微型客車轉(zhuǎn)向節(jié)強度與疲勞壽命分析

□ 孫 超 □何達新 □王 霄 □劉會霞

江蘇大學 機械工程學院 江蘇鎮(zhèn)江 212013

轉(zhuǎn)向節(jié)是汽車懸架子系統(tǒng)中的重要零部件。在汽車行駛過程中,轉(zhuǎn)向節(jié)的工作條件極為惡劣,受力情況也相當復雜。轉(zhuǎn)向節(jié)不僅承受來自不平路面的沖擊力,而且承受汽車轉(zhuǎn)向或制動時所產(chǎn)生的轉(zhuǎn)向與制動載荷,以及車身通過減振器傳遞而來的載荷[1-2]?？梢?在轉(zhuǎn)向節(jié)的設(shè)計過程中,靜態(tài)強度、振動頻率及疲勞壽命的驗證極為重要。筆者對微型客車轉(zhuǎn)向節(jié)強度與疲勞壽命進行分析。

1 受力載荷分析

根據(jù)汽車懸架和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計[3],分析微型客車轉(zhuǎn)向節(jié)在越過不平路面、緊急制動、轉(zhuǎn)向側(cè)滑，以及組合工況下的受力。微型客車整車參數(shù)見表1,經(jīng)過計算得出轉(zhuǎn)向節(jié)在五種工況下的受力載荷,見表2。

表1 微型客車整車參數(shù)

表2 五種工況下轉(zhuǎn)向節(jié)受力載荷

2 有限元建模

筆者應(yīng)用CATIA軟件建立轉(zhuǎn)向節(jié)的幾何模型,然后將其轉(zhuǎn)換為.IGES格式文件，導入HyperMesh軟件進行前處理。采用四面體單元對轉(zhuǎn)向節(jié)模型進行網(wǎng)格劃分,并進行載荷加載和邊界約束[4]。整個轉(zhuǎn)向節(jié)有限元模型共有387 395個節(jié)點、250 804個單元。將設(shè)置好的模型文件導入Optistruct求解器進行求解計算,并在HyperView軟件中對轉(zhuǎn)向節(jié)在不同工況下的應(yīng)力及位移進行分析。轉(zhuǎn)向節(jié)有限元模型如圖1所示。

在對轉(zhuǎn)向節(jié)進行靜態(tài)強度分析時，需要對材料的密度、泊松比、彈性模量等參數(shù)進行定義。根據(jù)用戶的設(shè)計要求,轉(zhuǎn)向節(jié)的材料為QT450-10球墨鑄鐵,材料屬性見表3。

▲圖1 轉(zhuǎn)向節(jié)有限元模型

表3 QT450-10球墨鑄鐵屬性

3 靜態(tài)分析

緊急制動和轉(zhuǎn)向側(cè)滑組合工況下微型客車轉(zhuǎn)向節(jié)的應(yīng)力云圖、位移云圖分別如圖2、圖3所示。轉(zhuǎn)向節(jié)在緊急制動和轉(zhuǎn)向側(cè)滑組合工況下，受到的應(yīng)力和產(chǎn)生的位移最大。為了避免應(yīng)力集中現(xiàn)象,在設(shè)計初期需要在關(guān)鍵位置采用過渡圓角處理。五種工況下轉(zhuǎn)向節(jié)的最大應(yīng)力和最大位移見表4。由表4可知,轉(zhuǎn)向節(jié)在越過不平路面、緊急制動、轉(zhuǎn)向側(cè)滑，以及組合工況下的最大應(yīng)力都遠遠小于QT450-10球墨鑄鐵的抗拉強度450 MPa，因此該轉(zhuǎn)向節(jié)完全符合用戶的安全要求。

▲圖2 緊急制動和轉(zhuǎn)向側(cè)滑組合工況下轉(zhuǎn)向節(jié)應(yīng)力云圖▲圖3 緊急制動和轉(zhuǎn)向側(cè)滑組合工況下轉(zhuǎn)向節(jié)位移云圖

表4 五種工況下轉(zhuǎn)向節(jié)最大應(yīng)力和最大位移

4 自由模態(tài)分析

轉(zhuǎn)向節(jié)的固有頻率和振型是決定轉(zhuǎn)向節(jié)動態(tài)性能的重要因素。如果微型客車中某些部件的振動頻率與轉(zhuǎn)向節(jié)的固有頻率接近,那么會產(chǎn)生共振現(xiàn)象,從而破壞轉(zhuǎn)向節(jié)的結(jié)構(gòu),同時整車的安全性也會受到影響。轉(zhuǎn)向節(jié)的自由模態(tài)分析結(jié)果見表5,轉(zhuǎn)向節(jié)的最低固有頻率為一階固有頻率1 635.6 Hz。一般而言,由于路面不平整而產(chǎn)生的激勵頻率低于10 Hz,筆者采用的車型為前置后驅(qū)布置方式,由于傳動軸不平衡而造成的激勵頻率通常為40 Hz左右,直列四缸發(fā)動機激勵頻率一般在10～30 Hz之間，這些激勵頻率遠遠小于轉(zhuǎn)向節(jié)的一階固有頻率,不會引起共振現(xiàn)象。

表5 轉(zhuǎn)向節(jié)自由模態(tài)分析結(jié)果

5 整車路面仿真

汽車以一定的速度在道路上行駛,會受到路面不平度所引起的隨機激勵作用,該隨機過程通常采用功率譜密度或統(tǒng)計方差等特性來描述。國際標準化組織在1984年提出的“路面不平度表示方法草案”中建議采用路面功率譜密度Gq(n)[5-6],Gq(n)的擬合表達式為:

(1)

式中,n為空間頻率;n0為參考空間頻率,n0=0.1 m-1;W為頻率指數(shù),W=2。

根據(jù)GB/T 7031—2005《機械振動 道路路面譜 測量數(shù)據(jù)報告》中“車輛振動輸入-路面不平度表示方法”的規(guī)定,不平路面可以按照功率譜密度Gq(n)的不同分為A、B、C、D、E、F、G、H八個等級,見表6。我國的公路路面譜主要在A、B、C、D四級范圍內(nèi)。

將路面的隨機波動現(xiàn)象抽象為滿足一定條件的白噪聲,然后經(jīng)過具有一定轉(zhuǎn)換功能的系統(tǒng),擬合出路面隨機不平度的時域模型,這是白噪聲激勵模擬的基本原理[7]。將計算機生成的正態(tài)隨機數(shù)通過數(shù)字濾波器,得到路面的形狀,具體表達式為:

表6 各路面等級功率譜密度 ×10-6m3

(2)

筆者應(yīng)用MATLAB/Simulink軟件Source模塊中的Band-limited White Noise功能來自動生成高斯白噪聲源,再根據(jù)式(2)建立對應(yīng)的數(shù)據(jù)處理模型。數(shù)據(jù)處理仿真模型框架如圖4所示,采樣周期為50 s。由此得到D級路面不平激勵曲線,如圖5所示。

筆者根據(jù)微型客車各個子系統(tǒng)的硬點位置及硬點參數(shù),應(yīng)用ADAMS/Car軟件建立整車剛?cè)狁詈蟿恿W模型,如圖6所示。轉(zhuǎn)向節(jié)與減振器下端采用螺栓連接,轉(zhuǎn)向節(jié)與下擺臂、轉(zhuǎn)向橫拉桿采用球鉸連接。將MATLAB/Simulink軟件仿真得到的D級路面不平激勵曲線導入ADMAS/Car,使整車以60 km/h的典型速度在D級路面上行駛30 s[8],通過仿真分析得出D級路況下轉(zhuǎn)向節(jié)與各關(guān)鍵硬點位置的動態(tài)載荷力譜、力矩譜,分別如圖7、圖8所示。

▲圖4 數(shù)據(jù)處理仿真模型框架▲圖5 D級路面不平激勵曲線▲圖6 整車剛?cè)狁詈蟿恿W模型

6 疲勞壽命分析

疲勞破壞指結(jié)構(gòu)或材料在交變載荷重復作用下產(chǎn)生的破壞現(xiàn)象,引起工程結(jié)構(gòu)失效的最主要原因是疲勞與斷裂。在整車設(shè)計階段,采用傳統(tǒng)的實車道路試驗能夠較為準確地測得轉(zhuǎn)向節(jié)的疲勞壽命,但是這一方式在前期存在成本較高、試驗周期較長的問題,會嚴重拖累整個項目的進程。筆者結(jié)合計算機輔助工程分析軟件對轉(zhuǎn)向節(jié)進行疲勞壽命分析，很好地解決了前期投入成本過高和周期過長的問題。

筆者借助靜態(tài)分析的轉(zhuǎn)向節(jié)網(wǎng)格模型,在轉(zhuǎn)向節(jié)的四個關(guān)鍵硬點位置分別施加三個方向的單位力,在轉(zhuǎn)向節(jié)與減振器連接點處及輪轂軸承中心處分別施加三個方向的單位力矩,并根據(jù)施加的載荷建立18個獨立的載荷步,采用Optistruct求解器中的慣性釋放法對轉(zhuǎn)向節(jié)進行準靜態(tài)應(yīng)力分析[9]。

▲圖7 轉(zhuǎn)向節(jié)與各關(guān)鍵硬點位置動態(tài)載荷力譜▲圖8 轉(zhuǎn)向節(jié)與各關(guān)鍵硬點位置動態(tài)載荷力矩譜

對轉(zhuǎn)向節(jié)進行疲勞壽命分析,除了得到精準的準靜態(tài)應(yīng)力分析結(jié)果,還要確定材料的應(yīng)力壽命曲線。應(yīng)力壽命曲線通常由對標準試樣進行疲勞試驗擬合而得到,鑒于微型客車轉(zhuǎn)向節(jié)未進行材料疲勞試驗,應(yīng)力壽命曲線只能根據(jù)經(jīng)驗關(guān)系式進行疲勞極限估算來確定。利用經(jīng)驗關(guān)系式來估算應(yīng)力壽命曲線相對保守,對轉(zhuǎn)向節(jié)的疲勞分析具有一定的指導性。在nCode軟件中,根據(jù)用戶所要求的轉(zhuǎn)向節(jié)材料屬性,創(chuàng)建所研究的材料屬性卡片,并對其進行參數(shù)定義。軟件會根據(jù)用戶的設(shè)置自行修正相關(guān)參數(shù)，并生成應(yīng)力壽命曲線。最終得到轉(zhuǎn)向節(jié)材料QT450-10球墨鑄鐵的應(yīng)力壽命曲線，如圖9所示。

在nCode軟件中導入轉(zhuǎn)向節(jié)準靜態(tài)應(yīng)力分析的.op2格式文件與各載荷時間歷程.s3t格式文件,并將工況和載荷譜一一對應(yīng),創(chuàng)建轉(zhuǎn)向節(jié)材料的應(yīng)力壽命曲線,利用較為保守的古德曼矯正方法來預測轉(zhuǎn)向節(jié)的疲勞壽命[10-12],設(shè)置存活率為90%。轉(zhuǎn)向節(jié)的疲勞壽命云圖和疲勞損傷云圖分別如圖10、圖11所示。

▲圖9 QT450-10球墨鑄鐵應(yīng)力壽命曲線

轉(zhuǎn)向節(jié)的最短疲勞壽命在節(jié)點10 690處,循環(huán)次數(shù)為2.215×106次,最大疲勞損傷值為4.514×10-7。根據(jù)疲勞累積損傷理論,當最危險節(jié)點的疲勞損傷值小于1時,不會發(fā)生疲勞損傷。由于轉(zhuǎn)向節(jié)的載荷譜是以60 km/h的車速行駛30 s測得的,因此可以計算出轉(zhuǎn)向節(jié)能承受的最小疲勞里程數(shù)為110.75萬km,滿足用戶的前期設(shè)計要求。

▲圖10 轉(zhuǎn)向節(jié)疲勞壽命云圖▲圖11 轉(zhuǎn)向節(jié)疲勞損傷云圖

7 結(jié)束語

筆者應(yīng)用HyperWorks軟件對微型客車轉(zhuǎn)向節(jié)在越過不平路面、緊急制動、轉(zhuǎn)向側(cè)滑，以及組合工況下分別進行了靜力學分析。結(jié)果表明，最大應(yīng)力和最大位移產(chǎn)生于轉(zhuǎn)向節(jié)在緊急制動和轉(zhuǎn)向側(cè)滑組合工況下，分別為194.7 MPa和0.039 mm,符合用戶的靜態(tài)強度設(shè)計要求。

在自由模態(tài)分析中,轉(zhuǎn)向節(jié)的最低固有頻率為1 635.6 Hz,遠遠高于由于路面不平、傳動軸不平衡及發(fā)動機等引起的激勵頻率,不會產(chǎn)生共振現(xiàn)象。筆者應(yīng)用MATLAB/Simulink軟件模擬D級路面不平激勵曲線,根據(jù)整車硬點位置及硬點參數(shù)在ADAMS/Car軟件中建立整車剛?cè)狁詈蟿恿W模型,模擬整車以60 km/h速度在D級路面行駛30 s，得到轉(zhuǎn)向節(jié)四個關(guān)鍵硬點位置的動態(tài)載荷譜。

應(yīng)用nCode軟件對轉(zhuǎn)向節(jié)進行疲勞壽命分析，結(jié)果表明,轉(zhuǎn)向節(jié)可承受的最小疲勞里程數(shù)為110.75萬km,滿足用戶的前期設(shè)計要求。