劉廣 周志強(qiáng) 李文君 王亞平 佟健宇
(東風(fēng)華神汽車(chē)有限公司,十堰 442000)
主題詞:AnsysSolidworks 轉(zhuǎn)向器支架 有限元分析 拓?fù)鋬?yōu)化
轉(zhuǎn)向器支架,作為轉(zhuǎn)向器的支撐件和地面轉(zhuǎn)向阻力矩到車(chē)架的傳遞機(jī)構(gòu),其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度及其疲勞壽命直接影響整個(gè)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的穩(wěn)定性和使用壽命。對(duì)于重型商用車(chē)來(lái)說(shuō),軸荷增大,轉(zhuǎn)向器支架承受的交變力矩更大,因此合理設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向器支架,使其以盡量小的質(zhì)量滿(mǎn)足強(qiáng)度和使用壽命要求,將利于整車(chē)減重和提高轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的穩(wěn)定。目前,對(duì)于重型車(chē)輛的設(shè)計(jì)分析,主要集中在車(chē)架及各大總成的匹配計(jì)算以及車(chē)架的靜強(qiáng)度和剛度分析上,而對(duì)于小結(jié)構(gòu)件的重視程度不夠,因此經(jīng)常會(huì)出現(xiàn)由于小結(jié)構(gòu)件的破壞而影響整車(chē)的性能[1-3]。
針對(duì)某商用車(chē)在市場(chǎng)出現(xiàn)的轉(zhuǎn)向器支架斷裂問(wèn)題,對(duì)轉(zhuǎn)向器支架做靜應(yīng)力分析和疲勞分析,在Solidworks中繪制三維模型,利用Workbench插件功能導(dǎo)入到Ansys中,進(jìn)行聯(lián)合仿真,得出靜應(yīng)力云圖和最大應(yīng)力值后與實(shí)際支架斷裂的位置情況對(duì)比,仿真結(jié)果與工程實(shí)際情況吻合,準(zhǔn)確得到支架斷裂的真實(shí)原因,并進(jìn)一步做拓?fù)浞治?,得出最?yōu)方案,為今后的支架設(shè)計(jì)提供了科學(xué)的參考依據(jù)。
經(jīng)過(guò)售后收集用戶(hù)信息后得知,此轉(zhuǎn)向器支架批量在車(chē)輛工作時(shí)出現(xiàn)斷裂,此車(chē)型改裝為隨車(chē)吊,且更換了新的同一款支架以后,部分車(chē)輛工作一個(gè)月不到支架依舊斷裂。經(jīng)過(guò)實(shí)車(chē)考察使用工況后發(fā)現(xiàn),部分車(chē)輛前軸軸荷超出前期設(shè)計(jì)極限,初步判斷為支架設(shè)計(jì)問(wèn)題。斷裂實(shí)物拍攝照片如圖1所示,通過(guò)肉眼觀察發(fā)現(xiàn)整個(gè)支架斷裂口的截面較為平坦,截面呈現(xiàn)纖維狀,沒(méi)有明顯的疲勞輝紋,根據(jù)其它未完全斷裂支架判斷斷裂源在圖1中的右下角處。
圖1 支架斷裂照片
轉(zhuǎn)向器支架所受的力矩源于轉(zhuǎn)向車(chē)輪的轉(zhuǎn)向阻力矩,在滿(mǎn)載工況時(shí)進(jìn)行原地轉(zhuǎn)向支架所受力矩最大,同時(shí)由于本車(chē)型中轉(zhuǎn)向垂臂與車(chē)橋上節(jié)臂基本滿(mǎn)足1∶1的長(zhǎng)度關(guān)系,所以轉(zhuǎn)向車(chē)輪的轉(zhuǎn)向阻力矩T與轉(zhuǎn)向器輸出軸輸出力矩關(guān)系為M≥T。
表1 公式含義及取值
將相關(guān)數(shù)據(jù)代入上式中,計(jì)算得到轉(zhuǎn)向垂臂軸上的力矩為6 157.51 N·m。
本支架材料使用球墨鑄鐵,材料特性如表2所示。
表2 球墨鑄鐵的力學(xué)特性參數(shù)
此支架通過(guò)3個(gè)螺栓與轉(zhuǎn)向器連接,同時(shí)通過(guò)6個(gè)螺栓與車(chē)架連接,約束條此車(chē)架兩端。輸入6 157.51 N·m扭矩求解應(yīng)力云圖,如圖2所示。
圖2 斷裂支架應(yīng)力云
如圖2所示,支架與轉(zhuǎn)向器支架連接最上端圓角處應(yīng)力最大,最大應(yīng)力值為384 MPa,已經(jīng)超出了QT 400-15的最大屈服應(yīng)力250 MPa。在極限工況下支架會(huì)出現(xiàn)斷裂,應(yīng)力最大值處與實(shí)際支架斷裂部位情況相符。
為迅速解決用戶(hù)使用問(wèn)題,將斷裂支架全部替換為另一款庫(kù)存支架A,材質(zhì)為鑄鋼ZG 270,主要形狀差異為支架A在原斷裂部位處將圓角增大,內(nèi)部空腔相應(yīng)加高,如圖3所示為兩支架形狀對(duì)比。
圖3 斷裂支架(左側(cè))與支架A對(duì)比
相同工況下對(duì)支架A應(yīng)力云圖,如圖4所示。
圖4 支架A應(yīng)力云
如圖4所示,支架與轉(zhuǎn)向器螺栓連接處應(yīng)力最大為240 MPa,此處有螺紋連接孔出現(xiàn)應(yīng)力突變?yōu)檎,F(xiàn)象,且范圍很小可以不考慮,支架左上角圓角處應(yīng)力值為208 MPa,右上角圓角處應(yīng)力值為201 MPa均未沒(méi)有超出ZG 270-500的屈服強(qiáng)度270 MPa,在極限工況下支架也不會(huì)出現(xiàn)斷裂。
應(yīng)力的作用下,機(jī)械零部件的失效形式主要是疲勞和斷裂,在變應(yīng)力作用下,零件的主要失效形式是疲勞斷裂,所以對(duì)支架做疲勞分析是非常有必要的,不僅可以更了解結(jié)構(gòu)的受力疲勞情況,而且可以預(yù)防減少工程意外的發(fā)生,保護(hù)工人的人身安全[5-6]。
為進(jìn)一步確保支架A斷裂不再發(fā)生,對(duì)其進(jìn)行疲勞分析。轉(zhuǎn)向器支架在工況下工作時(shí)受到的是周期來(lái)回的力矩,設(shè)置如圖5所示的交變載荷,按正弦曲線變化,為方便求解設(shè)定周期為1 s,并定義S-N曲線。
圖5 疲勞分析加載力正弦曲線
求解后得出其疲勞壽命估算結(jié)果,如圖6所示,得出其雨流矩陣、損傷矩陣,如圖7所示。
圖6 支架A壽命
圖7 支架A雨流矩陣與損傷矩陣
由圖6得知,疲勞危險(xiǎn)部位分布于支架的左上角和右上角倒圓角處,在靜應(yīng)力最大處即支架左上角處的疲勞估算壽命為20 273次,右上角處疲勞估算壽命為26 289次,其他部分均超出1×106次。
計(jì)算不規(guī)則的載荷歷程循環(huán)所使用的是雨流循環(huán)計(jì)算,根Palmgren-Miner法則,即在一個(gè)給定的平均應(yīng)力和應(yīng)力幅下,每次循環(huán)會(huì)消耗一定量的有效壽命,對(duì)于一個(gè)在給定的應(yīng)力幅下的循環(huán)次數(shù),隨著循環(huán)次數(shù)達(dá)到失效次數(shù)時(shí),壽命用盡,達(dá)到失效。如圖7所示,(a)雨流矩陣可以把交變和平均應(yīng)力從載荷歷程劃分成豎條信息,Z坐標(biāo)表示為計(jì)數(shù)。(b)損傷矩陣所示為損傷矩陣指定實(shí)體的評(píng)定位置的損傷[7-10],Z坐標(biāo)表示的是相對(duì)損傷程度,從圖中可以看出最大損傷程度為3.19,它反映了所生成的每個(gè)豎條的大小在指定部件或表面臨界位置的顯示結(jié)果。
同時(shí)參考文獻(xiàn)[10]中某商用車(chē)轉(zhuǎn)向節(jié)臂疲勞試驗(yàn)中測(cè)得在原地駐車(chē)轉(zhuǎn)向工況轉(zhuǎn)向直拉桿載荷曲線,如圖8所示,若參考其載荷周期,則可換算出支架B在原地駐車(chē)轉(zhuǎn)向工況下疲勞壽命超過(guò)了80萬(wàn)次,符合工程標(biāo)準(zhǔn),經(jīng)過(guò)實(shí)車(chē)驗(yàn)證6個(gè)月后無(wú)支架斷裂。
圖8 駐車(chē)工況轉(zhuǎn)向直拉桿載荷譜[10]
由于支架A材料為鑄鋼,重量增加,為降低成本,重新進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化,定義初始形狀,將垂臂在空間中的最大擺角位置留出,設(shè)置減少材料為70%得出的拓?fù)浣Y(jié)構(gòu),并非傳統(tǒng)空腔結(jié)構(gòu),依據(jù)拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)思路,設(shè)計(jì)支架B。圖9所示為拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)與最終優(yōu)化方案,并對(duì)支架B進(jìn)行靜應(yīng)力校核得出其應(yīng)力云圖,如圖10所示。
圖9 拓?fù)鋬?yōu)化圖與支架B結(jié)構(gòu)
由圖10得出最大應(yīng)力值為170 MPa,整體強(qiáng)度較好。本結(jié)構(gòu)為鏤空環(huán)形,不影響支架拔模,可以用目前鑄造工藝實(shí)現(xiàn),質(zhì)量由支架A的15.8 kg降低至12.7 kg,成本降低,QT400-15材質(zhì)即可滿(mǎn)足要求,實(shí)際使用過(guò)程中該支架未出現(xiàn)售后斷裂問(wèn)題與仿真結(jié)果相符。
圖10 支架B應(yīng)力云
針對(duì)轉(zhuǎn)向器支架斷裂事件,對(duì)其構(gòu)建三維數(shù)模及靜應(yīng)力分析,得出其最大應(yīng)力值為384 MPa,超出支架材質(zhì)QT 400-15的屈服強(qiáng)度250 MPa,無(wú)法滿(mǎn)足其使用工況,其最大應(yīng)力值處與實(shí)際斷裂位置一致。
對(duì)于臨時(shí)方案支架A,其最大應(yīng)力值為208 MPa,對(duì)比斷裂支架應(yīng)力值下降176 MPa,支架強(qiáng)度得到明顯的提升,但是鑄鋼件質(zhì)量由13.7 kg變?yōu)?5.8 kg,增加2.1 kg。對(duì)支架A做疲勞分析,設(shè)置按正弦曲線變化的交變載荷,得出其疲勞壽命,并得出其雨流矩陣和損傷矩陣。
為降低制造成本,重新拓?fù)浣Y(jié)構(gòu),得出采用QT 400-15材質(zhì)的支架B,同時(shí)支架B最大應(yīng)力值為170 MPa,結(jié)構(gòu)強(qiáng)度較好,質(zhì)量由15.8 kg降低至12.7 kg降低3.1 kg。本次輕量化結(jié)果得出的結(jié)構(gòu)為三角形加強(qiáng)筋內(nèi)部鏤空結(jié)構(gòu),傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向器左置右輸出布置形式的車(chē)輛采用的均為半空腔結(jié)構(gòu),結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)缺陷導(dǎo)致其應(yīng)力集中在兩側(cè)圓角處,通過(guò)本次研究為后續(xù)的轉(zhuǎn)向器支架設(shè)計(jì)提供了新的三角形加強(qiáng)筋結(jié)構(gòu)思路,為輕量化提供了可行性方法。