汽車轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂的失效分析

劉溪清，龍志琴，鄭素云，王孔龍

（北京汽車工程研究院，北京 101300）

汽車轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂的失效分析

劉溪清，龍志琴，鄭素云，王孔龍

（北京汽車工程研究院，北京 101300）

針對汽車轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂在可靠性試驗中出現(xiàn)的斷裂失效，通過對焊接質(zhì)量、斷口金相及配合尺寸鏈的分析，查明了其失效原因，優(yōu)化了結構，并對優(yōu)化后的數(shù)據(jù)進行了安全系數(shù)校核及CAE應力云圖分析。

汽車；轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂；安全系數(shù)；CAE應力云圖

1　轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂簡介

轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂結構以其承載力大、可靠性高、結構簡單等優(yōu)點而廣泛應用于安裝循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器的車輛上，包括部分越野車、皮卡、客車和小貨車等。常見的轉(zhuǎn)向拉桿結構如圖1所示，其中，循環(huán)球式轉(zhuǎn)向器通過錐面花鍵與轉(zhuǎn)向搖臂連接，帶動轉(zhuǎn)向搖臂左右擺動，轉(zhuǎn)向搖臂帶動中橫拉桿運動，轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂通過中橫拉桿做跟隨運動，中橫拉桿兩側(cè)分別與左、右側(cè)拉桿相連，側(cè)拉桿則帶動對應側(cè)的轉(zhuǎn)向節(jié)連帶車輪實現(xiàn)轉(zhuǎn)向。

圖1　轉(zhuǎn)向拉桿及轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂結構示意圖

轉(zhuǎn)向拉桿作為重要的轉(zhuǎn)向部件，它直接影響車輛操作穩(wěn)定性和運行安全性。如圖1所示，轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂上的擺臂通過安裝支架固定于車架或前懸架副車架上，在副車架上還有對應的限位結構，用以限制轉(zhuǎn)向擺動角度。在轉(zhuǎn)向拉桿運動過程中，轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂用于保持轉(zhuǎn)向操控的精準，同時負責承受轉(zhuǎn)向阻力矩，還承受輪胎傳遞的路面沖擊載荷，以減輕路面?zhèn)鬟f到方向盤上的振動和沖擊。因此，轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂應有足夠的剛度、強度和疲勞壽命，它不僅影響整車的使用壽命和駕乘人員的生命安全，而且對車輛操作穩(wěn)定性會產(chǎn)生很大影響，在嚴苛的路面條件下甚至會發(fā)生斷裂風險。

轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂通常由軸銷、擺臂、固定支架及上下蓋板和鎖母等構成，軸銷焊接在安裝支架上，同時還焊接有上蓋板，擺臂與軸銷之間實現(xiàn)相對轉(zhuǎn)動，在固定支架及上下蓋板之間涂抹有足夠的潤滑脂并用鎖母固定，防止擺臂與軸銷出現(xiàn)相對竄動。該文通過對轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂一例斷裂失效現(xiàn)象的分析，優(yōu)化其結構。

2　轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂軸銷斷裂現(xiàn)象

某車型轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂在道路試驗過程中出現(xiàn)松曠、軸銷斷裂失效現(xiàn)象，斷裂面如圖2所示。

圖2　轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂軸銷斷口

軸銷在斷裂失效之前先是出現(xiàn)松曠滲油，隨后發(fā)生斷裂失效。斷口處于上蓋板下方、擺臂上方（如圖3所示）。這種斷裂失效不僅會導致車輛轉(zhuǎn)向性能喪失，同時會對駕駛員生命構成威脅。

3　問題分析

轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂軸銷材料一般采用40Cr鋼（執(zhí)行標準為GB/T3077），進行調(diào)質(zhì)熱處理，其硬度為HRC26-32，材料屈服強度為785MPa。下面對該隨動臂結構分別進行安全系數(shù)計算和焊接質(zhì)量分析。3.1 安全系數(shù)校核

圖3　轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂銷軸斷裂位置示意圖

根據(jù)轉(zhuǎn)向梯形特點，不考慮外界沖擊載荷和焊接影響，轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂所受最大載荷工況為：轉(zhuǎn)向極限下，轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂與車架上限位結構接觸，且轉(zhuǎn)向器輸出扭矩達到最大。此時轉(zhuǎn)向梯形夾角α= 30°，轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂相關尺寸l1=126.3mm、l2= 18.7mm、l3=81.25mm。該車型轉(zhuǎn)向器最大輸出力矩為1053N·m。轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂結構尺寸如圖4所示，其中A-A為斷裂危險截面。

圖4　轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂結構尺寸示意圖

圖5為轉(zhuǎn)向梯形運動力學分析示意圖，由圖5得轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂的受力分解圖（如圖6所示）。

由圖5、圖6可得：

圖5　轉(zhuǎn)向梯形運動力學分析示意圖

圖6　轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂受力分解圖

F1=F2+F5；F2l2=F5l1；F3=F4

其中：F1=8335N，F(xiàn)2=7260N，F(xiàn)3=4192 N，F(xiàn)4=4192N，F(xiàn)5=1075N，得：

F1、F2對危險截面A-A產(chǎn)生扭矩T1、T2，危險截面A-A的直徑為21.3mm，F(xiàn)合對危險截面A-A產(chǎn)生扭矩M合。

斷裂危險截面A-A的安全系數(shù)為：

綜上所述，在不考慮外部沖擊的工況下，轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂的安全系數(shù)為1.9。相較于底盤零件2.5以上的安全冗余來說，其設計安全系數(shù)偏低。

通過CAE對軸銷進行應力分析，結果如圖7所示。從中可見，其最大應力也集中在斷裂危險截面位置，為477.4MPa。

3.2焊接質(zhì)量因素分析

轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂軸銷與安裝支架采用電弧焊焊接在一起，出于密封性考慮，將上蓋板也焊接在軸銷上。為保證焊接質(zhì)量，要求先焊接軸銷與安裝支架，再焊接上蓋板，并要求連續(xù)焊接以消除焊接過程的熱變形和熱裂紋影響。焊接位置如圖8所示。

從實際焊接效果來看，雖然圖8中橢圓區(qū)域所示的軸銷部位也有焊接，用于保證后續(xù)焊接工序的

圖7　轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂軸銷應力云圖（單位：MPa）

圖8　轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂軸銷焊縫位置示意圖

可靠性，但焊縫無法保持連續(xù)，在焊接完上蓋板后，軸銷的表面硬度明顯降低，已不能達到HRC26-32的硬度要求。說明這樣的焊接工藝設計不夠合理，實際操作困難。

4　轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂優(yōu)化方案

為從設計上改善焊接后的表面硬度缺陷，提高轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂軸銷的設計安全系數(shù)，將軸銷從目前的直桿式結構改為球頭銷與軸套配合結構，安裝支架與軸套焊接，球頭銷可在軸套內(nèi)自由轉(zhuǎn)動，避免軸銷焊接帶來的缺陷。此外，球頭銷還具有軸向磨損間隙補償、徑向跳動量小、應力截面無突變、可充分減少應力集中現(xiàn)象等優(yōu)點。改進后的轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂結構如圖9所示。

改進后的轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂中，安裝支架與軸套焊接在一起，球頭銷則與擺臂采用錐面結構配合，利用鎖母進行固定，球頭銷與擺臂一起相對軸套轉(zhuǎn)動，此時危險截面位置下降，同時通過增大該危險截面的尺寸進一步提高安全系數(shù)。通過計算校核，改進后軸銷的最大應力σ=238MPa，安全系數(shù)n=3.3，滿足理論安全系數(shù)要求。

圖9　改進后的轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂結構示意圖

利用“12標準工況法”對改進后的轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂進行CAE分析，分別校核軸銷斷裂的極限工況、轉(zhuǎn)向搖臂位于0°位置但車輛分別承受橫向2g沖擊、0.4g制動轉(zhuǎn)向及0.5g加速沖擊等4種軸銷受力最大的典型工況，并與改進前原軸銷的應力進行對比，結果如圖10～13所示。

圖10　轉(zhuǎn)向搖臂0°、整車2g橫向沖擊工況下的軸銷應力對比（單位：MPa）

圖11　轉(zhuǎn)向搖臂0°、整車0.4g制動轉(zhuǎn)向工況下的軸銷應力對比（單位：MPa）

圖12　轉(zhuǎn)向搖臂0°、整車0.5g加速沖擊工況下的軸銷應力對比（單位：MPa）

圖13　軸銷斷裂極限工況下的軸銷應力對比（單位：MPa）

從圖10～13可見：改進后軸銷的最大應力僅221MPa，安全系數(shù)達3.6。

經(jīng)過多次整車道路試驗驗證，按優(yōu)化方案改進后，該車再未出現(xiàn)轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂軸銷斷裂現(xiàn)象，證明安全系數(shù)可靠，改進效果滿足使用要求。

5　結論

（1）結構設計中的焊縫位置選擇對隨動臂軸銷的強度和疲勞壽命至關重要，焊縫微細裂紋、不合理的焊接位置、不合理的焊接方法在復雜、惡劣的車輛使用條件下易引起脆性斷裂，焊縫應避開應力較大的部位。

（2）對于轉(zhuǎn)向拉桿隨動臂軸銷結構的設計開發(fā)，綜合考慮各種工況，為了保證其可靠性，理論計算和CAE分析的安全系數(shù)都應保證在3以上。該理論計算和CAE分析可拓展到整個轉(zhuǎn)向拉桿總成。

（3）對于承受較大沖擊載荷和復雜應力的軸銷類零件，應避免在零件上進行焊接操作，以充分發(fā)揮40Cr材質(zhì)的軸銷類零件良好的韌性和剛性。

［1］ 聶毓琴，孟廣偉.材料力學［M］.北京：機械工業(yè)出版社，2004.

［2］ 王友鈞.汽車轉(zhuǎn)向直拉桿設計分析［J］.河南科技，2013 （13）.

［3］ 蔡維.一種新型汽車轉(zhuǎn)向機構設計研究與仿真分析［D］.重慶：重慶理工大學，2014.

［4］ 孫營.重型商用車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)建模及整車動力學仿真研究［D］.武漢：華中科技大學，2011.

［5］ 楊國庫.轉(zhuǎn)向直拉桿強度計算方法［J］.客車技術與研究，2011（5）.

［6］ 李渭軍.SX6123GK93L02客車底盤轉(zhuǎn)向拉桿疲勞分析［J］.汽車實用技術，2011（4）.

［7］ 陸軍.客車轉(zhuǎn)向拉桿系統(tǒng)角傳動比的分析和選擇［J］.客車技術與研究，2007（3）.

［8］ 丁大偉，徐學東，姜公鋒，等.汽車轉(zhuǎn)向拉桿斷裂失效分析［J］.失效分析與預防，2008（4）.

［9］ 盧柳林，馮繼軍，黃文長，等.汽車轉(zhuǎn)向橫拉桿失效原因分析［J］.失效分析與預防，2011（4）.

［10］ 鐘文.桂林大宇GL6120客車橫拉桿斷裂原因及改進建議［A］.海南省公路學會2005年年會學術交流論文集［C］.2005.

［11］ 唐輝.重型汽車（8噸橋）轉(zhuǎn)向橫拉桿總成設計［J］.才智，2009（1）.

［12］ 張亦良，姜公鋒，徐學東，等.汽車轉(zhuǎn)向橫拉桿斷裂失效分析［J］.北京工業(yè)大學學報，2010，36（10）.

［13］ 張傳業(yè).某型載貨汽車前橋橫拉桿斷裂失效模式分析［J］.汽車實用技術，2012（6）.

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