黃小娣

（廣東理工學(xué)院，廣東肇慶 526000）

0 引言

鑒于轉(zhuǎn)向節(jié)對整車的重要性和自身形狀的特殊性，國內(nèi)外很多相關(guān)學(xué)者對其結(jié)構(gòu)強度、剛度和疲勞強度進(jìn)行了分析，取得了一定的研究成果。馮大碧等[1]對客車左前輪轉(zhuǎn)向節(jié)的斷裂部位進(jìn)行了金相檢查和掃描電子顯微鏡檢查，指出這種斷裂應(yīng)屬于早期疲勞斷裂；吳海平等[2]結(jié)合了化學(xué)分析、電子顯微鏡掃描以及金相組織分析等方法，對QT450－10左轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行研究，認(rèn)為轉(zhuǎn)向節(jié)發(fā)生斷裂主要有兩個原因，一是組織中有夾雜物，二是外壁周圍有很多滲碳體；Roberto d、Ippolito等[3－4]以長桿類轉(zhuǎn)向節(jié)的疲勞壽命為研究對象，以有限元分析為基礎(chǔ)，運用可靠的優(yōu)化設(shè)計方法研究了這一類型轉(zhuǎn)向節(jié)的疲勞壽命，同時也獲得了相應(yīng)的優(yōu)化設(shè)計成果。文獻(xiàn)顯示，通過對轉(zhuǎn)向節(jié)失效件進(jìn)行化學(xué)研究分析、金相檢查等，得出轉(zhuǎn)向節(jié)強度失效的主要原因。就研究轉(zhuǎn)向節(jié)疲勞強度的理論方法來看，目前我國主要使用的是梁彎曲理論中的近似計算方法，這種方法多用于傳統(tǒng)的材料力學(xué)領(lǐng)域，而以有限元法為代表的數(shù)值計算方法是發(fā)展趨勢。

本文基于ANSYS Workbench的有限元技術(shù)，依據(jù)汽車行駛的3種典型工況（即緊急制動工況、側(cè)滑工況和越過不平路面工況）受到的載荷，對某輕型車前橋驅(qū)動用汽車中心孔類轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行強度的靜態(tài)分析，為進(jìn)一步優(yōu)化設(shè)計提供可靠的依據(jù)。

1 有限元模型的建立

1.1 建模

本文所研究的汽車采用前驅(qū)轉(zhuǎn)向橋形式，轉(zhuǎn)向節(jié)為中心孔型轉(zhuǎn)向節(jié)，通過SolidWorks建模，其在汽車懸架中的安裝位置如圖1所示。

圖1 轉(zhuǎn)向節(jié)安裝位置示意圖

為了提高計算效率，模型除了保留原來的機(jī)械性能與結(jié)構(gòu)特征外，對于其與減震器以及制動器連接螺紋簡化成直通孔，把與下控制臂連接的球鉸鏈簡化成柱形孔，同樣，對于加工過程中出現(xiàn)拔模角度、凸臺、筋肋、小孔、軸孔退刀槽及翻邊等結(jié)構(gòu)特征也不考慮[5]。最后所得的模型如圖2所示。

圖2 轉(zhuǎn)向節(jié)的有限元模型

1.2 材料屬性以及單位制

本文選擇由優(yōu)質(zhì)中碳合金鋼40Cr制成的轉(zhuǎn)向節(jié)作為研究對象，各物理量如表1所示[6]。

表1 材料屬性

1.3 網(wǎng)格劃分

本文所研究的轉(zhuǎn)向節(jié)是一種復(fù)雜的空間實體結(jié)構(gòu)，利用四面體網(wǎng)格劃分方法，細(xì)化處理部分區(qū)域內(nèi)的網(wǎng)格并對其進(jìn)行優(yōu)化，從而可以生成轉(zhuǎn)向節(jié)的有限元模型，如圖3所示，該模型中的節(jié)點、單元數(shù)量分別是188 321個與110 812個。

圖3 轉(zhuǎn)向節(jié)的有限元模型

1.4 邊界處理

作為本文研究對象的轎車，其所采用的基本形式是前驅(qū)轉(zhuǎn)向橋，同時還采用了麥弗遜式的懸架機(jī)構(gòu)以及中心孔類的轉(zhuǎn)向節(jié)，如圖2所示，其與其他各個零部件的連接方式如表2所示，以此為依據(jù)來約束轉(zhuǎn)向節(jié)[7]。

表2 轉(zhuǎn)向節(jié)約束說明

2 轉(zhuǎn)向節(jié)強度分析

2.1 受力分析

車輛驅(qū)動部件的負(fù)載主要是由車輪與道路這兩者之間的作用力決定的，在計算行駛系相關(guān)零部件的靜強度時，需要重點考慮汽車處于滿載狀態(tài)下的某些特殊工況，例如側(cè)滑、緊急制動等。

汽車行駛過程中，轉(zhuǎn)向節(jié)所承受的動態(tài)載荷大小和方向視工況不同而不同，具有代表性的工況載荷具體定義[5]如表3所示。

表3 轉(zhuǎn)向節(jié)各載荷定義

2.2 不同工況的強度分析

本文所研究的車型主要參數(shù)如表4所示，通過表中的整車參數(shù)對模型進(jìn)行了不同工況的受力分析計算。

表4 整車參數(shù)

2.2.1 越過不平路面工況

越過不平整路面工況是發(fā)生頻率最高的一種，汽車在有障礙的路面上行駛時，轉(zhuǎn)向節(jié)所受到的沖擊載荷主要是經(jīng)由車輪傳遞的法向載荷。此種工況下，動載荷遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于靜載荷，前者甚至可以達(dá)到后者的1.5～2.5倍，所以在對載荷進(jìn)行求解運算時主要考慮動載系數(shù)。就此類工況而言，可以通過下式來計算轉(zhuǎn)向節(jié)承受的載荷：

式中：Kd為動載系數(shù)，在汽車越過障礙路面這種工況下，動載系數(shù)一般是介于1.5～2.5，對于某些特殊情況動載系數(shù)可以取到3，本文設(shè)定Kd＝2.5，結(jié)合整車參數(shù)計算出此工況的載荷值。

就此工況而言，來源于減震器、下擺臂以及轉(zhuǎn)向拉桿等處的約束則是最主要的約束對象，將計算載荷施及不同部位相應(yīng)的約束條件，施加給轉(zhuǎn)向節(jié)的計算模型并進(jìn)行具體分析，從而可以得出轉(zhuǎn)向節(jié)在此工況下的變形圖與應(yīng)力云圖，如圖4所示。

圖4 越過不平路面時轉(zhuǎn)向節(jié)應(yīng)力云圖及變形圖

2.2.2 緊急制動工況

緊急制動這種工況也是汽車行駛中常常遇到的一種情況，這種情況下，垂直載荷FY與制動力FX共同作用于汽車輪胎，而輪胎又會將其所承受的載荷傳遞到轉(zhuǎn)向節(jié)處，這樣行駛方向的縱向反力與垂直方向反力都會作用于轉(zhuǎn)向節(jié)的中心大孔處。與此同時，制動力進(jìn)行平移會相應(yīng)地產(chǎn)生一個附加力矩Mz，而這個力矩也會作用于轉(zhuǎn)向節(jié)。通過以下幾個公式來計算各種載荷，具體如下。

垂直載荷為：

因制動器發(fā)生作用而產(chǎn)生的縱向制動力為：

由制動力進(jìn)行平移所產(chǎn)生的附加力矩為：

本文選擇了一種小型車進(jìn)行研究，其總質(zhì)量不超過4.5 t。依據(jù)機(jī)動車有關(guān)制動性能方面的規(guī)定，小型車在進(jìn)行制動時，其減速度通常為結(jié)合整車參數(shù)計算并在模型相應(yīng)的部位加載，得到緊急制動工況的變形圖與應(yīng)力云圖，如圖5所示。

圖5 緊急制動時轉(zhuǎn)向節(jié)應(yīng)力云圖及變形圖

2.2.3 轉(zhuǎn)向側(cè)滑工況

側(cè)向滑移通常簡稱為側(cè)滑。當(dāng)汽車行駛在曲線路面時，這時由于離心力的作用，汽車會在橫斷面上沿著曲線的外側(cè)發(fā)生滑行移動；當(dāng)汽車行使的路面是傾斜的，就會有橫向力作用于汽車，這時汽車就會橫著向下滑動；如果汽車汽輪的定位不恰當(dāng)，這種情況下行駛中的汽車也會發(fā)生滑動而不能按照正常方向前行。如果車輛是在極快的速度下左轉(zhuǎn)彎，這時會由于轉(zhuǎn)得太急而發(fā)生左轉(zhuǎn)彎側(cè)滑。當(dāng)汽車在轉(zhuǎn)向時發(fā)生側(cè)滑，這種工況下會有兩個方向相同、大小卻不同的側(cè)向力分別作用于左前輪和右前輪。在側(cè)滑工況下，內(nèi)側(cè)前輪與外側(cè)前輪分別會受到一個垂直方向的載荷，這兩個載荷的計算公式如下：

轉(zhuǎn)向側(cè)滑主要的約束是減震器、下擺臂及轉(zhuǎn)向拉桿等處，結(jié)合整車參數(shù)計算出各個載荷，加載到有限元模型后，得到變形圖與應(yīng)力云圖，如圖6所示。

圖6 轉(zhuǎn)向側(cè)滑時轉(zhuǎn)向節(jié)應(yīng)力云圖及變形圖

3 結(jié)果分析

3.1 有限元法計算結(jié)果分析

結(jié)合前面各種工況的轉(zhuǎn)向節(jié)的應(yīng)力云圖和變形圖，得到各種工況下的最大應(yīng)力值和變形值，如表5所示。

表5 各工況下的最大應(yīng)力與變形

由計算結(jié)果以及變形云圖和變形圖可知，在上述3種典型工況中，轉(zhuǎn)向側(cè)滑的應(yīng)力值最大，為280.19 MPa，如果不平路面和轉(zhuǎn)向側(cè)滑同時發(fā)生，最大應(yīng)力值也不超過500 MPa。而該汽車轉(zhuǎn)向節(jié)所用的材料為40 Cr，其抗拉強度極限為940 MPa，屈服強度極限為750 MPa，能滿足安全性能要求。

3.2 傳統(tǒng)設(shè)計法計算結(jié)果對比

鑒于轉(zhuǎn)向節(jié)結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，所以用傳統(tǒng)方法在設(shè)計轉(zhuǎn)向節(jié)時，既要進(jìn)行定性分析，同時還要通過類比的方法進(jìn)行估算。通過分析有關(guān)汽車設(shè)計的某些文獻(xiàn)發(fā)現(xiàn)[8]，傳統(tǒng)有關(guān)轉(zhuǎn)向節(jié)的設(shè)計計算主要是針對套筒及長管等類型的轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行的，而且只是校驗、核對位于指軸根部的危險截面的應(yīng)力（通常認(rèn)為該截面是最危險的）。如圖7所示，A－A剖面即為指軸根部的危險截面。

以轉(zhuǎn)向側(cè)滑工況為例，對左轉(zhuǎn)彎過程中左轉(zhuǎn)向節(jié)的受力情況進(jìn)行分析，這種情況下附加力矩會產(chǎn)生相應(yīng)的彎曲應(yīng)力，其最大值為：

圖7 轉(zhuǎn)向節(jié)傳統(tǒng)設(shè)計計算示意圖

其中：

式中：d為其中指軸的軸徑，大小與本文中心孔類轉(zhuǎn)向節(jié)的中心孔直徑相當(dāng)，取65 mm，結(jié)合整車參數(shù)代入到上式中，通過運算得到σwL＝182.26 MPa，也就是說，計算此種工況下轉(zhuǎn)向節(jié)的最大應(yīng)力，如果以傳統(tǒng)的設(shè)計計算方法來計算的話，最大值為182.26 MPa。而本文計算出的最大應(yīng)力值則是280.19 MPa，要比用傳統(tǒng)方法計算出的值大。相較于傳統(tǒng)設(shè)計值，有限元計算值與真實情況更為接近，所以用有限元分析計算模型更加可靠。

4 結(jié)束語

本文通過建立中心孔類轉(zhuǎn)向節(jié)有限元模型，根據(jù)約束情況以及相應(yīng)的載荷計算方法，對汽車行駛中3種典型工況下轉(zhuǎn)向節(jié)的受力情況進(jìn)行分析，得到相應(yīng)的計算載荷。通過借助ANSYS Workbench中結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析模塊，得到了3種相應(yīng)的變形圖與應(yīng)力云圖，圖中清楚地顯示了不同工況下轉(zhuǎn)向節(jié)的變形情況以及應(yīng)力分布特點。此外還以轉(zhuǎn)向側(cè)滑工況為例，利用傳統(tǒng)的計算方法對汽車轉(zhuǎn)向節(jié)危險截面的應(yīng)力值進(jìn)行了計算，通過計算所得的值進(jìn)行對比可以發(fā)現(xiàn)，本文所用的分析方法更可靠。