商用車(chē)轉(zhuǎn)向器支架斷裂分析及輕量化

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

1 前言

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)。

2 問(wèn)題背景及CAE分析

2.1 問(wèn)題背景

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。

2.2 斷裂支架CAE校核

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。

2.3 臨時(shí)解決方案及CAE校核

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]

3 輕量化設(shè)計(jì)

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

4 結(jié)論

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。