牛曉燕，王忠海，王桂香

（河北大學(xué) 建筑工程學(xué)院，河北 保定 071002）

轉(zhuǎn)向節(jié)是汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的關(guān)鍵零件，與汽車懸架、前車軸、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)以及制動器總成相連，具有承受載荷和轉(zhuǎn)向等重要功能［1］，也是汽車中受力最復(fù)雜、應(yīng)力最集中的零件，其設(shè)計在汽車零部件設(shè)計中具有十分重要的地位，直接關(guān)系到汽車的安全性能.

由于轉(zhuǎn)向節(jié)在汽車的安全性能方面具有十分重要的作用，國內(nèi)外許多學(xué)者很早就對其進(jìn)行了研究，主要集中在轉(zhuǎn)向節(jié)的制造工藝和加工方法及其強(qiáng)度、剛度、疲勞失效等方面.曾忠敏等［2］對賽車的后轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行了多工況加權(quán)拓?fù)鋬?yōu)化，減輕了后轉(zhuǎn)向節(jié)的質(zhì)量.王國權(quán)等［3］確定了某重型載貨汽車轉(zhuǎn)向前橋輪轂軸承的承載荷譜.劉佳［4］找出造成轉(zhuǎn)向節(jié)銷孔變形問題的根本原因是轉(zhuǎn)向節(jié)銷孔鎖緊螺栓夾持力不足，并通過提高螺栓的擰緊力矩解決該問題.文獻(xiàn)［5－6］介紹了使用金屬基復(fù)合材料制作轉(zhuǎn)向節(jié)，能明顯增大轉(zhuǎn)向節(jié)的強(qiáng)度、疲勞、沖擊等性能，減少轉(zhuǎn)向節(jié)的重量.文獻(xiàn)［7－13］主要針對汽車在行駛過程中不同工況下轉(zhuǎn)向節(jié)的受力進(jìn)行分析，鮮有對轉(zhuǎn)向節(jié)在裝配過程中的力學(xué)特性進(jìn)行分析.據(jù)此分別針對裝配過程中轉(zhuǎn)向節(jié)節(jié)臂錐孔拉大、球銷沿錐孔方向位移過大等問題，對轉(zhuǎn)向節(jié)結(jié)構(gòu)進(jìn)行應(yīng)力分析，為確定合理的裝配參數(shù)提供科學(xué)依據(jù).

圖1 簡化前后模型對比Fig.1 Comparison between simplified models and original model

1 轉(zhuǎn)向節(jié)有限元模型的建立

轉(zhuǎn)向節(jié)的實體形狀較為復(fù)雜，在不影響分析精度的前提下對模型進(jìn)行了簡化處理，使有限元模型既能反映工程結(jié)構(gòu)的主要特征，又可以快速方便地建模，進(jìn)行有限元計算.

1.1 有限元模型的建立與處理

由于考察部位位于節(jié)臂錐孔與球銷接觸面位置，而且只分析軸向力及摩擦系數(shù)對錐孔的影響，故對轉(zhuǎn)向節(jié)模型進(jìn)行簡化，簡化前后模型如圖1所示.在球銷端面施加軸向作用力模擬螺母擰緊過程中施加在球銷上的作用力，在約束部位施加位移約束模擬螺母對節(jié)臂的約束作用.

1.2 有限元模型的網(wǎng)格劃分

考慮模型簡化后的對稱性以及面接觸等因素，球銷與節(jié)臂均采用六面體一階單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格類型及數(shù)量見表1.

表1 網(wǎng)格類型及數(shù)量Tab.1 Type and quantity of the grid

1.3 材料屬性

球銷材料為40Cr，節(jié)臂材料為QT450，其材料屬性均按國家標(biāo)準(zhǔn)設(shè)定，如表2所示.

表2 材料屬性Tab.2 Material properties

1.4 有限元模型邊界條件

球銷端面受到均布載荷作用，在球銷與節(jié)臂接觸部位建立面－面接觸條件，在螺母與節(jié)臂接觸部位設(shè)定全固定位移約束，如圖2所示.根據(jù)懸架中連接件可靠連接的要求，將軸向力F 分5 種情況，依次為19，21，23，25，27.22kN共5組進(jìn)行施加；由于球銷在安裝時，其表面可能存在油脂，造成摩擦系數(shù)存在波動，對應(yīng)每種情況，接觸面屬性設(shè)定為0.05，0.1，0.15，0.24組摩擦系數(shù)μ 進(jìn)行對比分析.共進(jìn)行20組工況的計算分析.

圖2 節(jié)臂與球銷邊界條件Fig.2 Boundary conditions of the knuckle arm and the spherical pin

2 計算結(jié)果

由于篇幅所限，僅給出在軸向力F 為27.22kN 下節(jié)臂錐孔的受力情況.

節(jié)臂錐孔內(nèi)表面的Mises應(yīng)力分布云圖如圖3所示.雖然摩擦系數(shù)不同，但平均Mises應(yīng)力最大值都發(fā)生在錐孔內(nèi)表面梯度最大處，且摩擦系數(shù)越小，內(nèi)部產(chǎn)生較大應(yīng)力的區(qū)域越大.

圖3 軸向力F＝27.22kN 時節(jié)臂錐孔內(nèi)表面應(yīng)力分布云圖Fig.3 Stress contours of knuckle arm's conical hole surface where axial force is 27.22kN

節(jié)臂錐孔內(nèi)的塑性應(yīng)變云圖如圖4所示.最大塑性變形均發(fā)生在錐孔表面梯度最大處.隨著摩擦系數(shù)的增大，錐孔表面附近發(fā)生塑性變形的區(qū)域逐漸減小，對應(yīng)摩擦系數(shù)μ＝0.05與μ＝0.20，其最大等效塑性應(yīng)變（PEEQ）分別為0.011 03和0.000 416 3，大約相差26倍.

圖4 軸向力F＝27.22kN 時節(jié)臂錐孔內(nèi)塑性應(yīng)變云圖Fig.4 Plastic strain contours of knuckle arm's conical hole surface where axial force is 27.22kN

錐孔內(nèi)表面的結(jié)點所受正壓力分布云圖如圖5所示.最大正壓力均發(fā)生在內(nèi)表面梯度變化最大處.隨著摩擦系數(shù)的增大，錐孔內(nèi)表面結(jié)點正壓力減小，對應(yīng)摩擦系數(shù)μ＝0.05與μ＝0.20，最大正壓力（CPRESS）分別為1 198N 和655N，2者相差543N.

圖5 軸向力F＝27.22kN 時錐孔表面結(jié)點所受正壓力分布云圖Fig.5 Positive pressure distribution of nodes on the surface of taper hole where axial force is 27.22kN

3 結(jié)果分析

3.1 摩擦系數(shù)對轉(zhuǎn)向節(jié)錐孔的影響

為分析摩擦系數(shù)對轉(zhuǎn)向節(jié)錐孔的影響，圖6分別給出了錐孔面上正壓力、球銷位移、錐孔面上結(jié)點最大應(yīng)力及錐孔內(nèi)最大塑性應(yīng)變與摩擦系數(shù)的關(guān)系.

圖6 不同摩擦系數(shù)對轉(zhuǎn)向節(jié)錐孔的影響Fig.6 influence of friction coefficient on the steering knuckle conical hole

圖6a表明，當(dāng)軸向力一定時，隨摩擦系數(shù)的增大，錐孔面上結(jié)點的最大CPRESS大幅度降低，且對于不同的軸向力，最大CPRESS隨摩擦系數(shù)的變化趨勢基本相同.以軸向力F＝27.22kN 與F＝19.00kN 的2條曲線為例，摩擦系數(shù)從0.05增長到0.20，對應(yīng)的最大CPRESS分別降低543N 和443N.

圖6b表明，球銷位移隨摩擦系數(shù)的增大而減小，軸向位移與摩擦系數(shù)呈反比例關(guān)系，隨摩擦系數(shù)增大急劇遞減.不同軸向力條件下，位移變化趨勢基本相同.軸向力一定，錐孔面上摩擦系數(shù)增大時，球銷與錐孔接觸部位對球銷的阻力越大，球銷進(jìn)入錐孔量和孔面受到的擠壓力均減小.在給定的軸向力作用下，摩擦系數(shù)過小，將導(dǎo)致過大的球銷位移，不能保證球銷壓入量在錐孔可接受范圍內(nèi)，易出現(xiàn)裝配失效.

圖6c表明，軸向力F＞21.00kN時，μ為0.05～0.10，錐孔面上受到的最大平均Mises應(yīng)力呈下降趨勢，μ為0.10～0.20，呈增大趨勢，摩擦系數(shù)μ＝0.10時，平均Mises應(yīng)力取到最小值；軸向力F＜21.00kN時，隨著摩擦系數(shù)的增大，錐孔面上受到的最大平均Mises應(yīng)力先增大后減小，在μ＝0.13附近平均Mises應(yīng)力取到最大值.

圖6d表明，錐孔內(nèi)部最大PEEQ 變化趨勢與位移變化趨勢基本相同，當(dāng)μ＜0.10時，PEEQ 與摩擦系數(shù)呈線性遞減的關(guān)系；μ＞0.10時，變化趨勢趨于平緩.

3.2 軸向力對轉(zhuǎn)向節(jié)的影響

為分析軸向力對轉(zhuǎn)向節(jié)錐孔的影響，圖7分別給出了錐孔面上CPRESS、球銷位移、Mises應(yīng)力及錐孔內(nèi)PEEQ 與軸向力的關(guān)系.

圖7a表明，隨軸向力的增大，面最大CPRESS也增大，摩擦系數(shù)越小，最大CPRESS越大.圖7b表明，μ＞0.10時，球銷位移與軸向力大小近似呈線性關(guān)系遞增；μ＜0.10時，球銷位移與軸向力大小近似呈指數(shù)關(guān)系遞增.圖7c表明，在軸向力23kN 附近，錐孔應(yīng)力不再隨著摩擦系數(shù)的變化而變化，逐漸趨于穩(wěn)定.當(dāng)F＜23.00kN 時，較小的摩擦系數(shù)引起較大的平均Mises應(yīng)力產(chǎn)生；F＞23.00kN 時，較大的摩擦系數(shù)引起較大的平均Mises應(yīng)力產(chǎn)生.在軸向力F＝23.00kN 時平均Mises應(yīng)力趨于一穩(wěn)定值，同時，在μ＝0.10時，平均Mises應(yīng)力取到最小值，即在μ＝0.10，F(xiàn)＝23.00kN 時，得到最優(yōu)工況.對比圖7d與圖7b，錐孔PEEQ和球銷位移與軸向力的關(guān)系大致相似，即μ＞0.10時，PEEQ，球銷位移與軸向力都近似呈線性遞增的關(guān)系；μ＜0.10時，PEEQ，球銷位移與軸向力都近似呈指數(shù)遞增的關(guān)系.

圖7 軸向力對轉(zhuǎn)向節(jié)的影響Fig.7 Influence of axial force on the steering knuckle

4 結(jié)論

轉(zhuǎn)向節(jié)安裝的力學(xué)特性研究表明，摩擦系數(shù)的大小對球銷位移量及表面壓力等有顯著地影響，在μ＝0.10，F(xiàn)＝23.00kN 時，得到最優(yōu)工況.在軸向力F 為19.00～27.22kN 下，錐孔內(nèi)應(yīng)力已經(jīng)超出材料的屈服強(qiáng)度310MPa，且發(fā)生大面積塑性變形，但PEEQ 小于目標(biāo)限制（1%），滿足強(qiáng)度要求；而在F＝27.22kN，μ＝0.05工況下，PEEQ 最大值為1.1%，大于目標(biāo)限制，材料出現(xiàn)失效現(xiàn)象，不滿足強(qiáng)度要求.故為保證裝配后的尺寸要求及可靠性，可適當(dāng)增大球銷與節(jié)臂錐孔接觸面處的摩擦系數(shù)，或提高錐孔內(nèi)表面梯度最大處的強(qiáng)度，抵抗塑性變形的產(chǎn)生.同時使用本文的分析方法，得到摩擦系數(shù)一定時，存在最佳的壓裝力，因此為制定最佳的裝配參數(shù)提供了指導(dǎo).

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