重型商用車轉(zhuǎn)向節(jié)臂失效分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化

摘 要：首先分析作用到轉(zhuǎn)向節(jié)臂上的最大載荷，計算此載荷對其各截面產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力和剪切應(yīng)力，通過第四強(qiáng)度理論計算產(chǎn)品的安全系數(shù)，評估轉(zhuǎn)向節(jié)臂的安全性，然后使用有限元分析法予以復(fù)驗，用臺架測試、整車搭載試驗的手段驗證可靠性。進(jìn)而推廣此工作法使用至懸臂梁零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計、分析和優(yōu)化中。

關(guān)鍵詞：轉(zhuǎn)向節(jié)臂 失效分析 結(jié)構(gòu)優(yōu)化 第四強(qiáng)度理論 有限元

1 緒論

轉(zhuǎn)向節(jié)臂（如圖1所示）是轉(zhuǎn)向橋上與整車其他部件連接的唯一零部件，其前端通過直拉桿總成與方向機(jī)相連，后端連接轉(zhuǎn)向橋的轉(zhuǎn)向節(jié)總成（如圖2所示），是實現(xiàn)轉(zhuǎn)向橋轉(zhuǎn)向功能的關(guān)鍵零部件，也是最主要的保安件。一旦失效，轉(zhuǎn)向橋?qū)⑹テ渥罨镜霓D(zhuǎn)向功能和整車動力源的控制引發(fā)一系列致命故障。

因此，轉(zhuǎn)向節(jié)臂設(shè)計的安全性及全生命周期的可靠性成為轉(zhuǎn)向設(shè)計研發(fā)工程師所必須首先要考慮的課題。

本文結(jié)合試驗場出現(xiàn)的轉(zhuǎn)向節(jié)臂斷裂故障，如圖3。首先對比計算車輪原地轉(zhuǎn)向阻力矩和整車方向機(jī)輸出力矩產(chǎn)生的載荷，確定施加在轉(zhuǎn)向橋上的最大載荷。結(jié)合轉(zhuǎn)向節(jié)臂的結(jié)構(gòu)及工作狀態(tài)對其危險截面進(jìn)行抗彎、抗扭應(yīng)力計算，最后通過第四強(qiáng)度理論對危險截面進(jìn)行應(yīng)力計算。結(jié)合產(chǎn)品的抗拉強(qiáng)度計算安全系數(shù)。另一方面利用有限元分析法分析產(chǎn)品各處的應(yīng)力值，從理論上評估其安全性。

再進(jìn)行實物的可靠性臺架試驗，搭載整車進(jìn)行試驗場道路試驗，對產(chǎn)品可靠性進(jìn)行實際驗證。

2 轉(zhuǎn)向節(jié)臂受力計算

動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的零部件設(shè)計一般既要保證能夠停車時原地轉(zhuǎn)向又要滿足動力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向需求。轉(zhuǎn)向節(jié)臂在前橋總成的裝配示意圖如圖4。

原地轉(zhuǎn)向時，車輪轉(zhuǎn)向阻力矩可用下式計算：

（1）

式中：——輪胎與地面的滑動摩擦系數(shù)，一般取0.7；

——前橋總成額定載荷；

——輪胎氣壓，一般取0.81；

原地轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)向節(jié)臂受力計算：

（2）

式中：——轉(zhuǎn)向節(jié)臂工作半徑；

方向機(jī)輸出力矩作用到轉(zhuǎn)向節(jié)臂的力可用下式計算：

（3）

式中：——方向機(jī)輸出力矩；

——垂臂長度；

通過對比與，取最大值對轉(zhuǎn)向節(jié)臂進(jìn)行力值輸入，計算轉(zhuǎn)向節(jié)臂的某一截面的彎矩、扭矩。

（4）

（5）

式中：——力的作用點到某截面的長度；

——力的作用點到某截面的高度；

對轉(zhuǎn)向節(jié)臂結(jié)構(gòu)分析，計算斷面系數(shù)：

（6）

（7）

式中：——截面高度；

——截面寬度；

——抗扭端面系數(shù)；

其中抗扭斷面系數(shù)存在以下關(guān)系：

通過彎矩、抗彎斷面系數(shù)；扭矩、抗扭斷面系數(shù)分別計算轉(zhuǎn)向節(jié)臂截面的彎曲應(yīng)力和剪切應(yīng)力。

（8）

（9）

最后通過第四強(qiáng)度理論計算轉(zhuǎn)向節(jié)臂某截面的合應(yīng)力，計算其安全系數(shù)：

（10）

3 實例分析及實物改進(jìn)

某商用車5.5噸前橋總成轉(zhuǎn)向節(jié)臂頻繁出現(xiàn)直拉桿臂中間連接螺栓處斷裂的問題，如圖3；經(jīng)分析A-A截面、B-B截面為產(chǎn)品相對薄弱和應(yīng)力最大處，如圖4，前橋總成所裝車型及產(chǎn)品參數(shù)如表2。

通過公式（1）（2）（3）計算輸入到轉(zhuǎn)向節(jié)臂的最大作用力。

=23062N

=25357N

通過公式（8）（9）分別計算A-A，B-B截面的彎曲應(yīng)力。

A-A截面：

=9450Nm

=11794Nm

B-B截面：

=9756Nm

=12176Nm

通過公式（10）計算兩截面合應(yīng)力：

=235.5MPa

=785MPa

通過測試轉(zhuǎn)向節(jié)臂本體抗拉強(qiáng)度（42CrMo），其應(yīng)力值為933Mpa，937Mpa，927Mpa，930Mpa，933Mpa（基本滿足42CrMo調(diào)質(zhì)許應(yīng)應(yīng)力[δ]≥930Mpa）。取實際測試的最小值927Mpa計算安全系數(shù)如表３：

通過計算A-A截面安全系數(shù)滿足要求，B-B截面安全系數(shù)低于機(jī)械行業(yè)規(guī)定的零部件安全系數(shù)≥1.5的要求，與實際失效模式相符。

通過對B-B截面進(jìn)行尺寸優(yōu)化，調(diào)整h值47mm尺寸至55mm，經(jīng)計算其安全系數(shù)1.6，滿足行業(yè)規(guī)定要求。

4 有限元模型及分析方法

為準(zhǔn)確仿真轉(zhuǎn)向節(jié)臂優(yōu)化后各截面的安全性，根據(jù)其工作狀態(tài)進(jìn)行有限元分析，具體仿真結(jié)果如圖5。

轉(zhuǎn)向節(jié)臂材料為42CrMo，密度7850kg/m3，彈性模量212GPa，泊松比0.28，屈服強(qiáng)度930MPa。

5 轉(zhuǎn)向節(jié)臂臺架測試

在我們公司MTS四通道試驗機(jī)上對改進(jìn)后的轉(zhuǎn)向節(jié)臂根據(jù)《汽車轉(zhuǎn)向橫、直拉桿及前橋轉(zhuǎn)向性能技術(shù)條件》進(jìn)行臺架測試，模擬轉(zhuǎn)向節(jié)臂加載狀態(tài)的疲勞試驗，如圖6所示。

經(jīng)測試，改進(jìn)后轉(zhuǎn)向節(jié)臂試驗結(jié)果如表5，滿足標(biāo)準(zhǔn)要求。

6 結(jié)論

結(jié)合轉(zhuǎn)向節(jié)臂的使用工況，通過對其受力分析，可以理論分析其危險截面及其承受的最大應(yīng)力，結(jié)合產(chǎn)品選材及經(jīng)特定工藝處理獲取的值，利用第四強(qiáng)度理論可以定量判定產(chǎn)品的安全性。

另一方面，利用有限元法，結(jié)合分析軟件ANSYS Workbench進(jìn)行仿真分析，也可對轉(zhuǎn)向節(jié)臂危險截面進(jìn)行分析評估。優(yōu)化后實物臺架測試結(jié)果滿足標(biāo)準(zhǔn)要求，整車搭載試驗無異常。在理論和實際上實現(xiàn)了轉(zhuǎn)向節(jié)臂的結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

通過理論分析與臺架測試相結(jié)合的手段，解決了轉(zhuǎn)向節(jié)臂的失效問題，規(guī)避了市場風(fēng)險，該方法可推廣至懸臂梁工作狀態(tài)的零部件的研究中。

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