某乘用車轉(zhuǎn)向節(jié)疲勞分析及驗證

徐忠誠，張健，蔣雪文，劉亮

(1.東風(fēng)汽車集團(tuán)股份有限公司技術(shù)中心，湖北武漢 430058；2.神龍汽車有限公司，湖北武漢 430056)

0 引言

轉(zhuǎn)向節(jié)是汽車底盤系統(tǒng)中最為重要、結(jié)構(gòu)及受力最為復(fù)雜的重大安全部件之一，直接關(guān)系到車輛的行駛安全性，集中承載著汽車的行駛、轉(zhuǎn)向、制動等功能。不僅要承受來自路面的各種沖擊，還要實現(xiàn)對汽車行駛方向的控制以及承受來自轉(zhuǎn)向機傳來的轉(zhuǎn)向載荷，同時還要承受制動時的制動扭矩，受力情況極為復(fù)雜，工作條件極為惡劣。因此，轉(zhuǎn)向節(jié)的強度、疲勞壽命的設(shè)計顯得極為重要，必須具備較高的強度儲備。

轉(zhuǎn)向節(jié)的驗證必須經(jīng)過嚴(yán)苛的疲勞試驗，文中參照某司轉(zhuǎn)向節(jié)的疲勞試驗標(biāo)準(zhǔn)對所研究的轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行疲勞壽命計算，基于HyperWorks軟件的疲勞分析模塊對轉(zhuǎn)向節(jié)的強度及疲勞壽命進(jìn)行計算分析。

1 有限元模型的建立

1.1 網(wǎng)格劃分

為了盡可能地保留及反映轉(zhuǎn)向節(jié)結(jié)構(gòu)的幾何特征，采用四面體及五面體組合的方式進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格的平均尺寸為1.5 mm。

1.2 材料的基本屬性

材料為QT450，其基本屬性如表1所示。

表1 GSA的基本材料屬性

1.3 邊界條件及載荷

轉(zhuǎn)向節(jié)疲勞試驗包含減振器點和轉(zhuǎn)向拉桿點、卡鉗點和下球銷點4個單獨的試驗，各個試驗的約束和加載各不相同，載荷的大小及方向由某司轉(zhuǎn)向節(jié)疲勞試驗標(biāo)準(zhǔn)推算得出。

1.3.1 減振器點的邊界條件及加載

(1)約束

將軸承孔內(nèi)表面所有節(jié)點等效至軸承孔幾何中心點，約束該點處所有自由度[沿X、Y、Z方向的平動及轉(zhuǎn)動，如圖1(a)所示]。

(2)加載

將減振器孔內(nèi)表面與減振器外表面接觸區(qū)域的所有節(jié)點等效至點K，再在點C和點K之間建立剛性連接。按照實驗標(biāo)準(zhǔn)在點K處施加沿Z軸負(fù)向大小為6.61 kN的靜態(tài)載荷；在點C處施加Fn=4.07±2.51 kN的正弦交變載荷，方向沿Y軸正向[如圖1(b)所示]。

圖1 減振器點的約束及加載狀況

1.3.2 轉(zhuǎn)向拉桿點的邊界條件及加載

(1)約束

約束軸承孔內(nèi)表面等效節(jié)點處所有自由度[沿X、Y、Z方向的平動及轉(zhuǎn)動，如圖2(a)所示]。

(2)加載

將轉(zhuǎn)向拉桿孔內(nèi)表面與球銷軸外表面接觸區(qū)域的所有節(jié)點等效至點M，按照實驗標(biāo)準(zhǔn)在點M處施加Fn=-0.2±2.15 kN的正弦交變載荷，方向沿Y軸正向[如圖2(b)所示]。

圖2 轉(zhuǎn)向拉桿點的約束及加載狀況

1.3.3 卡鉗點的邊界條件及加載

(1)約束

將下球銷孔內(nèi)表面所有節(jié)點等效至點D，約束點D、點K及軸承孔內(nèi)表面等效節(jié)點處所有自由度[沿X、Y、Z方向的平動及轉(zhuǎn)動，如圖3(a)所示]。

(2)加載

將卡鉗安裝孔內(nèi)表面所有節(jié)點等效至輪距點，在該點處加載制動轉(zhuǎn)矩Mn范圍為0～2.13 kN·m的半正弦波交變載荷，方向沿Y軸負(fù)向[如圖3(b)所示]。

圖3 卡鉗點的約束及加載狀況

1.3.4 下球銷點的邊界條件及加載

(1)約束

約束點M及軸承孔內(nèi)表面等效節(jié)點處所有自由度[沿X、Y、Z方向的平動及轉(zhuǎn)動，如圖4(a)所示]。

(2)加載

在點D處加載Fn=-0.28±3.88 kN的正弦交變載荷，方向沿X軸正向夾角為29°，位于XY平面內(nèi)[如圖4(b)所示]。

圖4 下球銷點的約束及加載狀況

1.4 仿真計算及結(jié)果分析

1.4.1 仿真計算

對于疲勞分析而言，除了建立精準(zhǔn)的有限元模型及正確地定義邊界條件外，最為重要的就是確定材料的S-N曲線，通常是由標(biāo)準(zhǔn)試樣進(jìn)行疲勞試驗擬合而成，如圖5所示。

為了使用方便,在雙對數(shù)坐標(biāo)系下S-N曲線被近似簡化成為兩條直線，但是也有很多情況只選取橫坐標(biāo)為對數(shù)坐標(biāo),此時也常把S-N曲線近似簡化為兩條直線。根據(jù)經(jīng)驗試樣所承受的應(yīng)力幅水平與發(fā)生疲勞破壞時所經(jīng)歷的循環(huán)次數(shù)之間的關(guān)系需滿足式(1)。

SmN=C

(1)

式中：S為應(yīng)力幅或最大應(yīng)力；N為達(dá)到疲勞破壞時的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)；m、C為材料常數(shù)。

將式(1)兩邊同時取對數(shù)運算,即為:

lgN=lgC-mlgS

(2)

即材料的S-N曲線在雙對數(shù)坐標(biāo)下就變成斜率為-m，截距為lgC的一條直線。

圖5 應(yīng)力幅值與循環(huán)次數(shù)曲線(S-N曲線)

鑒于A94轉(zhuǎn)向節(jié)并未進(jìn)行材料的疲勞試驗，因此只能根據(jù)經(jīng)驗關(guān)系式進(jìn)行疲勞極限的估算從而確定S-N曲線，經(jīng)驗關(guān)系式估算S-N曲線相對保守，對分析具有一定的指導(dǎo)性。對于標(biāo)準(zhǔn)材料試驗的S-N曲線來說，根據(jù)材料103與106次循環(huán)的疲勞強度就可確定曲線，103次循環(huán)的疲勞強度根據(jù)經(jīng)驗大約等于Sb的90%的抗拉強度極限，106次循環(huán)的疲勞強度(疲勞極限)等于Sb的50%的抗拉強度極限。根據(jù)經(jīng)驗公式，材料GSA的雙對數(shù)S-N曲線如圖6所示。

圖6 GSA的S-N曲線(單對數(shù))

確定好各項參數(shù)，依據(jù)試驗標(biāo)準(zhǔn)加載邊界條件并提交RADIOSS求解器求解。

1.5 計算結(jié)果及分析

計算結(jié)果如表2所示。

表2 各工況下的最大應(yīng)力及疲勞壽命

各工況靜態(tài)最大載荷條件下的應(yīng)力如圖7—10所示。

圖7 減振器點最大靜態(tài)載荷下的應(yīng)力云圖

圖8 轉(zhuǎn)向拉桿點最大靜態(tài)載荷下的應(yīng)力云圖

圖9 卡鉗點最大靜態(tài)載荷下的應(yīng)力云圖 圖10 下球銷點最大靜態(tài)載荷下的應(yīng)力云圖

工程經(jīng)驗表明：零件承受的最大應(yīng)力不高于材料90%的抗拉強度極限時，其疲勞壽命能達(dá)到103次以上；零件承受的最大應(yīng)力不高于材料50%的抗拉強度極限時，其疲勞壽命能達(dá)到106次以上。

由計算結(jié)果可知：該轉(zhuǎn)向節(jié)在各工況點承受的最大應(yīng)力分別為其抗拉強度的36.4%、15.2%、26.8%、17.5%，遠(yuǎn)低于50%。因此，從經(jīng)驗判斷上來講，該轉(zhuǎn)向節(jié)的疲勞壽命至少在106以上，臺架試驗的結(jié)果也充分驗證了這一點。

一般認(rèn)為，當(dāng)零件的壽命達(dá)到107以上時，可認(rèn)為是無限壽命。經(jīng)仿真計算，轉(zhuǎn)向節(jié)的疲勞壽命為1020，故可認(rèn)為該轉(zhuǎn)向節(jié)為無限壽命。

2 總結(jié)

基于試驗標(biāo)準(zhǔn)，對轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行了疲勞壽命分析，分析結(jié)果表明所研究轉(zhuǎn)向節(jié)滿足疲勞強度的要求，與疲勞試驗的結(jié)果相吻合。這驗證了文中所做的分析的方法是科學(xué)的、可行的，得出的結(jié)論是可靠的，具有一定的參考價值。

當(dāng)前對轉(zhuǎn)向節(jié)的驗證主要是試驗驗證，這種驗證方法雖然可靠，卻存在耗時費力、成本高、難以把控試驗進(jìn)度等問題。而CAE試驗仿真則可以有效地避免這些問題，具有投入小、進(jìn)度快、不受環(huán)境條件限制等優(yōu)點，并且在產(chǎn)品的設(shè)計階段就能進(jìn)行仿真分析，預(yù)先發(fā)現(xiàn)設(shè)計缺陷及潛在風(fēng)險并找到最佳的設(shè)計方案，減少實車試驗的工作量，既降低了開發(fā)成本也加快了整車及零部件的開發(fā)進(jìn)程。