張超，申曉康，郭建輝

（長(zhǎng)安大學(xué)汽車學(xué)院，陜西 西安 710064）

重卡轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承強(qiáng)度分析及優(yōu)化

張超，申曉康，郭建輝

（長(zhǎng)安大學(xué)汽車學(xué)院，陜西 西安 710064）

有限元分析和優(yōu)化設(shè)計(jì)是現(xiàn)代汽車零部件設(shè)計(jì)的兩種主要方法。文章將CAD軟件UG和有限元軟件ANSYS Workbench結(jié)合起來(lái)，完成從汽車車橋及推力軸承三維建模到有限元分析的整個(gè)過(guò)程，得出了轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承在超載工況下的應(yīng)力分布規(guī)律。在此基礎(chǔ)上應(yīng)用UG對(duì)汽車車橋及軸承、軸承座重新建模，而后應(yīng)用ANSYS Workbench對(duì)汽車車橋及軸承、軸承座進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，得到最優(yōu)方案。

有限元；轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承；結(jié)構(gòu)優(yōu)化

CLC NO.:U463.6Document Code:AArticle ID:1671-7988 (2017)02-126-03

引言

轉(zhuǎn)向節(jié)處推力軸承作為汽車的重要承載部件，通過(guò)轉(zhuǎn)向節(jié)與車橋相連，承受車橋傳來(lái)的全部垂直作用力載荷較大，因此其強(qiáng)度，抗沖擊性，可靠性對(duì)轉(zhuǎn)向輕便性可靠性都有很大的影響，因此對(duì)汽車轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承進(jìn)行強(qiáng)度分析十分重要，本文研究的目的是通過(guò)對(duì)某重卡轉(zhuǎn)向節(jié)處推力軸承112908E進(jìn)行建模和強(qiáng)度分析，掌握推力軸承的靜強(qiáng)度特性，找出設(shè)計(jì)中存在薄弱環(huán)節(jié)，并提出改進(jìn)意見(jiàn)。

1、重卡轉(zhuǎn)向節(jié)模型的建立

1.1 轉(zhuǎn)向節(jié)幾何模型的建立

圖1

圖2

圖3

由于轉(zhuǎn)向節(jié)處推力軸承為主要研究對(duì)象，因此對(duì)推力軸承進(jìn)行精確建模，圖1為推力軸承112908E的UG精確模型，因?yàn)檗D(zhuǎn)向橋結(jié)構(gòu)對(duì)稱，為了加快運(yùn)算速度對(duì)轉(zhuǎn)向橋做取其二分之一的處理如圖2所示，將推力軸承與轉(zhuǎn)向橋進(jìn)行裝配如圖3所示。

1.2 轉(zhuǎn)向節(jié)有限元模型的建立

將UG模型導(dǎo)入到ANSYS Workbench中，修改模型、定義接觸、設(shè)置材料屬性、劃分網(wǎng)格、施加約束載荷，如圖4為導(dǎo)入模型，圖5為劃分網(wǎng)格、定義接觸后的模型。

該模型中共定義了54個(gè)接觸，滾子與軸承上下圈、主銷與車橋、軸承與軸承座等。

根據(jù)模型的實(shí)際情況主要研究對(duì)象為轉(zhuǎn)向節(jié)處推力軸承且軸承形狀規(guī)則因此可以采用掃略方法劃分網(wǎng)格尺寸為1mm，轉(zhuǎn)向節(jié)為四面體，車橋?yàn)榱骟w尺寸都為5mm，節(jié)點(diǎn)數(shù)為512714，網(wǎng)格數(shù)為220509。

圖4

圖5

正常行駛工況下轉(zhuǎn)向橋所受載荷為4.5噸，再傳至推力軸承，超載工況下推力軸承處會(huì)產(chǎn)生應(yīng)力分布不均勻的現(xiàn)象對(duì)軸承造成破壞，為此只研究超載工況下的推力軸承的應(yīng)力狀況。

根據(jù)中華人民共和國(guó)交通行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)強(qiáng)度后備系數(shù)應(yīng)該大于6，所以載荷取額定載荷的6倍，如圖6所示載荷為六倍載荷施加在B鋼板彈簧座、C、D轉(zhuǎn)向節(jié)處大小分別為132300N、66150N、66150N。

圖6

2、推力軸承強(qiáng)度分析

本文只研究推力軸承的強(qiáng)度狀況因此我們只要求輸出推力軸承的應(yīng)力狀況。

如圖7所示為六倍載荷下推力軸承處的應(yīng)力分布云圖，可見(jiàn)最大應(yīng)力為1163.8MPa，最大應(yīng)力出現(xiàn)在推力軸承靠近轉(zhuǎn)向節(jié)的滾子上側(cè)。

軸承材料為GCr15屈服強(qiáng)度極限為861.3MPa，六倍載荷工況下軸承的最大應(yīng)力為1163.8MPa，在超載工況下會(huì)對(duì)軸承造成破壞。

圖7

圖8

經(jīng)分析軸承之所以會(huì)產(chǎn)生應(yīng)力分布不均勻的現(xiàn)象主要是因?yàn)檐嚇蚣稗D(zhuǎn)向節(jié)受力后會(huì)發(fā)生變形這樣使得推力軸承受力不均勻靠近轉(zhuǎn)向節(jié)的一側(cè)應(yīng)力較大而遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)向節(jié)的一側(cè)應(yīng)力較小，如圖8所示。

3、轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承優(yōu)化設(shè)計(jì)

優(yōu)化設(shè)計(jì)是一種尋找確定最優(yōu)設(shè)計(jì)方案的技術(shù)，基本原理是通過(guò)構(gòu)建優(yōu)化模型，運(yùn)用各種優(yōu)化方法，通過(guò)在滿足設(shè)計(jì)要求條件下的迭代計(jì)算，求得目標(biāo)函數(shù)的極值，得到最優(yōu)化設(shè)計(jì)方案。

轉(zhuǎn)向節(jié)處推力軸承之所以會(huì)在超載工況下會(huì)出現(xiàn)應(yīng)力分布不均勻均布應(yīng)力過(guò)大的現(xiàn)象，是因?yàn)樵诔d的工況下轉(zhuǎn)向節(jié)及汽車車橋變形較大使得軸承承載的載荷不均勻引起的，主要表現(xiàn)為靠近轉(zhuǎn)向節(jié)的一側(cè)應(yīng)力較大，遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)向節(jié)的一側(cè)應(yīng)力較小。優(yōu)化的主要目的在于尋找合適的方法使得在超載工況下軸承的應(yīng)力分布均勻。

3.1 優(yōu)化方案

轉(zhuǎn)向節(jié)處受到空間的限制不宜更改軸承結(jié)構(gòu)或使該處結(jié)構(gòu)有較大變化，考慮到這些原因可以從更改軸承座結(jié)構(gòu)入手?？梢允馆S承座有一定的角度θ，如圖9，裝配后使得遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)向節(jié)的一側(cè)產(chǎn)生預(yù)應(yīng)力從而在超載工況下使得兩側(cè)的應(yīng)力接近防止對(duì)軸承造成破壞。

將最大應(yīng)力設(shè)為目標(biāo)函數(shù)如圖11為等效應(yīng)力隨軸承座傾斜角度的變化趨勢(shì)，當(dāng)軸承座斜角為0.87度時(shí)軸承的最大應(yīng)力為211.11MPa（如圖10），小于軸承材料的屈服極限，且應(yīng)力分布均勻。

圖9

圖10

圖11

根據(jù)優(yōu)化結(jié)果可知當(dāng)軸承座斜度的夾角為0.87度時(shí)能夠較好的解決超載工況下軸承應(yīng)力分布不均勻的現(xiàn)象，改善軸承使用條件延長(zhǎng)軸承的使用壽命，因此此優(yōu)化方案具有實(shí)際意義。

4、結(jié)論

本文對(duì)重卡轉(zhuǎn)向橋及轉(zhuǎn)向節(jié)處推力軸承有限元模型的建立、載荷及支撐的處理、有限元模型自動(dòng)生成等方面進(jìn)行了深入的研究，通過(guò)對(duì)軸承靜強(qiáng)度分析，找到了軸承應(yīng)力最大的部分和容易受到破壞的位置。最后，提出了合適的改進(jìn)措施，并再次對(duì)轉(zhuǎn)向節(jié)推力軸承進(jìn)行了靜強(qiáng)度分析，并且得到了預(yù)期的結(jié)果，軸承應(yīng)力分布不均勻的現(xiàn)象得到改善，應(yīng)力分布趨于均勻化，沒(méi)有出現(xiàn)局部應(yīng)力過(guò)大的現(xiàn)象。

隨著類似于ANSYS軟件的有限元技術(shù)設(shè)計(jì)，優(yōu)化，分析軟件的發(fā)展，它越來(lái)越被廣大的工程設(shè)計(jì)人員接受，優(yōu)化設(shè)計(jì)成為每一件商品設(shè)計(jì)的必然要求，在汽車行業(yè)中由于近幾年中國(guó)汽車行業(yè)的飛速發(fā)展CAE技術(shù)也得到長(zhǎng)遠(yuǎn)的發(fā)展，未來(lái)的汽車設(shè)計(jì)更加關(guān)心安全性，經(jīng)濟(jì)性，優(yōu)化設(shè)計(jì)兼顧的因素也越來(lái)越多，約束條件和優(yōu)化目標(biāo)越來(lái)越復(fù)雜，優(yōu)化結(jié)果也將滿足高性能的汽車要求。

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Heavy truck steering knuckle thrust bearing Strength Analysis and Optimization

Zhang Chao, Shen Xiaokang, Guo Jianhui
( Automobile, Chang'an University, Shaanxi Xi'an 710064 )

The finite element analysis and design optimization are two main methods of modern automotive components design. This article will UG CAD software and finite element software ANSYS Workbench combine complete modeling from the vehicle axle and thrust bearing to the three-dimensional finite element analysis of the entire process, obtained knuckle thrust bearing in the distribution of stress overload conditions. On this basis, the application UG car axles and bearings, bearing re-modeling, then apply ANSYS Workbench automobile axles and bearings, bearing structural optimization design, the optimal solution.

FEM; knuckle thrust bearing; structural optimization

U463.6

A

1671-7988 (2017)02-126-03

張超，男，（1989.10-），碩士在讀研究生，就讀于長(zhǎng)安大學(xué)汽車學(xué)院。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.02.043