陳泳

(四川望錦機(jī)械有限公司，四川成都 610200)

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轉(zhuǎn)向拉桿極限承載力的仿真分析

陳泳

(四川望錦機(jī)械有限公司，四川成都 610200)

摘要：研究影響轉(zhuǎn)向拉桿極限承載力的3個(gè)主要環(huán)節(jié)，并對(duì)每個(gè)環(huán)節(jié)進(jìn)行仿真分析。通過(guò)對(duì)轉(zhuǎn)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(yīng)用上的差異。分析內(nèi)拉桿球鉸鉚接裝配過(guò)程，力矩和擺角均達(dá)到設(shè)計(jì)目標(biāo)。在內(nèi)拉桿的拉脫力和外拉桿球銷(xiāo)的彎曲強(qiáng)度分析中牽涉到了材料的損傷，采用ABAQUS顯式分析完成計(jì)算。仿真分析的應(yīng)用，實(shí)現(xiàn)了轉(zhuǎn)向拉桿極限承載力的正向設(shè)計(jì)。

關(guān)鍵詞：轉(zhuǎn)向拉桿；極限承載力；顯式分析

0引言

轉(zhuǎn)向拉桿是汽車(chē)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)末端的運(yùn)動(dòng)及載荷輸出的機(jī)構(gòu)，2個(gè)鉸接的球頭一端連接在轉(zhuǎn)向器的齒條上，另一端連接在車(chē)輪的轉(zhuǎn)向節(jié)上。方向盤(pán)的轉(zhuǎn)動(dòng)經(jīng)過(guò)了轉(zhuǎn)向器傳遞，其輸出的載荷再由轉(zhuǎn)向拉桿牽引車(chē)輪達(dá)到所需要的轉(zhuǎn)向角度。因此，轉(zhuǎn)向拉桿的強(qiáng)度是設(shè)計(jì)中的重要環(huán)節(jié)。為了滿足所需的轉(zhuǎn)向力，采用仿真的方法來(lái)驗(yàn)證轉(zhuǎn)向拉桿的極限承載力，能有效降低設(shè)計(jì)風(fēng)險(xiǎn)，保證開(kāi)發(fā)的周期，實(shí)現(xiàn)正向設(shè)計(jì)。

轉(zhuǎn)向拉桿的工況僅有拉壓2個(gè)狀態(tài)，且都是由轉(zhuǎn)向器的齒條輸出到轉(zhuǎn)向拉桿，因此轉(zhuǎn)向拉桿極限承載力的設(shè)計(jì)必須大于這個(gè)齒條的最大輸出力[2]并留有一定的安全系數(shù)。在壓縮承載時(shí)，需校核轉(zhuǎn)向拉桿總成的折彎力和外拉桿球銷(xiāo)的徑向彎曲強(qiáng)度；在拉伸承載時(shí)，需校核內(nèi)拉桿球頭的拉脫力。文中僅對(duì)這3個(gè)主要的極限承載力進(jìn)行分析，關(guān)于螺紋的連接強(qiáng)度可參考標(biāo)準(zhǔn)來(lái)設(shè)計(jì)和校核，其他的強(qiáng)度設(shè)計(jì)環(huán)節(jié)如外拉桿球銷(xiāo)的拉、壓脫力與內(nèi)拉桿球頭的拉脫力類(lèi)似，此處略。圖1是轉(zhuǎn)向拉桿產(chǎn)品的裝配結(jié)構(gòu)圖。

1轉(zhuǎn)向拉桿總成折彎力的分析

1.1細(xì)長(zhǎng)桿的折彎力線性計(jì)算

轉(zhuǎn)向拉桿根據(jù)外拉桿即OBJ(Outer Ball Joint)的形狀不同有3種常見(jiàn)的結(jié)構(gòu)：(1)直桿，這個(gè)可以根據(jù)經(jīng)典的力學(xué)公式近似計(jì)算折彎力；(2)OBJ有一個(gè)單向彎曲；(3)OBJ有2個(gè)方向的彎曲。后2類(lèi)拉桿的折彎力只能通過(guò)CAE計(jì)算得到。3種常用拉桿形狀如圖2所示。OBJ設(shè)計(jì)為彎曲的形狀主要是源于汽車(chē)懸架上下極限跳動(dòng)及轉(zhuǎn)向極限工況下，為了避讓車(chē)輪、控制臂等底盤(pán)零件，防止干涉的發(fā)生。

直型的轉(zhuǎn)向拉桿可經(jīng)過(guò)簡(jiǎn)化后按兩端鉸支細(xì)長(zhǎng)桿來(lái)快速估算其折彎力。將圖2(a)所示轉(zhuǎn)向拉桿簡(jiǎn)化為圖3(a)所示的細(xì)長(zhǎng)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(qiáng)度為786 MPa。先驗(yàn)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(jìn)行臨界壓力即折彎力的計(jì)算：

同樣的模型參數(shù)，采用CAE線性屈曲的方法計(jì)算，得到預(yù)載荷1 kN下的屈曲特征值為：

αEigenValue=26.324,F=1 kN

則折彎力的計(jì)算如下，結(jié)果見(jiàn)圖3(b)。

Pcr=αEigenValue×F=26.324 kN

1.2轉(zhuǎn)向拉桿折彎力的非線性分析

對(duì)更廣泛類(lèi)型的轉(zhuǎn)向拉桿的折彎力進(jìn)行分析，需要考慮材料非線性、幾何非線性。首先還是要對(duì)模型做合理的簡(jiǎn)化?；趦啥算q支的分析，只須保留中部桿件，即橫拉桿、球銷(xiāo)套和螺母3個(gè)零件，鉸支點(diǎn)的約束中心取兩端的球心，桿件中部的連接螺紋簡(jiǎn)化成Tie約束。以上簡(jiǎn)化，有效減少了分析中的接觸對(duì)，避免了大量不必要的計(jì)算工作量。

對(duì)鉸支約束的設(shè)置：一端限制3個(gè)移動(dòng)自由度，另一端限制2個(gè)移動(dòng)自由度并向壓縮方向施加強(qiáng)制位移5 mm。單元類(lèi)型采用C3D10，網(wǎng)格大小取2，材料設(shè)置為彈塑性，并開(kāi)啟分析設(shè)置中的非線性，同時(shí)還要充分考慮實(shí)際制造模型相對(duì)理論模型建模中可能存在的缺陷[3]。最后計(jì)算結(jié)果為26.257 kN，圖4為幾個(gè)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(zhuǎn)向拉桿，而且更廣泛適用于其他各種彎曲形式的轉(zhuǎn)向拉桿分析。圖6為折彎后的實(shí)物，試驗(yàn)測(cè)試的折彎力為26.391 kN。

2內(nèi)拉桿拉脫力的仿真

2.1內(nèi)拉桿球鉸鉚接裝配過(guò)程的分析

球鉸的設(shè)計(jì)較復(fù)雜，存在多個(gè)設(shè)計(jì)要素相互關(guān)聯(lián)的問(wèn)題。球鉸的鉚接裝配過(guò)程又是各設(shè)計(jì)要素形成的過(guò)程，鉚接后需要驗(yàn)證每個(gè)參數(shù)是否都達(dá)到了設(shè)計(jì)指標(biāo)，這里僅以?xún)?nèi)拉桿即IBJ(Inner Ball Joint)的鉚接裝配過(guò)程為例進(jìn)行介紹。在依據(jù)轉(zhuǎn)向拉桿的使用工況初步選定IBJ球頭直徑、球頭座類(lèi)型后，按體積不變的方法計(jì)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(guò)仿真來(lái)精確模擬IBJ的鉚接裝配，以驗(yàn)證設(shè)計(jì)值是否能達(dá)到目標(biāo)。變形部分的體積經(jīng)過(guò)計(jì)算展開(kāi)得到的球頭套幾何模型見(jiàn)圖7(a)，球頭座、橫拉桿球頭端及其組合件的圖見(jiàn)圖7(b)、(c)、(d)。

對(duì)鉚接過(guò)程總共做了4個(gè)分析步[4]：(1)將球頭座預(yù)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(lái)讓球鉸有一個(gè)彈性回復(fù)；(4)對(duì)鉚接成型的球鉸通過(guò)轉(zhuǎn)動(dòng)球頭進(jìn)行力矩的測(cè)定。球鉸的設(shè)計(jì)匹配目標(biāo)：(1)要滿足接觸壓強(qiáng)的合理分布；(2)最終力矩、剛度達(dá)到設(shè)計(jì)要求值。為減少分析計(jì)算量并提高分析的收斂性，對(duì)分析模型采用了軸對(duì)稱(chēng)模型，球頭套、球頭座及球頭的材料均根據(jù)試驗(yàn)機(jī)實(shí)測(cè)出應(yīng)力應(yīng)變曲線[5]。分析模型的單元類(lèi)型為CGAX4R，網(wǎng)格取0.3 mm。分析中，需要根據(jù)力矩的大小來(lái)調(diào)節(jié)鉚接的深度。圖8是前3個(gè)分析步的分析結(jié)果，鉚接完成后的轉(zhuǎn)動(dòng)力矩達(dá)到4 N·m。圖9為鉚接后的實(shí)物。

圖8IBJ鉚接分析輸入模型 圖9IBJ鉚接后實(shí)物

當(dāng)力矩、剛度、接觸壓強(qiáng)都滿足需求后，再對(duì)擺角進(jìn)行確認(rèn)。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(wǎng)格導(dǎo)出，經(jīng)過(guò)數(shù)據(jù)處理后輸出為DXF的格式，然后在CAD里面進(jìn)行裝配確認(rèn)，見(jiàn)圖10。經(jīng)確認(rèn)擺角為30.5°達(dá)到設(shè)計(jì)目標(biāo)。

2.2內(nèi)拉桿拉脫力仿真

由于在內(nèi)拉桿球頭拉脫的過(guò)程中會(huì)出現(xiàn)擠壓并剪斷球頭座的現(xiàn)象，因此對(duì)IBJ的拉脫力分析，若要精確地復(fù)現(xiàn)拉脫過(guò)程，應(yīng)優(yōu)先采用顯式分析，輸入球頭座材料的損傷失效參數(shù)[6]并同時(shí)應(yīng)用單元?jiǎng)h除技術(shù)，這樣計(jì)算過(guò)程更容易收斂。若只有材料的彈塑性數(shù)據(jù)是無(wú)法實(shí)現(xiàn)有材料失效過(guò)程的仿真分析。以常見(jiàn)的單軸拉伸為例，單軸拉伸曲線中有個(gè)下降段。而這個(gè)下降段反映了從試樣的頸縮到斷裂的過(guò)程，也就是材料的損傷和損傷演化的過(guò)程，而彈塑性材料是不包含這個(gè)過(guò)程的。建模方面，則需要根據(jù)鉚接分析變形的結(jié)果重新建立三維實(shí)體模型，然后約束住球頭套，給球頭銷(xiāo)向上的強(qiáng)制位移，并在后處理中輸出球頭銷(xiāo)所受的反力與位移。拉脫力的分析結(jié)果見(jiàn)圖11。

當(dāng)然對(duì)拉脫力也有更簡(jiǎn)化的分析方法，只需要在前面鉚接的隱式分析基礎(chǔ)上直接增加一個(gè)分析步，給球頭一個(gè)向上的強(qiáng)制位移，但這種分析在拉脫過(guò)程中可能會(huì)因?yàn)榍蝾^座剪斷導(dǎo)致網(wǎng)格畸變使計(jì)算出現(xiàn)不收斂的情況。如果出現(xiàn)了這種情況，還可以采用另外一個(gè)方法來(lái)解決，就是在拉脫力計(jì)算建模時(shí)刪除球頭座，這個(gè)件的刪除對(duì)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(guò)程。

3外拉桿球銷(xiāo)彎曲強(qiáng)度分析

外拉桿球銷(xiāo)在工作中需要穩(wěn)定地傳遞轉(zhuǎn)向力，其常見(jiàn)失效部位是頸部和大端固定位置。在球銷(xiāo)的詳細(xì)設(shè)計(jì)中，球銷(xiāo)頸部及大端的形狀尺寸要根據(jù)球頭直徑大小、工作擺動(dòng)角度、給定的轉(zhuǎn)向節(jié)安裝空間、防塵罩的密封結(jié)構(gòu)等綜合確定。

如果參考試驗(yàn)狀態(tài)來(lái)建模和分析的話，完整的球銷(xiāo)彎曲強(qiáng)度分析的模型零件多、計(jì)算量較大，見(jiàn)圖12。通過(guò)合理簡(jiǎn)化分析模型，球銷(xiāo)只保留懸伸的部分，壓頭簡(jiǎn)化成一個(gè)圓片。 約束設(shè)置中，球銷(xiāo)大端面約束6個(gè)自由度，壓頭約束5個(gè)自由度只保留向下的強(qiáng)制位移。球銷(xiāo)網(wǎng)格小于1 mm且局部加密至0.5 mm，壓板網(wǎng)格小于0.5mm，單元類(lèi)型為C3D8R。球銷(xiāo)的徑向壓彎要達(dá)到失效破壞，和前面的球頭座被剪斷的拉脫力分析類(lèi)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(shù)并同時(shí)應(yīng)用單元?jiǎng)h除技術(shù)。球銷(xiāo)壓彎后的結(jié)果見(jiàn)圖13。

4結(jié)束語(yǔ)

(1) 對(duì)汽車(chē)轉(zhuǎn)向拉桿的極限載荷包括轉(zhuǎn)向拉桿總成折彎力、IBJ球頭拉脫力、OBJ球銷(xiāo)彎曲強(qiáng)度做了仿真分析，計(jì)算結(jié)果分別為26.257、50.528、39.598 kN，對(duì)比試驗(yàn)結(jié)果分別為26.391、50.845、39.927 kN，其計(jì)算精度完全滿足設(shè)計(jì)需求。

(2)仿真模型的合理簡(jiǎn)化是保證分析成功的關(guān)鍵要素之一。面向工程應(yīng)用的仿真分析，需要快速響應(yīng)設(shè)計(jì)驗(yàn)證的需求，只有準(zhǔn)確地抓住分析模型本質(zhì)來(lái)展開(kāi)對(duì)模型的簡(jiǎn)化，才能得到準(zhǔn)確又高效的分析結(jié)果。文中所做的3個(gè)分析模型都得到了充分的簡(jiǎn)化。

(3)ABAQUS的顯式分析求解器在應(yīng)對(duì)大變形、復(fù)雜接觸、材料失效、斷裂等仿真分析有獨(dú)特的優(yōu)勢(shì)，少有不收斂的問(wèn)題，計(jì)算結(jié)果精度較好，但在準(zhǔn)靜態(tài)分析中需注意選擇合適的加載速度，并且模型的動(dòng)能不應(yīng)超過(guò)內(nèi)能的5%～10%[8]。

參考文獻(xiàn):

【1】劉庚寅,劉晟昱,彭微君,等.電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中齒輪齒條傳動(dòng)設(shè)計(jì)與計(jì)算[J].汽車(chē)零部件，2012(10):71-76.

【2】張亦良,姜公鋒,徐學(xué)東,等.汽車(chē)轉(zhuǎn)向橫拉桿斷裂失效分析[J].北京工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)，2010，36(10):1317-1323.

【3】劉昆,張廷昌,王璞,等.半潛式鉆井平臺(tái)撐桿結(jié)構(gòu)極限承載力數(shù)值仿真計(jì)算[J].江蘇科技大學(xué)學(xué)報(bào)，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(yè)大學(xué),2007.

【5】曲杰,張國(guó)杰,許華忠.汽車(chē)輪轂軸承單元軸鉚過(guò)程中鉚頭運(yùn)動(dòng)方程確定[J].汽車(chē)零部件，2015(9)：3-9.

【6】法洋洋.埋件結(jié)構(gòu)拉脫破壞非線性分析數(shù)值模擬[D].上海：上海交通大學(xué),2012.

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

【8】曹金鳳，石亦平.ABAQUS有限元分析常見(jiàn)問(wèn)題解答[M].北京：機(jī)械工業(yè)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(jiǎn)介：陳泳(1975—)，男，本科，工程師，從事CAD/CAE/CAM技術(shù)的研究。E-mail：balljoint@163.com。

中圖分類(lèi)號(hào):TH123

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

文章編號(hào)：1674-1986(2016)03-031-05