盧柳林，馮繼軍，黃文長(zhǎng)，彭賢鋒

（東風(fēng)汽車有限公司東風(fēng)商用車技術(shù)中心，武漢 430056）

0 引言

汽車轉(zhuǎn)向橫拉桿為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的保安件，其對(duì)汽車的行駛安全至關(guān)重要。當(dāng)轉(zhuǎn)向橫拉桿出現(xiàn)斷裂時(shí)，輕則會(huì)出現(xiàn)汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)失效，重則會(huì)造成嚴(yán)重事故［1-2］。

某公司生產(chǎn)的汽車用轉(zhuǎn)向橫拉桿多次發(fā)生斷裂。通過(guò)對(duì)多起事故進(jìn)行現(xiàn)場(chǎng)分析，確認(rèn)轉(zhuǎn)向橫拉桿先是受意外沖擊力下出現(xiàn)彎曲，后因其結(jié)構(gòu)改變而受不對(duì)稱的雙向彎曲應(yīng)力，最終導(dǎo)致雙向彎曲疲勞斷裂的發(fā)生。

轉(zhuǎn)向橫拉桿材料牌號(hào)為40Cr，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度值要求25～32 HRC。通過(guò)對(duì)斷裂件的金相組織、化學(xué)成分和硬度進(jìn)行分析，同時(shí)結(jié)合ANSYS有限元受力分析，以找出其斷裂原因，并提出改進(jìn)措施。

1 試驗(yàn)過(guò)程與結(jié)果

1.1 斷口宏觀分析

圖1為轉(zhuǎn)向橫拉桿的斷裂實(shí)物局部形貌。斷裂部位位于螺紋與直桿的過(guò)渡處，斷口呈雙向彎曲疲勞特征，裂紋從螺紋根部相對(duì)應(yīng)的兩側(cè)起源，并向心部擴(kuò)展，擴(kuò)展過(guò)程明顯不對(duì)稱。根據(jù)疲勞裂紋的閉合特征，將斷裂的拉桿拼合，如圖1所示，轉(zhuǎn)向橫拉桿斷裂處發(fā)生了明顯的彎曲變形，而正常服役的轉(zhuǎn)向橫拉桿應(yīng)為直桿。拉桿表面未見任何異常碰撞及干涉痕跡。

圖2為轉(zhuǎn)向橫拉桿的斷口形貌。由圖可見，斷口分為3個(gè)區(qū)域。Ⅰ區(qū)和Ⅱ區(qū)均為疲勞擴(kuò)展區(qū)，Ⅰ區(qū)為一側(cè)的疲勞擴(kuò)展區(qū)，面積約占斷口總面積的1/2；Ⅱ區(qū)為另一側(cè)的疲勞擴(kuò)展區(qū)，面積約為斷口總面積的1/4，兩側(cè)裂紋源區(qū)均起始于與轉(zhuǎn)向橫拉桿彎曲變形方向一致的螺紋根部。Ⅲ區(qū)為瞬斷區(qū)［3］。

圖1 轉(zhuǎn)向橫拉桿的斷裂實(shí)物Fig.1 Macro appearance of the fractured steering tie-rod

圖2 失效轉(zhuǎn)向橫拉桿的斷口形貌Fig.2 Macro appearance of the fracture surface

1.2 斷口微觀分析

將轉(zhuǎn)向橫拉桿斷口經(jīng)超聲波清洗后，在LEO1450VP掃描電子顯微鏡下進(jìn)行觀察，裂紋源區(qū)未見任何明顯缺陷，裂紋擴(kuò)展區(qū)的微觀形貌為疲勞條帶特征（圖3），心部瞬斷區(qū)的微觀形貌為韌窩特征（圖4）。

圖3 疲勞擴(kuò)展區(qū)的微觀特征Fig.3 Micro appearance of the fatigue propagation region

圖4 瞬斷區(qū)的韌窩特征Fig.4 Dimple fracture of the final rupture region

1.3 化學(xué)成分分析

對(duì)轉(zhuǎn)向橫拉桿的化學(xué)成分進(jìn)行分析，結(jié)果見表1?？梢?，轉(zhuǎn)向橫拉桿的化學(xué)成分符合GB/T 3077—1999標(biāo)準(zhǔn)中對(duì)40Cr的要求。

表1 轉(zhuǎn)向橫拉桿的化學(xué)成分以及技術(shù)條件 （質(zhì)量分?jǐn)?shù)/%）Table 1 Chemical composition and the requirements of the steering tie-rod(mass fraction/%)

1.4 金相分析

在距轉(zhuǎn)向橫拉桿斷口約15 mm的螺紋部位取樣，分別磨制縱截面和橫截面的金相樣品，經(jīng)4%（質(zhì)量分?jǐn)?shù)）HNO3酒精溶液侵蝕后，金相組織為均勻細(xì)致的回火索氏體。

1.5 硬度測(cè)試

斷裂轉(zhuǎn)向橫拉桿的硬度值分別為：26.0、25.5、26.0 HRC，其硬度值均符合技術(shù)條件要求（25～32 HRC）。

由上述化學(xué)成分、金相組織及硬度分析可見，斷裂的轉(zhuǎn)向橫拉桿材質(zhì)符合技術(shù)條件。

2 受力及有限元模擬分析

2.1 轉(zhuǎn)向橫拉桿受力分析

正常服役的轉(zhuǎn)向橫拉桿零件應(yīng)為直桿，轉(zhuǎn)向橫拉桿在斷裂前，首先在力的作用下造成螺紋與直桿的過(guò)渡處產(chǎn)生了彎曲變形。

通過(guò)對(duì)裝配現(xiàn)場(chǎng)和對(duì)裝配后的車輛進(jìn)行檢查分析，可以排除裝配不正?；蛟谑褂眠^(guò)程中發(fā)生干涉等因素造成轉(zhuǎn)向橫拉桿彎曲變形的可能性。為進(jìn)一步分析轉(zhuǎn)向橫拉桿力的來(lái)源，對(duì)轉(zhuǎn)向橫拉桿的工作原理及使用工況進(jìn)行了分析。

轉(zhuǎn)向橫拉桿的工作原理：汽車在轉(zhuǎn)向時(shí)，轉(zhuǎn)向器中齒條作橫向移動(dòng)，使左右轉(zhuǎn)向橫拉桿一個(gè)受壓、一個(gè)受拉，同時(shí)轉(zhuǎn)向橫拉桿帶動(dòng)左右轉(zhuǎn)向節(jié)臂和轉(zhuǎn)向臂繞主銷轉(zhuǎn)動(dòng)，使得轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)一定角度。為便于分析，將轉(zhuǎn)向橫拉桿受力狀態(tài)進(jìn)行簡(jiǎn)化（圖5），汽車轉(zhuǎn)向時(shí)，轉(zhuǎn)向橫拉桿受到轉(zhuǎn)向器齒條推（拉）力為?F；車輪上下跳動(dòng)，使轉(zhuǎn)向橫拉桿產(chǎn)生角度為?S的擺動(dòng)。查閱相關(guān)資料，輕型車轉(zhuǎn)向器及微型車轉(zhuǎn)向器所加載力F取5 000 N，最大擺動(dòng)角度?S 為 30°［4-5］。

圖5 轉(zhuǎn)向器機(jī)構(gòu)及轉(zhuǎn)向橫拉桿受力模型Fig.5 Analysis of the forces acting on the steering tie-rod

由上述工作原理可見，轉(zhuǎn)向橫拉桿在工作時(shí)，會(huì)受到轉(zhuǎn)向器齒條推（拉）力，為確定該力是否會(huì)使轉(zhuǎn)向橫拉桿變形，運(yùn)用有限元對(duì)轉(zhuǎn)向橫拉桿進(jìn)行模擬分析。

2.2 轉(zhuǎn)向橫拉桿有限元模擬分析

1）創(chuàng)建有限元模型

由于轉(zhuǎn)向橫拉桿尾部螺紋的5/6將與螺紋套筒進(jìn)行裝配，因此，可將螺紋套筒和螺紋視為一體。為建模和劃分網(wǎng)格方便，將余下上端螺紋看作光桿。因球頭座僅起支撐球頭改變拉桿方向的作用，因此，模擬轉(zhuǎn)向橫拉桿的實(shí)際工作情況時(shí)可以忽略其影響。利用ANSYS建立了轉(zhuǎn)向橫拉桿的實(shí)體模型。

選擇計(jì)算單元 Solid Brick 20-nod95（Solid95）。Solid95是三維20節(jié)點(diǎn)六面體結(jié)構(gòu)實(shí)體單元（Solid45的高階單元），允許使用不規(guī)則的形狀同時(shí)能保證其精度，Solid95有相容的位移形狀，適用于曲線邊界的建模。每個(gè)節(jié)點(diǎn)有3個(gè)自由度：沿結(jié)點(diǎn)坐標(biāo)X、Y、Z方向的平動(dòng)；Solid95有塑性、蠕變、應(yīng)力強(qiáng)化、大變形和大應(yīng)變的功能［6］。

使用自由網(wǎng)絡(luò)化命令，可利用實(shí)體模型線段長(zhǎng)度、曲率自動(dòng)進(jìn)行最佳網(wǎng)絡(luò)化，所得有限元模型單元數(shù)為197 334，節(jié)點(diǎn)數(shù)為275 433（圖6）。

轉(zhuǎn)向橫拉桿材料牌號(hào)為40Cr，采用整體調(diào)質(zhì)處理，其彈性模量E=2.11×106MPa，泊松比μ=0.277［7］。

圖6 有限元分網(wǎng)模型Fig.6 Mesh for FEM

2）施加約束條件和載荷

由于汽車在不同路面以及工況下行駛時(shí)轉(zhuǎn)向橫拉桿受力大小和方向各不相同，為便于分析，對(duì)轉(zhuǎn)向橫拉桿受力情況進(jìn)行簡(jiǎn)化。當(dāng)車輪發(fā)生跳動(dòng)時(shí)，轉(zhuǎn)向橫拉桿產(chǎn)生角度為S的擺動(dòng)。由于轉(zhuǎn)向橫拉桿的球面與球頭座相連，在球頭座的約束下，只能產(chǎn)生水平方向的位移；因此，轉(zhuǎn)向橫拉桿受力時(shí)，可以只考慮水平方向力F。將F通過(guò)球面分解為沿桿身方向和垂直于桿身方向的兩個(gè)分力，兩個(gè)分力與F的夾角分別為 θ和90°-θ（θ=S）。求

解時(shí)，對(duì)轉(zhuǎn)向橫拉桿末端施加全自由度約束，對(duì)轉(zhuǎn)向橫拉桿頭部施加與桿身方向平行的力Fcosθ和垂直于桿身方向的力Fsinθ。

3）利用ANSYS軟件對(duì)轉(zhuǎn)向橫拉桿進(jìn)行計(jì)算

對(duì)θ為0°和15°時(shí)的2種極限工況進(jìn)行了計(jì)算，水平方向力F=5 000 N。經(jīng)計(jì)算，當(dāng)車輪未發(fā)生跳動(dòng)（θ為0°）時(shí)，水平拉（壓）力F與桿身平行，其轉(zhuǎn)向橫拉桿所得的等效應(yīng)力分布圖見圖7a；當(dāng)車輪發(fā)生跳動(dòng)，且使擺動(dòng)角度達(dá)到最大值S=30°（θ為15°）時(shí)，轉(zhuǎn)向橫拉桿所得的等效應(yīng)力分布圖見圖7b。

圖7 轉(zhuǎn)向橫拉桿的應(yīng)力分布圖Fig.7 Stress distribution of the steering tie-rod

由于未能得到轉(zhuǎn)向橫拉桿的圖紙及其實(shí)際受力數(shù)值，故只能參考相關(guān)資料進(jìn)行計(jì)算做定性分析。

根據(jù)上述分析，可以得出以下結(jié)論：1）車輪未跳動(dòng)的工況下，轉(zhuǎn)向橫拉桿各處應(yīng)力值基本相同，未見明顯的應(yīng)力集中部位；2）當(dāng)車輪跳動(dòng)時(shí)，發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)向橫拉桿螺紋與直桿的過(guò)渡部位出現(xiàn)應(yīng)力峰值；3）轉(zhuǎn)向橫拉桿螺紋與直桿的過(guò)渡部位為零件最為薄弱的部位。

3 分析與討論

綜合上述分析，球頭的材質(zhì)和熱處理工藝正常。

ANSYS有限元模擬分析可以看出：1）轉(zhuǎn)向橫拉桿在車輪跳動(dòng)幅度較小時(shí)，拉桿各處應(yīng)力值基本相同，且螺紋與直桿的過(guò)渡部位無(wú)明顯應(yīng)力集中，可以排除正常的轉(zhuǎn)向推（拉）力使轉(zhuǎn)向橫拉桿在螺紋與直桿過(guò)渡處產(chǎn)生彎曲變形的可能。2）車輪發(fā)生較大幅度的跳動(dòng)時(shí)，轉(zhuǎn)向橫拉桿受到來(lái)自正常的轉(zhuǎn)向推力和凹凸不平路面對(duì)車輪沖擊載荷的共同作用，此時(shí)在拉桿最為薄弱的螺紋與直桿過(guò)渡部位具有最大應(yīng)力峰值（圖7b），故造成拉桿發(fā)生彎曲變形，從而使彎曲部位的受力狀態(tài)發(fā)生變化，同時(shí)因拉桿在承受彎曲載荷時(shí)表面應(yīng)力最大，螺紋與直桿的過(guò)渡處相當(dāng)于一個(gè)缺口，進(jìn)一步加劇了轉(zhuǎn)向橫拉桿的應(yīng)力集中。轉(zhuǎn)向橫拉桿在正常的拉壓力作用下，使疲勞裂紋從彎曲轉(zhuǎn)向橫拉桿最薄弱的第一扣螺紋根部?jī)蓚?cè)起源并向心部擴(kuò)展，最終導(dǎo)致轉(zhuǎn)向橫拉桿發(fā)生雙向彎曲疲勞斷裂。

以上分析表明，因車輛行駛條件為不定因素，即車輪易產(chǎn)生跳動(dòng)是不可避免的，故只要車輪產(chǎn)生跳動(dòng)就會(huì)對(duì)轉(zhuǎn)向橫拉桿產(chǎn)生異常沖擊力，從而導(dǎo)致轉(zhuǎn)向橫拉桿在應(yīng)力集中處發(fā)生彎曲變形，使彎曲部位的受力狀態(tài)發(fā)生變化，導(dǎo)致轉(zhuǎn)向橫拉桿發(fā)生雙向彎曲疲勞斷裂。

4 結(jié)論

1）轉(zhuǎn)向橫拉桿為雙向彎曲疲勞斷裂；

2）拉桿在車輪大輻跳動(dòng)產(chǎn)生異常沖擊力的作用下發(fā)生彎曲，從而造成彎曲部位的受力狀態(tài)發(fā)生變化，導(dǎo)致轉(zhuǎn)向橫拉桿發(fā)生雙向彎曲疲勞斷裂；

3）建議加強(qiáng)轉(zhuǎn)向橫拉桿薄弱部位的承載能力，避免在轉(zhuǎn)向橫拉桿應(yīng)力集中的薄弱處設(shè)計(jì)螺紋。

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