某輕型卡車轉向器支架斷裂原因分析與結構優化

陳健,劉俊紅，肖東方

(1.安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽合肥 230601； 2.東風精密鑄造有限公司，湖北十堰 442714)

某輕型卡車轉向器支架斷裂原因分析與結構優化

陳健1,劉俊紅1，肖東方2

(1.安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽合肥 230601； 2.東風精密鑄造有限公司，湖北十堰 442714)

汽車轉向器支架是轉向器與車架之間的重要連接件，為了保證支架的安全可靠性，在設計階段必須保證支架有足夠強度，同時應避免結構冗余，影響車輛輕量化要求。結合某輕型卡車市場出現方向機支架斷裂問題，利用HyperWorks軟件對斷裂轉向器支架進行有限元分析，并對改進結構實施拓撲優化，優化后支架與斷裂支架比較，最大應力由189.4 MPa降低到142.4 MPa，質量減輕38%。最終通過實驗驗證了優化支架的可靠性，說明基于CAE的結構分析和拓撲優化，能為產品故障分析提供手段，為產品設計和輕量化提供有效解決方案。

轉向器支架；拓撲優化；實驗驗證；CAE分析

0 引言

輕型卡車轉向器一般通過轉向器支架與車架相連，支架起到固定、承載轉向器的作用，其設計品質的優劣直接影響到轉向系統的可靠性及車輛操縱的安全性，在設計階段必須進行充分的理論計算和校核，保證支架有足夠的強度。為了使零部件結構設計更合理，可以利用優化技術對支架進行優化設計?；谟邢拊治龅耐負鋬灮夹g，它能在給定的設計空間內尋求最佳的材料分布。通過對零部件進行拓撲優化分析，可以有針對性地對總體結構和具體結構進行設計[1]。

結合某輕型卡車市場出現的轉向器支架批量斷裂問題，有必要對轉向器支架結構進行有限元分析驗證，以快速改進和開發滿足市場用戶需求的轉向器支架。

1 轉向器支架斷裂原因判斷

轉向器支架在車輛行駛過程中要承受轉向器重力和轉向力矩的作用，在設計強度不足、工況惡劣及使用不當等狀況下，轉向器支架壽命都會大大縮短，即會出現斷裂問題。某轉向器支架在車輛出售平均6個月、行駛10 000 km時批量斷裂，支架斷裂位置如圖1所示。

圖1 轉向器支架斷裂位置圖

開裂支架為整體鑄件，材料為球墨鑄鐵QT450，為了提高轉向輕便性，將轉向器由機械轉向改為動力轉向，轉向器最大輸出扭矩由960 N·m提升為1 920 N·m，轉向器支架未做結構改進。

對斷裂的市場樣件進行金相檢測分析，結果如表1所示。

表1 支架金相檢測數據

根據檢測結果，可以排除零件生產質量問題，推斷出支架斷裂最可能的原因是設計強度不足。

2 斷裂轉向器支架的有限元分析

根據推斷結果，對斷裂支架進行強度分析、改進和優化，具體實施流程見圖2。

圖2 轉向器支架的強度分析、改進和優化流程圖

2.1 模型建立

轉向器支架將轉向器與車架相連，外側通過4個螺紋孔固定轉向器，內側用5個通孔與車架螺栓連接，上方安裝駕駛室翻轉支架，轉向器支架主要受轉向器的重力、駕駛室重力和轉向器輸出力矩的反作用力，轉向器的重力相對輸出力矩可忽略不計，具體結構可參考圖3。

圖3 轉向器固定結構簡圖

將點A作為施力點，施力大小為轉向器最大輸出扭矩除以搖臂兩中心點長度，即為1 920(N/m)/196(mm)×1 000=9 827 N，已知的條件為轉向器輸出軸的扭矩，通過搖臂傳遞在點A沿F方向的力為9 827 N，將搖臂與轉向器作為一個整體，則反作用力作用在轉向器輸出軸上的力也是9 827 N，方向與F相反。取轉向器輸出軸與搖臂相交中心為施力點B，施力方向沿-F方向，在模擬過程中將點B與轉向器支架4個固定孔位剛性聯結(RBE2)。

對于駕駛室施加在轉向器上的力，根據駕駛室實際安裝方式，將轉向器上平面4個固定孔與駕駛室質心相連，并施加1/4駕駛室集中力。

利用Altair公司的HyperWorks有限元軟件建立轉向器支架的有限元模型(見圖4)，模型網格劃分成高階四面體單元90 318個，17個剛性單元，節點393 361個。

圖4 轉向器支架有限元分析模型

2.2 結果與分析

對開裂支架進行有限元分析，由于支架開裂位置明顯，在分析結果中，著重關注支架開裂處的應力分布云圖及最大值。應力云圖(圖5)顯示開裂處最大應力值為189.4 MPa，此應力值并沒有考慮沖擊載荷情況，與材料無疲勞缺口極限為210 MPa較為接近，安全系數低，在長期承受轉向作用力情況下，存在產生疲勞斷裂隱患。

圖5 轉向器支架開裂位置應力云圖

3 轉向器支架改進結構

3.1 改進結構

從分析結果可以看出，轉向器支架在開裂位置上平面過渡急劇，使得轉向器支架后半部分處于懸掛狀態，造成開裂位置應力較為集中。針對市場問題需要快速處理，根據以往設計經驗，通過延長上平面，在下方增加加強筋的方式來改進轉向器支架，快速更換市場問題支架，減小問題損失，市場服務件具體結構見圖6。

圖6 轉向器支架服務件結構

3.2 結構強度驗證

對服務件結構進行應力分析，如圖7所示，支架有限元模型開裂位置所受應力最大值為138.3 MPa，與開裂支架相比，強度有較大改善。

圖7 服務件結構應力云圖

將服務件運用到市場車型后，經過半年的跟蹤，沒有再出現開裂問題，說明上述原因分析正確，結構改進合理。

4 服務件結構的拓撲優化

轉向器支架服務件雖然能滿足實際車輛使用強度要求，但支架質量達8.7 kg，過于笨重，且改進措施較為粗獷，不符合全球汽車輕量化、精致化發展趨勢，需要對其進一步優化。

利用HyperWorks中的OptiStruct模塊對支架進行拓撲優化，拓撲優化的目標是尋找承載結構的最佳材料分布方案，得到結構最佳形狀。依據已知的負載或支撐等約束條件，解決材料的分布問題，從而使結構的剛度達到最大或使輸出位移、應力等達到規定要求[2-3]。

拓撲優化分為3個步驟: (1)定義優化區域；(2)定義優化參數；(3)進行優化計算。定義優化參數包含定義約束、目標函數、收斂公差等，Altair公司的OptiStruct模塊將單元的密度設為設計變量，單元密度在0～1連續變化，0和1分別代表空或實，中間值代表假想的材料密度值[4-5]。對改進結構的優

化區域進行設置(如圖8所示)，應力大小設為優化約束，質量最小為優化目標，優化結果如圖9所示。

圖8 優化區域設定(黑色：優化區域)

圖9 材料優化等值面圖(閥值取0.12)

5 轉向器支架的二次設計與有限元分析

5.1 轉向器支架的二次設計

利用拓撲優化找到材料的最佳分布后，一般還要結合形狀優化、尺寸優化、Morph等工具對拓撲優化結果進行更細致的優化[3]。同時要綜合考慮裝配關系、制造工藝等因素。在CAD軟件中對優化的幾何結構進行二次設計，最終確定轉向器支架優化結構的實體模型如圖10所示。

圖10 優化后的最終轉向器支架三維模型

5.2 優化支架的有限元分析

對優化后的支架重新建立有限元模型，對其強度進行分析，驗證優化支架的性能優劣。按照斷裂支架或改進支架的分析過程，對優化支架的邊界條件、受力進行加載，計算應力大小，由圖11可以看出：支架在開裂處的應力最大值為142.4 MPa，與改進支架接近，比開裂支架應力降低47 MPa，質量減輕2.9 kg,但加工工藝難度有所提升，具體詳見表2。

圖11 優化后支架應力云圖

支架結構開裂處最大應力/MPa質量/kg加工難度開裂支架189476易改進支架(服務件)138385易優化支架142447難(精鑄)

6 支架疲勞壽命實驗驗證

6.1 實驗測試方案

利用型號為PLS-L50B4四通道電液伺服構件疲勞試驗系統(見圖12)，分別對市場服務支架和優化支架進行疲勞壽命實驗，根據轉向器實際工作環境，模擬對支架同時施加以下兩種疲勞工況：

工況1：扭矩施力點法向垂直于方向機安裝端面的幾何中心線上，扭矩大小為-2 000～2 000 N·m(方向機輸出扭矩1 920 N·m)，頻率為0.25 Hz，正弦波加載，直至產品斷裂或循環次數達到5萬次

工況2：前懸載荷施力點垂直于前懸下支架安裝端面的幾何中心，載荷大小為-3 000～3 000 N，頻率2.5 Hz，正弦波加載，試驗直至斷裂或循環次數達到20萬次，如20萬次無失效現象，隨扭矩載荷繼續做直至產品斷裂失效或者時間結束(144 h)具體施加載荷及約束，如圖13所示。

圖12 疲勞壽命試驗臺架

圖13 支架實驗載荷及約束加載位置示意圖

6.2 實驗結果

根據測試方案，經過同時模擬工況1達5萬次和工況2達20萬次后，兩個支架均未出現永久變形、斷裂或開裂情況(詳見圖14—15)，改進支架和優化支架均通過實驗技術要求，參見表3。

圖14 市場服務支架樣件實驗后照片

圖15 優化支架樣件實驗后照片

實驗項目技術要求樣品實驗結果疲勞壽命模擬工況1和工況2同時加載市場服務支架扭矩載荷到達5萬次(前懸載荷20萬次后繼續施加)后，樣品未產生斷裂失效優化支架扭矩載荷到達5萬次(前懸載荷20萬次后繼續施加)后，樣品未產生斷裂失效

7 結論

結合市場問題，對某輕型卡車轉向器支架開裂原因進行分析，利用金相檢測和CAE軟件分析，對開裂原因進行確認;根據CAE分析結果和以往設計經驗對支架進行改進后，支架開裂處最大應力下降27%，質量上升12%，結構較為笨重；用拓撲優化技術對改進支架進一步優化，優化支架與開裂支架比較，開裂處最大應力下降25%,質量下降38%，優化結果顯

著；最后，通過疲勞實驗驗證了優化支架的可行性。

車輛出現的市場問題多種多樣，零部件失效原因也千變萬化，為了快速解決車輛問題，必須采用有效的手段對故障原因進行分析確認，利用現有的檢測設備結合CAE軟件分析是快速找到零部件失效原因的方法之一。而拓撲優化技術能為設計人員設計合理結構提供很好的手段，為傳統的簡單理論計算和個人的經驗判斷提供依據，使零部件結構設計更加輕量化和精致化，從而提高產品質量，增強產品競爭力。

【1】馬迅.懸置支架結構的有限元分析與拓撲優化設計[J].沈陽工業大學學報，2008,30(3):313-317. MA X.Finite Element Analysis and Topology Optimization Design of Mounting Bracket Structure[J].Journal of Shenyang University of Technology,2008,30(3):313-317.

【2】張勝蘭等編.基于HyperWorks的結構優化設計技術[M].北京:機械工業出版社,2007.

【3】Altair HyperWorks 10.0 Help[CP/OL].http://www.altair.com.cn.

【4】瞿元,徐有忠,張林波,等.拓撲優化技術在汽車結構設計中的應用[J].2007 Altair 大中國區用戶技術大會論文集，2007.

【5】馬媛媛,康黎云.基于拓撲優化的發動機支架設計[J].結構及多學科優化工程應用與理論研討會，2009.

Fractured Reasons Analysis and Structure Optimization on the Light Truck Steering Bracket

CHEN Jian1, LIU Junhong1，XIAO Dongfang2

(1.Anhui Jianghuai Automobile Co., Ltd., Hefei Anhui 230601,China; 2.Dongfeng Investment Casting Co.,Ltd.,Shiyan Hubei 442714,China)

Automotive steering bracket is an important connection between the frame and steering box. In order to ensure safety and reliability of the bracket, in the design stage, it is necessary to ensure adequate strength, while redundant structure should be avoided which will impact vehicle lightweight requirements. Aiming at a light truck’s market issues, HyperWorks software was used to do finite element analysis for the fractured bracket, and the structure was improved by topology optimization. Compared with the fractured bracket, the optimized bracket had 25% of the maximum stress reduction, 38% of weight reduction. The reliability of the optimized bracket was verified by experiment. It is indicated that the CAE-based structure analysis and topology optimization, can provide means for product failure analysis, find optimal solution for product design.

Steering bracket; Topology optimization; Experimental verification; CAE analysis

2017-03-01

陳健，男，碩士，目前主要從事底盤系統開發、先進技術研究、拓撲優化分析、基于CAE的結構數據庫建立、整車項目開發和管理等工作。E-mail:cjian8488@126.com。

10.19466/j.cnki.1674-1986.2017.06.003

U463.43

A

1674-1986(2017)06-011-05