基于ANSYS Workbench的某汽車轉向節的有限元分析*

黃小娣

（廣東理工學院，廣東肇慶 526000）

0 引言

鑒于轉向節對整車的重要性和自身形狀的特殊性，國內外很多相關學者對其結構強度、剛度和疲勞強度進行了分析，取得了一定的研究成果。馮大碧等[1]對客車左前輪轉向節的斷裂部位進行了金相檢查和掃描電子顯微鏡檢查，指出這種斷裂應屬于早期疲勞斷裂；吳海平等[2]結合了化學分析、電子顯微鏡掃描以及金相組織分析等方法，對QT450－10左轉向節進行研究，認為轉向節發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]以長桿類轉向節的疲勞壽命為研究對象，以有限元分析為基礎，運用可靠的優化設計方法研究了這一類型轉向節的疲勞壽命，同時也獲得了相應的優化設計成果。文獻顯示，通過對轉向節失效件進行化學研究分析、金相檢查等，得出轉向節強度失效的主要原因。就研究轉向節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的材料力學領域，而以有限元法為代表的數值計算方法是發展趨勢。

本文基于ANSYS Workbench的有限元技術，依據汽車行駛的3種典型工況（即緊急制動工況、側滑工況和越過不平路面工況）受到的載荷，對某輕型車前橋驅動用汽車中心孔類轉向節進行強度的靜態分析，為進一步優化設計提供可靠的依據。

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轉向橋形式，轉向節為中心孔型轉向節，通過SolidWorks建模，其在汽車懸架中的安裝位置如圖1所示。

圖1 轉向節安裝位置示意圖

為了提高計算效率，模型除了保留原來的機械性能與結構特征外，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拔模角度、凸臺、筋肋、小孔、軸孔退刀槽及翻邊等結構特征也不考慮[5]。最后所得的模型如圖2所示。

圖2 轉向節的有限元模型

1.2 材料屬性以及單位制

本文選擇由優質中碳合金鋼40Cr制成的轉向節作為研究對象，各物理量如表1所示[6]。

表1 材料屬性

1.3 網格劃分

本文所研究的轉向節是一種復雜的空間實體結構，利用四面體網格劃分方法，細化處理部分區域內的網格并對其進行優化，從而可以生成轉向節的有限元模型，如圖3所示，該模型中的節點、單元數量分別是188 321個與110 812個。

圖3 轉向節的有限元模型

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轉向橋，同時還采用了麥弗遜式的懸架機構以及中心孔類的轉向節，如圖2所示，其與其他各個零部件的連接方式如表2所示，以此為依據來約束轉向節[7]。

表2 轉向節約束說明

2 轉向節強度分析

2.1 受力分析

車輛驅動部件的負載主要是由車輪與道路這兩者之間的作用力決定的，在計算行駛系相關零部件的靜強度時，需要重點考慮汽車處于滿載狀態下的某些特殊工況，例如側滑、緊急制動等。

汽車行駛過程中，轉向節所承受的動態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 轉向節各載荷定義

2.2 不同工況的強度分析

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

表4 整車參數

2.2.1 越過不平路面工況

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

式中：Kd為動載系數，在汽車越過障礙路面這種工況下，動載系數一般是介于1.5～2.5，對于某些特殊情況動載系數可以取到3，本文設定Kd＝2.5，結合整車參數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的約束條件，施加給轉向節的計算模型并進行具體分析，從而可以得出轉向節在此工況下的變形圖與應力云圖，如圖4所示。

圖4 越過不平路面時轉向節應力云圖及變形圖

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向節處，這樣行駛方向的縱向反力與垂直方向反力都會作用于轉向節的中心大孔處。與此同時，制動力進行平移會相應地產生一個附加力矩Mz，而這個力矩也會作用于轉向節。通過以下幾個公式來計算各種載荷，具體如下。

垂直載荷為：

因制動器發生作用而產生的縱向制動力為：

由制動力進行平移所產生的附加力矩為：

本文選擇了一種小型車進行研究，其總質量不超過4.5 t。依據機動車有關制動性能方面的規定，小型車在進行制動時，其減速度通常為結合整車參數計算并在模型相應的部位加載，得到緊急制動工況的變形圖與應力云圖，如圖5所示。

圖5 緊急制動時轉向節應力云圖及變形圖

2.2.3 轉向側滑工況

側向滑移通常簡稱為側滑。當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發生滑行移動；當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，這種情況下行駛中的汽車也會發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彎，這時會由于轉得太急而發生左轉彎側滑。當汽車在轉向時發生側滑，這種工況下會有兩個方向相同、大小卻不同的側向力分別作用于左前輪和右前輪。在側滑工況下，內側前輪與外側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：

轉向側滑主要的約束是減震器、下擺臂及轉向拉桿等處，結合整車參數計算出各個載荷，加載到有限元模型后，得到變形圖與應力云圖，如圖6所示。

圖6 轉向側滑時轉向節應力云圖及變形圖

3 結果分析

3.1 有限元法計算結果分析

結合前面各種工況的轉向節的應力云圖和變形圖，得到各種工況下的最大應力值和變形值，如表5所示。

表5 各工況下的最大應力與變形

由計算結果以及變形云圖和變形圖可知，在上述3種典型工況中，轉向側滑的應力值最大，為280.19 MPa，如果不平路面和轉向側滑同時發生，最大應力值也不超過500 MPa。而該汽車轉向節所用的材料為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 傳統設計法計算結果對比

鑒于轉向節結構的復雜性，所以用傳統方法在設計轉向節時，既要進行定性分析，同時還要通過類比的方法進行估算。通過分析有關汽車設計的某些文獻發現[8]，傳統有關轉向節的設計計算主要是針對套筒及長管等類型的轉向節進行的，而且只是校驗、核對位于指軸根部的危險截面的應力（通常認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。

以轉向側滑工況為例，對左轉彎過程中左轉向節的受力情況進行分析，這種情況下附加力矩會產生相應的彎曲應力，其最大值為：

圖7 轉向節傳統設計計算示意圖

其中：

式中：d為其中指軸的軸徑，大小與本文中心孔類轉向節的中心孔直徑相當，取65 mm，結合整車參數代入到上式中，通過運算得到σwL＝182.26 MPa，也就是說，計算此種工況下轉向節的最大應力，如果以傳統的設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力值則是280.19 MPa，要比用傳統方法計算出的值大。相較于傳統設計值，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 結束語

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