桿外形對比見圖2：

商用車轉向直拉桿結構設計過程中，為避免車輪轉向過程中，直拉桿與輪胎及周邊零件干涉，直拉桿一般都設計成一根帶有折彎的折彎桿，見圖3;折彎點初始最大偏距為e，見圖4：

2? ? 轉向直拉桿彎曲強度校核

某商用車轉向直拉桿設計邊界條件如下表1：

轉向直拉桿最大工作載荷，與前橋額定軸荷、轉向器最大輸出力矩有關。為避免前橋超載原地轉向沉重，商用車轉向器最大輸出力矩選擇，一般大于前橋額定軸荷下車輪原地轉向阻力矩1.98-2.75倍。所以轉向直拉桿最大工作載荷一般按照轉向器最大輸出力矩計算。其計算模型如圖5。直拉桿承載最大工作載荷F=M/Lp，經計算F=7738N.

某商用車轉向直拉桿設計參數(shù)見表2，轉向直拉桿初始折彎形狀示意，見圖6。

轉向直拉桿最大彎曲應力，與直拉桿最大工作載荷、直拉桿初始折彎落差、直拉桿截面參數(shù)有關。其計算過程如下：

轉向直拉桿承受最大彎矩Mz=F×e，

轉向直拉桿抗彎截面模量為Z=

轉向直拉桿最大彎曲應力σz=Mz/Z=208.97 Mpa

轉向直拉桿采用35冷拔鋼管，其屈服強度σ=305 Mpa

則，轉向直拉桿彎曲強度安全系數(shù)fz=σ/σz=305/208.97=1.46

計算結果見表3。

中國汽車轉向拉桿行業(yè)標準，轉向直拉桿總成疲勞強度是按照前橋額定軸荷三分之一來進行試驗考核的。按照轉向器輸出力矩計算的轉向直拉桿最大工作載荷，一般大于前橋額定軸荷三分之一。所以按轉向直拉桿最大工作載荷，來計算轉向直拉桿彎曲強度安全系數(shù)，設計要求不小于1。該車型轉向直拉桿彎曲強度安全系數(shù)為1.46，可見，極限轉向工況出現(xiàn)彎曲塑性變形，并非轉向直拉桿彎曲強度不足所致。

3? ? 轉向直拉桿壓桿穩(wěn)定性校核

壓桿破壞一般有兩種，一種因材料軟化即失去抗力而引起強度破壞，破壞時仍然是彈塑性變形;一種為幾何軟化即幾何形狀發(fā)生變化引起失穩(wěn)破壞而失去承載力，失穩(wěn)時為塑形變形。壓桿分細長桿、中長桿、短柱桿。一般用壓桿長度與壓桿半徑之比來表示長細比。長細比大于100的壓桿為細長桿;長細比小于50的為短柱桿;介于50和100之間的為中長桿。對于細長桿，先發(fā)生彈性失穩(wěn)，失穩(wěn)前臨界壓應力未達到彈性應力極限;對于短柱桿，先發(fā)生塑性失穩(wěn)，失穩(wěn)前臨界壓應力已超過彈性應力極限。

轉向直拉桿受壓時，兩端球銷軸線不能維持原有直線平衡狀態(tài)而突然變彎，這一現(xiàn)象稱為喪失穩(wěn)定（簡稱失穩(wěn)），轉向直拉桿在微小彎曲狀態(tài)下平衡的最小載荷，稱為臨界載荷（即臨界壓應力），用Fk表示。

因此，在設計轉向直拉桿時，必須考慮轉向直拉桿抗壓穩(wěn)定性，減少轉向直拉桿未斷裂之前便出現(xiàn)失穩(wěn)現(xiàn)象。轉向直拉桿穩(wěn)定性分析，就是計算轉向拉桿發(fā)生塑性變形的最小臨界載荷。常用的計算方法有用有限元分析軟件求解，也可以采用材料力學壓桿穩(wěn)定性微分方程求解。本文采用后者的方法求解。

轉向直拉桿失穩(wěn)彎曲塑性變形分析計算，可參考材料力學兩端球鉸壓桿穩(wěn)定性計算模型，簡化如圖7所示。圖7模型與材料力學壓桿穩(wěn)定性計算模型差異在于，轉向直拉桿非直桿，設計有初始折彎偏距e。

圖例中相關參數(shù)說明如下：

Fk為壓桿穩(wěn)定（即轉向直拉桿彎曲失穩(wěn)）能承受的最小臨界載荷

w：為壓桿彎曲變形

e：為壓桿初始折彎偏距

L：為壓桿球鉸中心距（即轉向直拉桿空間長度）

參照材料力學壓桿穩(wěn)定微小彎曲變形計算模型，可列出壓桿穩(wěn)定撓曲線近似微分方程：

該微分方程通解方程如下：

微分方程通解中常數(shù)a、b，與轉向直拉桿球鉸兩端約束條件，x=0時，W=0;x=L時，w=0有關;與壓桿初始折彎偏距e有關;與壓桿抗彎截面模量Z有關;與壓桿長度l有關，與材料屈服應力強度等有關。

微分方程求解過程比較繁瑣，這里僅列出微分方程求解結果，即兩端球鉸壓桿（轉向直拉桿）最小臨界穩(wěn)定壓力Fk計算公式：

公式中參數(shù)符號說明如下

σ：轉向直拉桿材料屈服應力強度，35鋼：σ=305 Mpa

A：轉向直拉桿橫截面積? ? ? ? ? ? ? ?mm2

e：轉向直拉桿初始折彎偏距? ? ? ? mm

E：轉向直拉桿材料模量? ? ? ? ? ? ? ? 21000 Mpa

Z：轉向直拉桿截面彎曲系數(shù)? ? ? ? mm3

I：轉向直拉桿截面彎曲模量? ? ? ? ?mm4

L：轉向直拉桿球銷中心距? ? ? ? ? ? mm

Fk：轉向直拉桿最小臨界穩(wěn)定壓力? ? ? ? N

上面求解壓桿穩(wěn)定最小臨界穩(wěn)定壓力公式是一個隱函數(shù)方程，含有三角函數(shù)，平方根函數(shù)，用普通求解方程方法無法求出壓桿（轉向直桿）最小臨界穩(wěn)定壓力Fk。本文采用MATLAB編程求出直拉桿最小臨界穩(wěn)定壓力Fk結果，見表4：

轉向拉桿因設計有初始折彎偏距，抗失穩(wěn)最小臨界載荷急劇減小，初始折彎偏距越大，抗失穩(wěn)最小臨界載荷越小。為防止在彎曲斷裂之前，先發(fā)生失穩(wěn)塑形彎曲變形，需要提高轉向拉桿抗失穩(wěn)最小臨界載荷。根據(jù)商用車前橋軸荷及轉向拉桿載荷分配，轉向拉桿（直拉桿/橫拉桿）在受壓條件下，不發(fā)生失穩(wěn)彎曲塑形最小臨界穩(wěn)定壓力應為轉向拉桿最大工作載荷的1.75倍。

按以上公式求得最小臨界穩(wěn)定壓力為8447 N，與最大工作載荷7738N比值，即抗失穩(wěn)安全系數(shù)為1.09，顯然該安全系數(shù)明顯偏小，是該車型轉向直拉桿極限轉向工況出現(xiàn)失穩(wěn)彎曲變形，產生塑性變形根本原因。

5? ? 轉向直拉桿加強方案及驗證

5.1? ?改進方案

結構改進方案，采用同樣材料，初始折彎偏距不變，桿體規(guī)格采用35x7的桿體。計算壓桿穩(wěn)定最小臨界穩(wěn)定壓力，其計算結果見表5：

經計算改進方案轉向直拉桿長細比為49.1，屬于先發(fā)生塑形失穩(wěn)的短柱桿，最小臨界穩(wěn)定壓力為13575N，滿足設計目標≥13541N需求，最小臨界穩(wěn)定壓力安全系數(shù)fk=Fk/F=1.75，滿足設計目標≥1.75需求。

5.2? ?改進方案實車驗證

對加強轉向直拉桿采用相同極限轉向工況測試?，F(xiàn)場方案驗證過程中，采用雙人配合，雙手雙腳用力搬動方向盤多次，并且在方向盤極限位置停留時間超過120秒以上，方向盤都能正常回到中間位置，轉向直拉桿未發(fā)生彎曲塑性變形現(xiàn)象，解決了該問題。

6? ? 結論

本文通過對某商用車在整車下線，極限轉向工況操作檢查過程后，轉向直拉桿發(fā)生塑性變形問題的解析研究表明：

商用車轉向系統(tǒng)轉向直拉桿壓桿穩(wěn)定性是影響轉向直拉桿失穩(wěn)彎曲，產生塑性變形的主要原因;

商用車轉向系統(tǒng)轉向直拉桿壓桿穩(wěn)定性計算校核中，最小臨界穩(wěn)定壓力設計目標值推薦大于1.75，可以避免在整車下線檢查及使用中出現(xiàn)轉向直拉桿發(fā)生失穩(wěn)產生塑性變形現(xiàn)象。

參考文獻：

[1]材料力學 第5版 [M].高等教育出版社.

[2]結構屈曲分析理論和方法? 錢若軍 袁行飛 譚元莉 第1版[M].東南大學出版社.

[3]汽車設計[M].機械工業(yè)出版社.

[4]汽車懸架和轉向系統(tǒng)設計 王霄鋒 [M].清華大學出版社.

[5]金屬結構的屈曲強度-中心或偏心受壓柱子的屈曲 王立軍 建筑結構 2019年 第11-至17期.

[6]某車型轉向拉桿斷裂失效分析 李永榮 中國汽車工程學會年會論文集2015.