轉向拉桿極限承載力的仿真分析

陳泳

(四川望錦機械有限公司，四川成都 610200)

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轉向拉桿極限承載力的仿真分析

陳泳

(四川望錦機械有限公司，四川成都 610200)

摘要：研究影響轉向拉桿極限承載力的3個主要環節，并對每個環節進行仿真分析。通過對轉向拉桿總成折彎力的分析，闡述了線性屈曲和非線性屈曲在應用上的差異。分析內拉桿球鉸鉚接裝配過程，力矩和擺角均達到設計目標。在內拉桿的拉脫力和外拉桿球銷的彎曲強度分析中牽涉到了材料的損傷，采用ABAQUS顯式分析完成計算。仿真分析的應用，實現了轉向拉桿極限承載力的正向設計。

關鍵詞：轉向拉桿；極限承載力；顯式分析

0引言

轉向拉桿是汽車轉向系統末端的運動及載荷輸出的機構，2個鉸接的球頭一端連接在轉向器的齒條上，另一端連接在車輪的轉向節上。方向盤的轉動經過了轉向器傳遞，其輸出的載荷再由轉向拉桿牽引車輪達到所需要的轉向角度。因此，轉向拉桿的強度是設計中的重要環節。為了滿足所需的轉向力，采用仿真的方法來驗證轉向拉桿的極限承載力，能有效降低設計風險，保證開發的周期，實現正向設計。

轉向拉桿的工況僅有拉壓2個狀態，且都是由轉向器的齒條輸出到轉向拉桿，因此轉向拉桿極限承載力的設計必須大于這個齒條的最大輸出力[2]并留有一定的安全系數。在壓縮承載時，需校核轉向拉桿總成的折彎力和外拉桿球銷的徑向彎曲強度；在拉伸承載時，需校核內拉桿球頭的拉脫力。文中僅對這3個主要的極限承載力進行分析，關于螺紋的連接強度可參考標準來設計和校核，其他的強度設計環節如外拉桿球銷的拉、壓脫力與內拉桿球頭的拉脫力類似，此處略。圖1是轉向拉桿產品的裝配結構圖。

1轉向拉桿總成折彎力的分析

1.1細長桿的折彎力線性計算

轉向拉桿根據外拉桿即OBJ(Outer Ball Joint)的形狀不同有3種常見的結構：(1)直桿，這個可以根據經典的力學公式近似計算折彎力；(2)OBJ有一個單向彎曲；(3)OBJ有2個方向的彎曲。后2類拉桿的折彎力只能通過CAE計算得到。3種常用拉桿形狀如圖2所示。OBJ設計為彎曲的形狀主要是源于汽車懸架上下極限跳動及轉向極限工況下，為了避讓車輪、控制臂等底盤零件，防止干涉的發生。

直型的轉向拉桿可經過簡化后按兩端鉸支細長桿來快速估算其折彎力。將圖2(a)所示轉向拉桿簡化為圖3(a)所示的細長桿，已知桿的材料為40Cr，最小處直徑d為14 mm，鉸支中心距為371 mm。其彈性模量為205 GPa，屈服強度為786 MPa。先驗算是否滿足大柔度桿的定義[2]：

在滿足大柔度桿的前提下，進行臨界壓力即折彎力的計算：

同樣的模型參數，采用CAE線性屈曲的方法計算，得到預載荷1 kN下的屈曲特征值為：

αEigenValue=26.324,F=1 kN

則折彎力的計算如下，結果見圖3(b)。

Pcr=αEigenValue×F=26.324 kN

1.2轉向拉桿折彎力的非線性分析

對更廣泛類型的轉向拉桿的折彎力進行分析，需要考慮材料非線性、幾何非線性。首先還是要對模型做合理的簡化。基于兩端鉸支的分析，只須保留中部桿件，即橫拉桿、球銷套和螺母3個零件，鉸支點的約束中心取兩端的球心，桿件中部的連接螺紋簡化成Tie約束。以上簡化，有效減少了分析中的接觸對，避免了大量不必要的計算工作量。

對鉸支約束的設置：一端限制3個移動自由度，另一端限制2個移動自由度并向壓縮方向施加強制位移5 mm。單元類型采用C3D10，網格大小取2，材料設置為彈塑性，并開啟分析設置中的非線性，同時還要充分考慮實際制造模型相對理論模型建模中可能存在的缺陷[3]。最后計算結果為26.257 kN，圖4為幾個階段的模型，圖5為折彎力分析的曲線。

非線性的分析方法，不僅適用于直型的轉向拉桿，而且更廣泛適用于其他各種彎曲形式的轉向拉桿分析。圖6為折彎后的實物，試驗測試的折彎力為26.391 kN。

2內拉桿拉脫力的仿真

2.1內拉桿球鉸鉚接裝配過程的分析

球鉸的設計較復雜，存在多個設計要素相互關聯的問題。球鉸的鉚接裝配過程又是各設計要素形成的過程，鉚接后需要驗證每個參數是否都達到了設計指標，這里僅以內拉桿即IBJ(Inner Ball Joint)的鉚接裝配過程為例進行介紹。在依據轉向拉桿的使用工況初步選定IBJ球頭直徑、球頭座類型后，按體積不變的方法計算鉚接變形后的球頭座和球頭套幾何尺寸，初算其滿足擺角要求后，再通過仿真來精確模擬IBJ的鉚接裝配，以驗證設計值是否能達到目標。變形部分的體積經過計算展開得到的球頭套幾何模型見圖7(a)，球頭座、橫拉桿球頭端及其組合件的圖見圖7(b)、(c)、(d)。

對鉚接過程總共做了4個分析步[4]：(1)將球頭座預壓入球頭套；(2)將鉚接模下移至鉚接高度；(3)將鉚接模提升起來讓球鉸有一個彈性回復；(4)對鉚接成型的球鉸通過轉動球頭進行力矩的測定。球鉸的設計匹配目標：(1)要滿足接觸壓強的合理分布；(2)最終力矩、剛度達到設計要求值。為減少分析計算量并提高分析的收斂性，對分析模型采用了軸對稱模型，球頭套、球頭座及球頭的材料均根據試驗機實測出應力應變曲線[5]。分析模型的單元類型為CGAX4R，網格取0.3 mm。分析中，需要根據力矩的大小來調節鉚接的深度。圖8是前3個分析步的分析結果，鉚接完成后的轉動力矩達到4 N·m。圖9為鉚接后的實物。

圖8IBJ鉚接分析輸入模型 圖9IBJ鉚接后實物

當力矩、剛度、接觸壓強都滿足需求后，再對擺角進行確認。分析擺角，首先需要將前面分析的鉚接成型后的球頭套和球頭座的變形網格導出，經過數據處理后輸出為DXF的格式，然后在CAD里面進行裝配確認，見圖10。經確認擺角為30.5°達到設計目標。

2.2內拉桿拉脫力仿真

由于在內拉桿球頭拉脫的過程中會出現擠壓并剪斷球頭座的現象，因此對IBJ的拉脫力分析，若要精確地復現拉脫過程，應優先采用顯式分析，輸入球頭座材料的損傷失效參數[6]并同時應用單元刪除技術，這樣計算過程更容易收斂。若只有材料的彈塑性數據是無法實現有材料失效過程的仿真分析。以常見的單軸拉伸為例，單軸拉伸曲線中有個下降段。而這個下降段反映了從試樣的頸縮到斷裂的過程，也就是材料的損傷和損傷演化的過程，而彈塑性材料是不包含這個過程的。建模方面，則需要根據鉚接分析變形的結果重新建立三維實體模型，然后約束住球頭套，給球頭銷向上的強制位移，并在后處理中輸出球頭銷所受的反力與位移。拉脫力的分析結果見圖11。

當然對拉脫力也有更簡化的分析方法，只需要在前面鉚接的隱式分析基礎上直接增加一個分析步，給球頭一個向上的強制位移，但這種分析在拉脫過程中可能會因為球頭座剪斷導致網格畸變使計算出現不收斂的情況。如果出現了這種情況，還可以采用另外一個方法來解決，就是在拉脫力計算建模時刪除球頭座，這個件的刪除對IBJ拉脫力峰值的影響較小，但拉脫力曲線將看不到因球頭座剪斷所形成的載荷突變過程。

3外拉桿球銷彎曲強度分析

外拉桿球銷在工作中需要穩定地傳遞轉向力，其常見失效部位是頸部和大端固定位置。在球銷的詳細設計中，球銷頸部及大端的形狀尺寸要根據球頭直徑大小、工作擺動角度、給定的轉向節安裝空間、防塵罩的密封結構等綜合確定。

如果參考試驗狀態來建模和分析的話，完整的球銷彎曲強度分析的模型零件多、計算量較大，見圖12。通過合理簡化分析模型，球銷只保留懸伸的部分，壓頭簡化成一個圓片。 約束設置中，球銷大端面約束6個自由度，壓頭約束5個自由度只保留向下的強制位移。球銷網格小于1 mm且局部加密至0.5 mm，壓板網格小于0.5mm，單元類型為C3D8R。球銷的徑向壓彎要達到失效破壞，和前面的球頭座被剪斷的拉脫力分析類似，采用ABAQUS顯式分析求解器分析[7]，輸入材料的損傷失效參數并同時應用單元刪除技術。球銷壓彎后的結果見圖13。

4結束語

(1) 對汽車轉向拉桿的極限載荷包括轉向拉桿總成折彎力、IBJ球頭拉脫力、OBJ球銷彎曲強度做了仿真分析，計算結果分別為26.257、50.528、39.598 kN，對比試驗結果分別為26.391、50.845、39.927 kN，其計算精度完全滿足設計需求。

(2)仿真模型的合理簡化是保證分析成功的關鍵要素之一。面向工程應用的仿真分析，需要快速響應設計驗證的需求，只有準確地抓住分析模型本質來展開對模型的簡化，才能得到準確又高效的分析結果。文中所做的3個分析模型都得到了充分的簡化。

(3)ABAQUS的顯式分析求解器在應對大變形、復雜接觸、材料失效、斷裂等仿真分析有獨特的優勢，少有不收斂的問題，計算結果精度較好，但在準靜態分析中需注意選擇合適的加載速度，并且模型的動能不應超過內能的5%～10%[8]。

參考文獻:

【1】劉庚寅,劉晟昱,彭微君,等.電動助力轉向系統中齒輪齒條傳動設計與計算[J].汽車零部件，2012(10):71-76.

【2】張亦良,姜公鋒,徐學東,等.汽車轉向橫拉桿斷裂失效分析[J].北京工業大學學報，2010，36(10):1317-1323.

【3】劉昆,張廷昌,王璞,等.半潛式鉆井平臺撐桿結構極限承載力數值仿真計算[J].江蘇科技大學學報，2012(10)：430-433.

【4】劉平.鉚接變形及其有限元分析[D].西安：西北工業大學,2007.

【5】曲杰,張國杰,許華忠.汽車輪轂軸承單元軸鉚過程中鉚頭運動方程確定[J].汽車零部件，2015(9)：3-9.

【6】法洋洋.埋件結構拉脫破壞非線性分析數值模擬[D].上海：上海交通大學,2012.

【7】許雪梅.鋁合金熔焊接頭及其薄壁結構的大變形力學行為研究[D].蘭州：蘭州理工大學,2013.

【8】曹金鳳，石亦平.ABAQUS有限元分析常見問題解答[M].北京：機械工業出版社，2009:219-233.

Simulation Analysis on Ultimate Strength of Steering Tie Rod

CHEN Yong

(Sichuan Wangjin Machinery Co.,Ltd., Chengdu Sichuan 610200,China)

Keywords:Steering tie rod；Ultimate strength；Explicit analysis

Abstract:Three main links influencing the ultimate strength of steering tie rod were investigated, and the simulation analyses were carried on. Through the analysis about steering tie rod assembly buckling load, the differences of linear buckling and nonlinear buckling in application were expounded. The inner ball joint riveting assembly process was analyzed, it was shown that the torque and angular achieved the design targets.In the analysis process about pulling out and bending strength, material damage was involved,so ABAQUS software was used to complete calculation. The application of simulation analysis has realized the forward designed for the steering tie rod ultimate strength.

收稿日期：2016-01-03

作者簡介：陳泳(1975—)，男，本科，工程師，從事CAD/CAE/CAM技術的研究。E-mail：balljoint@163.com。

中圖分類號:TH123

文獻標志碼：A

文章編號：1674-1986(2016)03-031-05