麥弗遜懸架轉(zhuǎn)向節(jié)強度分析與優(yōu)化設(shè)計

王廷喜，林涌周，谷玉川，王更勝，黃秀成，黃廣三

(廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣東廣州510640)

0 前言

轉(zhuǎn)向節(jié)是汽車重要的安全件之一，它不但要承載車身通過懸架傳遞給它的載荷，還要承載地面通過輪胎對它的反作用力;同時，在車輛轉(zhuǎn)向過程中承受轉(zhuǎn)向器對它的拉力或者推力。其服役條件對轉(zhuǎn)向節(jié)結(jié)構(gòu)強度和可靠性提出了較高的要求［1－3］。

汽車轉(zhuǎn)向節(jié)正向開發(fā)一般包括概念設(shè)計和詳細(xì)設(shè)計兩個階段，概念設(shè)計階段以懸架硬點和周邊件裝配邊界為依據(jù)，采用CAD軟件設(shè)計出基本的轉(zhuǎn)向節(jié)概念數(shù)據(jù)。但往往概念數(shù)據(jù)的制造工藝性較差，且存在較大的減重空間;有限元法在轉(zhuǎn)向節(jié)設(shè)計優(yōu)化方面應(yīng)用越來越廣泛［4－6］，在轉(zhuǎn)向節(jié)詳細(xì)設(shè)計過程中，可借助有限元軟件對結(jié)構(gòu)進一步分析、優(yōu)化，并結(jié)合臺架試驗和整車驗證，確保正向開發(fā)轉(zhuǎn)向節(jié)的可行性和可靠性［7－9］。

1 有限元建模

1.1 轉(zhuǎn)向節(jié)網(wǎng)格劃分

轉(zhuǎn)向節(jié)材料采用球墨鑄鐵QT550-7，材料屈服強度為370 MPa，抗拉強度為550 MPa，彈性模量為210 GPa，泊松比為0.3。

在Hypermesh軟件中劃分轉(zhuǎn)向節(jié)網(wǎng)格，考慮到轉(zhuǎn)向節(jié)為實體形狀，單元類型選用四面體二次單元，綜合考慮計算精度和計算效率，合理設(shè)定網(wǎng)格密度分布，最終生成有限元模型單元數(shù)量為111 447個，節(jié)點數(shù)量為176 808個，如圖1所示。

1.2 轉(zhuǎn)向節(jié)邊界條件設(shè)定

以麥弗遜懸架轉(zhuǎn)向節(jié)為研究對象，它受到的載荷來源一般為車輪輪轂、制動卡鉗、懸架擺臂、減震器支架以及轉(zhuǎn)向器拉桿，根據(jù)車輛行車狀態(tài)，轉(zhuǎn)向節(jié)典型受力工況一般包括垂直沖擊工況、極限轉(zhuǎn)向工況、前進制動工況以及懸架誤用工況。以上各個工況下轉(zhuǎn)向節(jié)模型的加載點包括減震器加載點、轉(zhuǎn)向器加載點和下擺臂加載點，各個工況下不同的載荷在加載點處構(gòu)成轉(zhuǎn)向節(jié)的力邊界條件，如圖2所示。

麥弗遜轉(zhuǎn)向節(jié)位移邊界條件可分為兩種類型:一種是一般工況，在輪心處約束六向自由度，如圖2(a)所示;另一種是制動工況，在輪心處釋放繞Y軸轉(zhuǎn)動自由度，并約束其余自由度，同時約束制動加載點處Y向位移自由度，如圖2(b)所示。

2 強度校核與優(yōu)化設(shè)計

2.1 原方案強度校核

根據(jù)某車型實際載荷和懸架形式，通過建立懸架系統(tǒng)動力學(xué)模型，計算并輸出了轉(zhuǎn)向節(jié)在各個工況下加載點的載荷，如表1所示。

表1 各工況轉(zhuǎn)向節(jié)加載點載荷表

采用有限元法對各個工況下轉(zhuǎn)向節(jié)模型進行分析求解，得到各工況下的vonMises等效應(yīng)力云圖，如圖3—6所示。

由強度分析結(jié)果可以看出:垂直沖擊工況、倒車制動工況最大應(yīng)力小于材料屈服極限，滿足強度要求;懸架誤用工況下最大應(yīng)力為524 MPa，滿足強度要求，但已接近材料抗拉極限;而極限轉(zhuǎn)向工況最大應(yīng)力為405 MPa，前進制動工況下最大應(yīng)力為397 MPa，均超過材料屈服極限，不滿足強度要求。進一步分析得知，從各個工況下應(yīng)力云圖可以看出:低應(yīng)力區(qū)域較多，因此，除了結(jié)構(gòu)局部需要加強外，低應(yīng)力區(qū)存在較大的輕量化設(shè)計空間。

2.2 結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計

根據(jù)轉(zhuǎn)向節(jié)在各個工況下的受力特點和變形形態(tài)，結(jié)合有限元分析結(jié)果應(yīng)力分布云圖，對轉(zhuǎn)向節(jié)結(jié)構(gòu)進行了優(yōu)化，包括局部加強和局部去料減重。

2.2.1 減震器安裝臂及轉(zhuǎn)向臂優(yōu)化

轉(zhuǎn)向節(jié)在極限轉(zhuǎn)向工況下減震器安裝臂受Z向載荷較大，彎曲變形較明顯，最大位移達(dá)0.3 mm，較大變形引起靠近減震器安裝臂一端的輪轂安裝螺栓孔應(yīng)力出現(xiàn)集中，最大應(yīng)力405 MPa。根據(jù)有限元法所得應(yīng)力與變形的正相關(guān)性，為了降低應(yīng)力幅值，應(yīng)增加減震器安裝臂繞X向旋轉(zhuǎn)抗彎截面慣性矩，因此，采取措施為在減震器安裝臂內(nèi)側(cè)增加加強筋。另外，從圖3—6可以看出，減震器支架安裝螺栓孔之間區(qū)域應(yīng)力較低，各工況下均小于58 MPa，因此可以在此處開槽減重。綜上，減震器安裝臂部分結(jié)構(gòu)優(yōu)化如圖7所示。

轉(zhuǎn)向臂作為轉(zhuǎn)向拉桿安裝結(jié)構(gòu)在各個工況下主要承受繞Z向旋轉(zhuǎn)彎矩，且存在小于116 MPa的低應(yīng)力區(qū)，因此，可在低應(yīng)力區(qū)開減重槽，并保證兩側(cè)加強筋在Y向的高度，如圖7所示。

2.2.2 卡鉗安裝支耳優(yōu)化

轉(zhuǎn)向節(jié)卡鉗支耳設(shè)有上下兩個螺栓孔，用于固定卡鉗支架，如圖8所示，卡鉗支耳主要在制動工況下承受卡鉗傳遞來的載荷。

為了分析轉(zhuǎn)向節(jié)在制動工況下受力情況，先以卡鉗作為研究對象，制動盤對摩擦片的摩擦力Fb直接作為卡鉗的輸入載荷，力的方向沿制動盤切線方向，且與卡鉗安裝點連線方向平行，如圖8所示。根據(jù)力的平衡關(guān)系，可知卡鉗對轉(zhuǎn)向節(jié)每個支耳安裝點施加的力在其連線方向的分力為Fb/2;另外，考慮卡鉗支架與轉(zhuǎn)向節(jié)固接，F(xiàn)b在卡鉗安裝點連線截面A處對轉(zhuǎn)向節(jié)產(chǎn)生了一個力矩M，且M=Fba，式中a為摩擦片中心與卡鉗安裝點連線的距離。根據(jù)彎矩作用下梁截面應(yīng)力分布規(guī)律，不難設(shè)想在力矩M作用下，在A截面上端支耳區(qū)域產(chǎn)生了拉應(yīng)力，在下端支耳區(qū)域產(chǎn)生了壓應(yīng)力，方向與截面A垂直，截面應(yīng)力積分后的合力用Ft表示，且有M=Ftb，因此有:

根據(jù)平行四邊形法則求得Fb/2與Ft的合力F為:

首先對高原4月感熱通量進行EOF分解,其前2個模態(tài)的解釋方差分別為0.67、0.06。由第一模態(tài)的空間分布(圖2a)看出,高原4月感熱通量最大值分布在喜馬拉雅地區(qū)。該空間分布和高原風(fēng)速以及地氣溫差有關(guān),高原風(fēng)速極值中心位于高原西部,而地氣溫差最大的區(qū)域位于喜馬拉雅地區(qū)。

F即為制動工況時卡鉗對轉(zhuǎn)向節(jié)的作用力，方向角為:

從式 (1)可以看出:制動工況下卡鉗對轉(zhuǎn)向節(jié)的作用力大小與制動盤摩擦力成正比，且與距離參數(shù)a和b有關(guān)，制動加載點即摩擦片中心與卡鉗安裝點連線距離a越大，轉(zhuǎn)向節(jié)受力越大，反之越小;卡鉗安裝點之間距離b越大，轉(zhuǎn)向節(jié)受力越小，反之越大。

另外可以看出:前進制動工況下，F(xiàn)b方向向下，轉(zhuǎn)向節(jié)上卡鉗支耳主要承受拉應(yīng)力，下卡鉗支耳主要承受壓應(yīng)力。在有限元軟件后處理中將轉(zhuǎn)向節(jié)卡鉗支耳處剖開，輸出了截面單元在前進制動工況下主應(yīng)力矢量圖，如圖9所示。可以看出:上卡鉗支耳截面最大應(yīng)力為第一主應(yīng)力，為拉應(yīng)力;下卡鉗支耳截面最大應(yīng)力為第三主應(yīng)力，為壓應(yīng)力，兩者方向與前述分析結(jié)果一致。

綜上分析可知:轉(zhuǎn)向節(jié)卡鉗支耳在制動工況下主要承受拉應(yīng)力或者壓應(yīng)力，在制動加載點確定的情況下，卡鉗安裝點距離越大，轉(zhuǎn)向節(jié)受力則越小，因此，設(shè)計轉(zhuǎn)向節(jié)時應(yīng)考慮保證適當(dāng)?shù)目ㄣQ安裝點距離。另外，從卡鉗安裝支耳的受力方向可以看出，轉(zhuǎn)向節(jié)在卡鉗安裝點之間受力較小，從圖3—6中應(yīng)力分布也可以看出:卡鉗安裝點之間區(qū)域為低應(yīng)力區(qū)，均小于44 MPa，因此卡鉗安裝點之間加強筋厚度可適當(dāng)減薄，以實現(xiàn)減重優(yōu)化的效果，如圖7所示。

3 優(yōu)化方案驗證

在對某車型轉(zhuǎn)向節(jié)原始方案分析校核的基礎(chǔ)上，根據(jù)前述優(yōu)化方案對轉(zhuǎn)向節(jié)進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，最終設(shè)計完成轉(zhuǎn)向節(jié)質(zhì)量為5.2 kg，相對原始方案 (5.9 kg)減重11.8%，減重效果較明顯。此外，針對優(yōu)化方案校核和驗證如下:

3.1 強度校核

針對轉(zhuǎn)向節(jié)優(yōu)化設(shè)計方案分別開展了各個工況下的強度分析，得到了優(yōu)化方案與原始方案強度分析結(jié)果對比，如表2所示。

表2 優(yōu)化方案強度校核對比

3.2 臺架試驗和整車驗證

為了進一步驗證優(yōu)化設(shè)計后轉(zhuǎn)向節(jié)的可靠性，一般在零件量產(chǎn)前要對樣件進行臺架試驗和整車搭載驗證［10－12］。其中，臺架試驗采用工裝夾具模擬汽車1/4懸架系統(tǒng)，如圖10所示，并分別從X、Y、Z 3個方向在加載點施加載荷，臺架試驗完成靜強度試驗和疲勞耐久試驗兩個部分。試驗結(jié)果表明:優(yōu)化設(shè)計后轉(zhuǎn)向節(jié)樣件滿足靜態(tài)強度要求，疲勞耐久壽命達(dá)到100萬次以上，滿足設(shè)計要求。

對優(yōu)化后樣件搭載整車試驗，完成了整車綜合耐久和高強度耐久試驗項目，試驗樣件拆解后檢測未發(fā)現(xiàn)失效，樣件滿足整車性能要求。

4 結(jié)論

正向設(shè)計開發(fā)了某車型麥弗遜懸架轉(zhuǎn)向節(jié)，采用有限元法分析得到了轉(zhuǎn)向節(jié)在各工況下的應(yīng)力分布和變形形態(tài)，結(jié)合轉(zhuǎn)向節(jié)的受力特點對轉(zhuǎn)向節(jié)原始概念設(shè)計方案進行了優(yōu)化，并對優(yōu)化方案進一步開展強度分析。結(jié)果表明:優(yōu)化方案各工況下最大應(yīng)力降低了6.3% ～14.1%，而零件重力減輕了11.8%。另外，對優(yōu)化方案轉(zhuǎn)向節(jié)樣件進行臺架試驗和整車搭載試驗，試驗結(jié)果表明:優(yōu)化方案樣件滿足靜強度以及疲勞耐久強度要求，亦滿足整車性能要求。

結(jié)合有限元分析結(jié)果，得到了轉(zhuǎn)向節(jié)在典型工況下的受力特點:(1)轉(zhuǎn)向節(jié)在極限轉(zhuǎn)向和垂直沖擊工況下減震器安裝臂受Z向載荷較大，可通過增加減震器安裝臂繞X向旋轉(zhuǎn)抗彎截面慣性矩來降低應(yīng)力幅值;(2)在制動工況下，兩個卡鉗安裝支耳分別承受拉應(yīng)力和壓應(yīng)力，在制動力及加載點位置確定的情況下，卡鉗安裝點距離越大，轉(zhuǎn)向節(jié)受力則越小。

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