黃曉宙，管學(xué)娜，肖介平

（1.北京汽車研究總院有限公司，北京 101300；2.北京獵豹汽車研究院，北京 101300）

基于有限元分析的某越野車轉(zhuǎn)向搖臂結(jié)構(gòu)優(yōu)化

黃曉宙1，管學(xué)娜2，肖介平1

（1.北京汽車研究總院有限公司，北京 101300；2.北京獵豹汽車研究院，北京 101300）

轉(zhuǎn)向搖臂在進(jìn)行零部件臺架試驗時，在最大輸出扭矩情況下，需要滿足1 000萬次的疲勞壽命。對臺架試驗中轉(zhuǎn)向搖臂進(jìn)行結(jié)構(gòu)性強度分析。通過有限元仿真分析，還原臺架試驗過程，預(yù)測應(yīng)力集中位置，預(yù)估結(jié)構(gòu)疲勞壽命。通過試驗對標(biāo)，修正仿真模型，最終實現(xiàn)轉(zhuǎn)向搖臂的結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

轉(zhuǎn)向搖臂；疲勞；優(yōu)化

轉(zhuǎn)向搖臂是汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的一個重要零部件，把轉(zhuǎn)向器輸出的力和運動傳給轉(zhuǎn)向橫拉桿，進(jìn)而推動轉(zhuǎn)向輪偏動［1］，因此轉(zhuǎn)向搖臂需要具有足夠的強度耐久性能，在裝車前必須通過臺架試驗驗證。通過有限元仿真分析和臺架試驗解決零部件結(jié)構(gòu)性能問題，成為汽車在研發(fā)過程中的一種重要手段。

1 試驗問題分析

某非承載式越野車轉(zhuǎn)向搖臂材料為40 Cr，量產(chǎn)車轉(zhuǎn)向器輸出最大力矩為1 225 N·m，與花鍵連接位置齒頂圓直徑D為29mm、壁厚h為10.5mm，如圖1所示，通過臺架試驗1 000萬次，滿足性能要求。根據(jù)設(shè)計部門需求，轉(zhuǎn)向器輸出最大力矩提高到1 532 N·m，對結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，與花鍵連接位置齒頂圓直徑D為32mm、壁厚h為9mm，進(jìn)行臺架試驗200萬次時斷裂，如圖2所示。

圖1 轉(zhuǎn)向搖臂圖

圖2 試驗開裂圖片

搖臂臺架試驗斷裂問題主要從結(jié)構(gòu)設(shè)計因素和加工工藝進(jìn)行分析，如圖3所示，結(jié)構(gòu)設(shè)計方面一般包括結(jié)構(gòu)和材料處參數(shù)選用問題，加工工藝方面一般包括切削、表面處理等。改型車由于轉(zhuǎn)向器輸出扭矩增大，為配合花鍵軸加粗，加大轉(zhuǎn)向搖臂花鍵軸配合位置孔直徑。在進(jìn)行臺架試驗時外部載荷增加，試驗進(jìn)行200萬次時搖臂斷裂。由于與量產(chǎn)車采用同樣的加工工藝，并且零件經(jīng)過檢測未發(fā)現(xiàn)缺陷，材料和量產(chǎn)車一致。因此該處出現(xiàn)開裂可能有幾方面的原因：1）與花鍵軸配合位置孔直徑加大；2）加工齒數(shù)減少；3）量產(chǎn)車齒數(shù)為44，改型車齒數(shù)為34；4）輸出扭矩增大。

圖3 試驗開裂分析圖

2 臺架試驗對標(biāo)分析

2.1 有限元模型建立

建模是有限元分析的基礎(chǔ)，為了盡可能真實地模擬轉(zhuǎn)向搖臂結(jié)構(gòu)、花鍵軸及限位環(huán)，在花鍵接觸位置網(wǎng)格大小為0.1～0.4mm，遠(yuǎn)離花鍵區(qū)網(wǎng)格大小為3mm，鑄造結(jié)構(gòu)采用二階四面體單元建模。搖臂模型見圖1，量產(chǎn)車模型Solid單元612 076個，節(jié)點925 260個。改型車模型Solid單元473 687個，節(jié)點717 745個。

2.2 材料參數(shù)定義

材料屬性是仿真分析中模型本構(gòu)關(guān)系假設(shè)的重要數(shù)據(jù)。文中分析屬于接觸非線性分析，需定義材料的密度、彈性模量、泊松比、屈服強度。轉(zhuǎn)向搖臂材料為40 Cr，屈服強度為785 MPa；花鍵軸材料為20 CrMnTi，屈服強度為835 MPa；彈性模量均為206 800 MPa，泊松比為0.3，密度為7 850 kg·m-3。

2.3 建立接觸

花鍵之間依靠齒面接觸傳遞載荷，因此在有限元分析過程中，齒面接觸通過單元之間的法相接觸和切向摩擦來模擬。一般法相接觸設(shè)置為Hard，切向靜摩擦系數(shù)設(shè)置為0.2［2］。由于加工工藝問題齒面無法100%接觸，通過調(diào)整接觸單元數(shù)量來模擬齒面接觸率。將花鍵齒面劃分3排單元，通過選擇單元數(shù)來模擬不完全接觸情況，如圖4所示，選擇1排單元，模擬接觸30%；選擇2排單元，模擬接觸60%；選擇3排單元，模擬接觸100%。

圖4 轉(zhuǎn)向搖臂花鍵接觸模型圖

2.4 建立邊界約束

根據(jù)臺架試驗搭建結(jié)構(gòu)有限元仿真分析邊界條件。臺架試驗結(jié)構(gòu)如圖5所示。轉(zhuǎn)向搖臂一端通過花鍵軸、支座及螺栓固定在臺架上，支座端面距離轉(zhuǎn)向搖臂端面最小距離25mm；另一端與液壓缸輸出軸連接。液壓缸輸出軸做往復(fù)直線運動，加載曲線如圖6所示。轉(zhuǎn)向搖臂兩端孔中心垂線平行，同時過花鍵軸中心線。

通過臺架試驗轉(zhuǎn)化成仿真分析模型邊界條件如圖7所示。由于仿真分析主要模擬花鍵傳遞載荷過程中轉(zhuǎn)向搖臂受力情況，同時為減少計算量，因此只需要建立距離轉(zhuǎn)向搖臂端面最小距離25mm局部花鍵軸模型，端面通過剛性單元Rbe2連接，約束6個自由度。轉(zhuǎn)向搖臂另一端與液壓缸輸出軸連接位置，內(nèi)孔點通過剛性單元Rbe2連接。由于加載點只做往復(fù)直線運動，因此約束除沿輸出軸方向的直線運動和繞端部連接軸銷的轉(zhuǎn)動自由度外的其他自由度。根據(jù)臺架試驗加載情況，在轉(zhuǎn)向搖臂模型上加載，量產(chǎn)車加載力為4 800 N，改型車加載力為5 778 N。

圖5 轉(zhuǎn)向搖臂花鍵接觸模型圖

圖6 加載曲線圖

圖7 邊界加載模型圖

2.5 結(jié)果對標(biāo)分析

通過Abaqus軟件對結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜強度分析，輸出*.odb格式文件。將靜強度分析結(jié)果導(dǎo)入nCode軟件，進(jìn)行疲勞壽命分析。

影響結(jié)構(gòu)疲勞壽命的三要素為結(jié)構(gòu)、材料、加載［3］。在nCode軟件中，通過材料的抗拉強度擬合生成材料S-N曲線。通過Goodman對平均應(yīng)力進(jìn)行修正。通過Time Step加載類型進(jìn)行加載，導(dǎo)入最后一步分析結(jié)果，最大系數(shù)為1和最小系數(shù)為-1，即R取-1正弦加載。由于轉(zhuǎn)向搖臂是鍛造件，使用第一主應(yīng)力對結(jié)構(gòu)強度進(jìn)行強評估［4］。因此通過最大主應(yīng)力計算結(jié)構(gòu)疲勞壽命。

對量產(chǎn)車轉(zhuǎn)向搖臂進(jìn)行靜強度分析，最大主應(yīng)力為458.2 MPa，最大最應(yīng)力云圖如圖8 a～b所示。通過nCode軟件進(jìn)行疲勞壽命分析，最小疲勞耐久壽命2 296萬次，疲勞壽命云圖如圖8 c所示。臺架試驗過程中，轉(zhuǎn)向搖臂試驗超過1 000萬次停止。

圖8 量產(chǎn)車轉(zhuǎn)向搖臂最大主應(yīng)力與疲勞壽命云圖

對改型車轉(zhuǎn)向搖臂進(jìn)行靜強度分析，將3種不同接觸率的分析結(jié)構(gòu)進(jìn)行對比。接觸率30%時，最大主應(yīng)力532.5 MPa；接觸率60%時，最大主應(yīng)力516.3 MPa，這2種接觸情況下最大主應(yīng)力位置與臺架試驗斷裂位置一致，臺架試驗轉(zhuǎn)向搖臂斷裂位置在相對參考花鍵下部第6齒齒根貫通到上部第8齒位置，轉(zhuǎn)向搖臂開裂如圖9所示。接觸率100%時，最大主應(yīng)力496.4 MPa，最大主應(yīng)力位置與臺架試驗斷裂位置不一致，相差一個花鍵齒。分析結(jié)果統(tǒng)計表見表1，分析應(yīng)力云圖如圖10所示。

圖9 改型車轉(zhuǎn)向搖臂試驗斷裂位置圖

表1 改型車轉(zhuǎn)向搖臂結(jié)構(gòu)分析統(tǒng)計表

改型車臺架試驗時，試驗疲勞耐久壽命達(dá)到200萬次時，轉(zhuǎn)向搖臂斷裂，根據(jù)設(shè)計部門提供的花鍵接觸率為70%。對比仿真分析結(jié)果，在花鍵接觸率為60%時，結(jié)構(gòu)疲勞壽命達(dá)到240萬次，與臺架試驗相當(dāng)。疲勞壽命云如圖11所示。

對比量產(chǎn)車和改型車仿真分析結(jié)果與臺架試驗結(jié)果，應(yīng)力集中位置與試驗斷裂位置相一致，仿真分析疲勞壽命與臺架試驗壽命數(shù)量級相當(dāng)。因此通過仿真分析流程，轉(zhuǎn)向搖臂結(jié)構(gòu)分析基本性能與臺架試驗結(jié)果相符合。即通過建立有限元模型、對結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜強度計算、結(jié)構(gòu)疲勞壽命分析流程，可以對結(jié)構(gòu)進(jìn)行仿真驗證和疲勞壽命評估［5］。

圖10 改型車轉(zhuǎn)向搖臂應(yīng)力云圖

圖11 改型車轉(zhuǎn)向搖臂疲勞壽命云圖

3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

3.1 優(yōu)化方案計算

為節(jié)約成本、減少重新開發(fā)模費用，對模具小幅度修改是相對最優(yōu)的解決方案。通過修改模具，將轉(zhuǎn)向搖臂壁厚增加1.5mm和2.0mm，轉(zhuǎn)向搖臂花鍵連接位置齒頂圓直徑為32mm，對2種優(yōu)化方案進(jìn)行仿真分析驗證。

1）方案1 壁厚增加1.5mm，為10.5mm。最大主應(yīng)力為448.9 MPa（圖12 a～b）；最小計算疲勞耐久壽命為3 523萬次（圖12 c），高于量產(chǎn)車轉(zhuǎn)向搖臂最小計算疲勞耐久壽命2 296萬次，滿足設(shè)計的要求。對比仿真分析和試驗，量產(chǎn)車的試驗大于1 000萬次，因此方案1結(jié)構(gòu)能通過臺架試驗。

圖12 優(yōu)化后應(yīng)力和疲勞壽命云圖

2）方案2 壁厚增加2.0mm，為11.0mm。最大主應(yīng)力為407.7 MPa（圖12 d～e），最小計算疲勞耐久壽命為20 425萬次（圖12 f），高于量產(chǎn)車轉(zhuǎn)向搖臂最小計算疲勞耐久壽命2 296萬次，滿足設(shè)計要求。對比仿真分析和試驗，量產(chǎn)車試驗大于1 000萬次，因此方案2結(jié)構(gòu)能夠通過臺架試驗。

3.2 優(yōu)化方案確定

根據(jù)與設(shè)計部門溝通，通過修改模具，轉(zhuǎn)向搖臂壁厚最大可增加1.5mm。通過仿真分析流程，可以預(yù)估，方案1轉(zhuǎn)向搖臂的疲勞壽命與量產(chǎn)車壽命處于同一數(shù)量級，即轉(zhuǎn)向搖臂花鍵連接位置齒頂圓直徑為32mm、壁厚為10.5mm的轉(zhuǎn)向搖臂能夠滿足零部件臺架耐久性能要求。最終，經(jīng)過修該模具加工后的轉(zhuǎn)向搖臂通過1 000萬次的臺架試驗，并且裝車使用。

4 結(jié)論

通過有限元仿真分析結(jié)合臺架試驗對標(biāo)分析的方法，實現(xiàn)對零部件的斷裂問題預(yù)估，給設(shè)計工程師提供一種合理的優(yōu)化設(shè)計方案。通過對試驗方法的合理簡化，建立有限元模型，對結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜強度計算，然后進(jìn)行結(jié)構(gòu)疲勞壽命分析實現(xiàn)對零部件的結(jié)構(gòu)耐久性能預(yù)測。經(jīng)過仿真分析驗證和優(yōu)化后的零部件基本能夠滿足零部件臺架試驗，節(jié)約整車開發(fā)成本。

［1］陳家瑞.汽車構(gòu)造（下冊）［M］.北京：機械工業(yè)出版社，2009.

［2］莊茁.基于ABAQUS的有限元分析和應(yīng)用［M］.北京：清華大學(xué)出版社，2009.

［3］姚衛(wèi)星.結(jié)構(gòu)疲勞壽命分析［M］.重慶：國防工業(yè)出版社，2003.

［4］劉鴻文.材料力學(xué)［M］.北京：高等教育出版社，1979.

［5］驪明.汽車結(jié)構(gòu)抗疲勞設(shè)計［M］.合肥：中國科技大學(xué)出版社，1995.

Structure Optimization of Steering Arm for an Off-road Vehicle Based on Finite Element Analysis

Huang Xiaozhou1,Guan Xuena2,Xiao Jieping1
（1.Beijing Automotive Technology Center,Beijing 101300,China;2.Beijing Liebao Automotive Institute Co.Ltd.,Beijing101300,China）

When steering arm was tested in bench test,its fatigue life needed to be 10 million times un?der the maximum output torque.Structural strength of steering arm was analyzed in the bench test.Fi?nite element analysis was used to simulate the bench test procedure,predict the stress concentration,and estimate the fatigue life of the structure.By benchmarking the experimental and simulation result,simulation models were adjusted.It accomplishes the structure optimization of the steering arm.

steering arm;fatigue;optimization

U463.46

A

1008-5483（2017）04-0049-04

10.3969/j.issn.1008-5483.2017.04.011

2017-09-19

黃曉宙（1982-），男，山西長治人，工程師，從事汽車結(jié)構(gòu)耐久分析方面的研究。E-mail:huangxiaozhou@beijing-atc.com.cn