□ 崔淮維

北鋼管業(yè)(營口)有限公司 遼寧營口 115000

1 分析背景

轉(zhuǎn)向節(jié)是汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和底盤的重要組成部分,承受路面?zhèn)鱽淼母鞣N多變載荷,要求具有較高的強度。按照不同的適用汽車種類,轉(zhuǎn)向節(jié)分為重型汽車轉(zhuǎn)向節(jié)、中型汽車轉(zhuǎn)向節(jié)、輕型汽車轉(zhuǎn)向節(jié)、微型汽車轉(zhuǎn)向節(jié)、客車轉(zhuǎn)向節(jié)、轎車轉(zhuǎn)向節(jié)。按照不同的材料,轉(zhuǎn)向節(jié)分為鑄鐵轉(zhuǎn)向節(jié)、鑄鋁轉(zhuǎn)向節(jié)、鑄鋼轉(zhuǎn)向節(jié)。按照不同的形狀,轉(zhuǎn)向節(jié)分為中心孔類轉(zhuǎn)向節(jié)、長桿類轉(zhuǎn)向節(jié)、套管類轉(zhuǎn)向節(jié)。白婷婷[1]將材料和汽車的輕量化相結(jié)合,對鋁合金轉(zhuǎn)向節(jié)進行強度分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化。袁旦[2]應(yīng)用ANSYS軟件對轉(zhuǎn)向節(jié)進行有限元分析,并對轉(zhuǎn)向節(jié)的結(jié)構(gòu)進行了改進。陳黎卿等[3]將汽車轉(zhuǎn)向節(jié)導(dǎo)入ANSYS軟件進行強度分析,得到的數(shù)據(jù)具有較高的可靠性。宋黎明等[4]應(yīng)用ANSYS Workbench軟件對某電動輪礦用車轉(zhuǎn)向節(jié)進行有限元模態(tài)分析。

業(yè)內(nèi)對轉(zhuǎn)向節(jié)進行的研究總量較多[5-8],但大部分是對中心孔類轉(zhuǎn)向節(jié)進行強度分析,對長桿類轉(zhuǎn)向節(jié)的研究則相對較少。筆者對長桿類重型汽車轉(zhuǎn)向節(jié)進行強度和模態(tài)有限元分析。

2 轉(zhuǎn)向節(jié)參數(shù)化建模

應(yīng)用Unigraphics軟件完成轉(zhuǎn)向節(jié)的實體建模,將建立好的三維模型存儲為.STP格式文件,導(dǎo)入ANSYS Workbench軟件進行材料屬性定義、網(wǎng)格劃分、約束與載荷施加,然后進行求解。

相比經(jīng)典ANSYS軟件,采用ANSYS Workbench軟件進行網(wǎng)格劃分較為簡單,既可以人為設(shè)置,又可以自動劃分。筆者對轉(zhuǎn)向節(jié)模型進行自動網(wǎng)格劃分,網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖1所示。

圖1 轉(zhuǎn)向節(jié)模型網(wǎng)格劃分

在經(jīng)過不平路面、緊急制動、側(cè)向滑移三種工況下求解轉(zhuǎn)向節(jié)所受的力和轉(zhuǎn)矩,通過數(shù)值模擬得到云圖,對轉(zhuǎn)向節(jié)進行強度校核,確定轉(zhuǎn)向節(jié)是否滿足強度要求。

經(jīng)過不平路面時,轉(zhuǎn)向節(jié)只受到一個沖擊載荷。緊急制動時,轉(zhuǎn)向節(jié)除受到?jīng)_擊載荷外,還受到制動器傳遞而來的轉(zhuǎn)矩和輪胎傳遞而來的縱向力。側(cè)向滑移時,轉(zhuǎn)向節(jié)同時受到?jīng)_擊載荷和橫向力矩。

分析中,垂直地面方向為Z軸,輪轂滾動方向為X軸,輪轂安裝方向為Y軸。

3 靜力學(xué)方程

3.1 經(jīng)過不平路面

汽車在行駛過程中,經(jīng)過不平路面是無法避免的,此時會對轉(zhuǎn)向節(jié)產(chǎn)生沖擊載荷。經(jīng)過不平路面時,轉(zhuǎn)向節(jié)只受Z軸方向垂直載荷作用,Z軸方向垂直載荷Fz為:

Fz=KdG1/2

(1)

式中:Kd為動載因數(shù),一般取1.75～2.65,筆者取2.65;G1為滿載時前軸靜載荷,取910 kg。

3.2 緊急制動

在汽車行駛過程中,緊急制動是常見危險工況。緊急制動時,轉(zhuǎn)向節(jié)受到Z軸方向載荷,同時制動器會間接傳遞轉(zhuǎn)矩至轉(zhuǎn)向節(jié),作用在制動器的安裝位置。緊急制動時,轉(zhuǎn)向節(jié)還承受輪胎傳遞而來的X軸方向縱向力。由此可知,在緊急制動時,轉(zhuǎn)向節(jié)所受的載荷包括三方面。

Z軸方向垂直載荷Fx為:

Fz=m1G1/2

(2)

式中:m1為制動時前軸質(zhì)量轉(zhuǎn)移因數(shù),取1.5。

X軸方向縱向力Fx為:

Fx=m1G1φ/2

(3)

式中:φ為地面附著因數(shù),一般取0.75～0.8,筆者取0.75。

制動器傳遞的轉(zhuǎn)矩M1為:

M1=Fxr

(4)

式中:r為輪胎滾動半徑,取288 mm。

3.3 側(cè)向滑移

汽車在轉(zhuǎn)向過程中,可能發(fā)生側(cè)向滑移。此時,左右輪受到方向相同但大小不同的力,轉(zhuǎn)向節(jié)受到Z軸方向垂直載荷和Y軸方向橫向力作用。此外,輪胎還會傳遞轉(zhuǎn)矩作用于轉(zhuǎn)向節(jié)。左、右輪轉(zhuǎn)向節(jié)所受的Y軸方向橫向力FyL、FyR分別為:

(5)

(6)

式中:Φ為側(cè)向滑移附著因數(shù),通常取1;hg為質(zhì)心高度,取930 mm;B為前輪輪距,取1 464 mm。

Φ取1,通常情況下2hgΦ/B在1～2之間,汽車發(fā)生左側(cè)滑移,原因是左輪所受橫向力遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于右輪。在進行強度分析時,選擇左輪轉(zhuǎn)向節(jié)作為分析對象。

Z軸方向垂直載荷Fx為:

(7)

Y軸方向橫向力Fy為:

(8)

輪胎傳遞的轉(zhuǎn)矩M2為:

(9)

4 強度分析

4.1 經(jīng)過不平路面

經(jīng)過不平路面工況下,載荷與約束如圖2所示。

圖2 經(jīng)過不平路面工況載荷與約束

求解得到經(jīng)過不平路面工況下轉(zhuǎn)向節(jié)應(yīng)力云圖和應(yīng)變云圖,分別如圖3、圖4所示。

由圖3、圖4可知,經(jīng)過不平路面時,應(yīng)力主要集中在轉(zhuǎn)向節(jié)上下端,上下端為轉(zhuǎn)向節(jié)的主要受力部位,轉(zhuǎn)向節(jié)的應(yīng)變符合只受Z軸垂直方向載荷的特征。這一工況下,最大應(yīng)力位于中心軸上方,值為220.86 MPa。轉(zhuǎn)向節(jié)材料40Cr鋼的屈服應(yīng)力為750 MPa,可見經(jīng)過不平路面工況下轉(zhuǎn)向節(jié)的強度滿足要求。

4.2 緊急制動

緊急制動工況下,載荷與約束如圖5所示。

求解得到緊急制動工況下轉(zhuǎn)向節(jié)應(yīng)力云圖和應(yīng)變云圖,分別如圖6、圖7所示。

圖3 經(jīng)過不平路面工況轉(zhuǎn)向節(jié)應(yīng)力云圖

圖4 經(jīng)過不平路面工況轉(zhuǎn)向節(jié)應(yīng)變云圖

圖5 緊急制動工況載荷與約束

圖6 緊急制動工況轉(zhuǎn)向節(jié)應(yīng)力云圖

圖7 緊急制動工況轉(zhuǎn)向節(jié)應(yīng)變云圖

由圖6、圖7可知,緊急制動工況下轉(zhuǎn)向節(jié)受到的最大應(yīng)力明顯大于經(jīng)過不平路面工況。緊急制動工況下轉(zhuǎn)向節(jié)最大應(yīng)力值為274.61 MPa,同樣小于轉(zhuǎn)向節(jié)材料40Cr鋼的屈服應(yīng)力,轉(zhuǎn)向節(jié)滿足強度要求。

4.3 側(cè)向滑移

側(cè)向滑移工況下,載荷與約束如圖8所示。

求解得到側(cè)向滑移工況下轉(zhuǎn)向節(jié)應(yīng)力云圖和應(yīng)變云圖,分別如圖9、圖10所示。

相比于其他兩種工況,在側(cè)向滑移工況下轉(zhuǎn)向節(jié)的應(yīng)力最大,載荷主要集中于轉(zhuǎn)向節(jié)上端與中心軸連接處,最大應(yīng)力值達(dá)到637.33 MPa。側(cè)向滑移工況下轉(zhuǎn)向節(jié)的最大應(yīng)力小于材料40Cr鋼的屈服應(yīng)力,轉(zhuǎn)向節(jié)滿足強度要求。

圖8 側(cè)向滑移工況載荷與約束

圖9 側(cè)向滑移工況轉(zhuǎn)向節(jié)應(yīng)力云圖

5 模態(tài)分析

在強度分析的基礎(chǔ)上,對轉(zhuǎn)向節(jié)進行模態(tài)分析,得到轉(zhuǎn)向節(jié)前十階振型,如圖11～圖20所示。

由分析可知,一階、二階振型主要集中在轉(zhuǎn)向節(jié)上端,頻率在360～620 Hz之間;三階、四階振型主要集中在轉(zhuǎn)向節(jié)下端和制動器固定凸版處,頻率在960～1 330 Hz之間;五階、六階、七階、八階、九階振型主要集中在轉(zhuǎn)向拉臂處,頻率在1 615～2 430 Hz之間;十階振型主要集中在轉(zhuǎn)向節(jié)上端與中心軸連接臂處,頻率為3 074 Hz。汽車在行駛過程中,路面和發(fā)動機傳遞而來的振動頻率很低,車速達(dá)到60 km/h時振動頻率僅為30 Hz左右。當(dāng)汽車處于怠速狀態(tài)時,振動頻率更低。轉(zhuǎn)向節(jié)一階振動頻率達(dá)到368.36 Hz,因此無論汽車處于何種工況下行駛,轉(zhuǎn)向節(jié)都不會因為外界激勵而產(chǎn)生共振。

圖10 側(cè)向滑移工況轉(zhuǎn)向節(jié)應(yīng)變云圖

圖11 轉(zhuǎn)向節(jié)一階振型

圖13 轉(zhuǎn)向節(jié)三階振型

圖14 轉(zhuǎn)向節(jié)四階振型

圖15 轉(zhuǎn)向節(jié)五階振型

圖16 轉(zhuǎn)向節(jié)六階振型

圖17 轉(zhuǎn)向節(jié)七階振型

圖18 轉(zhuǎn)向節(jié)八階振型

圖19 轉(zhuǎn)向節(jié)九階振型

圖20 轉(zhuǎn)向節(jié)十階振型

6 結(jié)束語

基于經(jīng)過不平路面、緊急制動、側(cè)向滑移這三種工況,筆者對長桿類重型汽車轉(zhuǎn)向節(jié)進行強度和模態(tài)有限元分析,得到應(yīng)力云圖、應(yīng)變云圖、前十階振型和頻率。分析結(jié)果顯示,轉(zhuǎn)向節(jié)的強度滿足要求,不會因為外界激勵而產(chǎn)生共振。