轉(zhuǎn)向盤骨架仿真分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)方法

（遼寧工業(yè)大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院，遼寧 錦州 121001）

轉(zhuǎn)向盤是汽車不可或缺的零部件之一，不僅控制著車輛行駛方向，而且還是安全氣囊的載體。汽車轉(zhuǎn)向盤在發(fā)展之初都很類似，但隨著消費(fèi)者要求的多樣化轉(zhuǎn)向盤的類別也越發(fā)多樣化[1]。在力求美觀、功能多樣化的同時(shí)，對于其強(qiáng)度要求、安全性能、耐久程度提出了更精細(xì)化的要求。轉(zhuǎn)向盤要具有一定的強(qiáng)度、硬度，更要能承受一定的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力、彎曲應(yīng)力，并且具有適當(dāng)?shù)娜犴g性[2]。如果設(shè)計(jì)不當(dāng)可能會造成轉(zhuǎn)向盤抖動[3]，轉(zhuǎn)向盤的低頻振動就是導(dǎo)致駕駛員不舒適的重要原因之一[4]。一款性能良好的轉(zhuǎn)向盤既能與汽車內(nèi)飾融為一體,同時(shí)又是汽車內(nèi)飾的亮點(diǎn)[5]。轉(zhuǎn)向盤總成的基本結(jié)構(gòu)包括骨架、發(fā)泡體或下蓋、多功能按鍵或裝飾條、安全氣囊或飾蓋，另外有些主機(jī)廠會對轉(zhuǎn)向盤提出增加水轉(zhuǎn)印或電加熱功能的要求。在以往轉(zhuǎn)向盤的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)過程中，通常是根據(jù)工程師個(gè)人經(jīng)驗(yàn)來進(jìn)行設(shè)計(jì)，沒有成型的設(shè)計(jì)方案和風(fēng)險(xiǎn)總結(jié)。在面對主機(jī)廠愈發(fā)嚴(yán)苛的設(shè)計(jì)要求，應(yīng)該更深入總結(jié)轉(zhuǎn)向盤骨架結(jié)構(gòu)仿真分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化的方法。

本文使用LS-DYNA 軟件對多個(gè)轉(zhuǎn)向盤三維模型進(jìn)行仿真分析，再使用CATIA 軟件完成轉(zhuǎn)向盤骨架結(jié)構(gòu)優(yōu)化，給出了一整套轉(zhuǎn)向盤骨架結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的閉環(huán)系統(tǒng)。

1 LS-DYNA 仿真分析

LS-DYNA 有限元軟件在國內(nèi)使用率非常高[6]。對于轉(zhuǎn)向盤的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),國內(nèi)外大都是通過CATIA或者UG 等三維軟件建立轉(zhuǎn)向盤三維模型,再使用LS-DYNA 等軟件進(jìn)行有限元分析，對轉(zhuǎn)向盤的結(jié)構(gòu)性能進(jìn)行評估[7]。轉(zhuǎn)向盤的仿真分析主要應(yīng)用于轉(zhuǎn)向盤骨架，骨架是轉(zhuǎn)向盤的核心部件，其強(qiáng)度、剛度性能都要滿足國標(biāo)和企標(biāo)的相關(guān)要求。仿真分析通常包括以下幾個(gè)項(xiàng)目：抗彎特性分析、花鍵套推出分析、頭型物沖擊分析、上半身假人沖擊分析。在仿真分析之前，須確定骨架材料的各項(xiàng)參數(shù)，以便構(gòu)建正確的四面體網(wǎng)格。有兩種鎂鋁合金可用做骨架材料，分別為AM50A 和AM60B。鎂合金是比鋁材更為優(yōu)秀的輕質(zhì)合金材料，對汽車輕量化效果更明顯[8]。其相關(guān)指標(biāo)如下表1、表2 所示。

表1 鎂鋁合金AM50A 參數(shù)表

表2 鎂鋁合金AM60B 參數(shù)表

本文模型單元劃分采用4 面體網(wǎng)格，其基本尺寸為3 mm，前處理、后處理應(yīng)用有限元進(jìn)行模型建立和分析結(jié)果評價(jià)。

1.1 抗彎特性仿真分析

在抗彎特性分析中，二輻條轉(zhuǎn)向盤容易出現(xiàn)安全余量不足、輻條斷裂的情況。主機(jī)廠要求加載轉(zhuǎn)向盤骨架的12 點(diǎn)鐘位置50 mm 的強(qiáng)制位移或者1 500 N 應(yīng)力，骨架力-變形曲線在最高、最低曲線范圍內(nèi)，骨架不允許有破壞。約束條件如圖1 所示。

圖1 抗彎特性仿真分析約束條件

仿真分析結(jié)果如圖2、圖3所示。

圖2 最大應(yīng)力值

圖3 最大位移量

通過云圖可以看出，12 點(diǎn)位置施加 1 500 N 力時(shí)，轉(zhuǎn)向盤骨架輪緣與輻條連接處（圖2 紅圈處）最大應(yīng)力為228.2 MPa，轉(zhuǎn)向盤受力大于材料的屈服強(qiáng)度125 MPa，小于材料的抗拉強(qiáng)度230 MPa，發(fā)生塑性變形，安全余量不足，最大位移量為0.12 mm（圖3），有斷裂的風(fēng)險(xiǎn)。

1.2 花鍵套推出仿真分析

轉(zhuǎn)向盤骨架花鍵套材料多為45#鋼，其相關(guān)指標(biāo)如表3 所示。

表3 45#鋼參數(shù)表

選取花鍵套推出仿真試驗(yàn)失敗的某轉(zhuǎn)向盤骨架，按主機(jī)廠要求，花鍵套軸向拔脫力大于等于30 kN，負(fù)載持續(xù)10 s，試驗(yàn)后骨架無裂痕、破壞現(xiàn)象。對轉(zhuǎn)向盤花鍵套表面施加30 kN 的軸向壓力，約束工況六個(gè)方向的自由度，約束條件如圖4 所示。

圖4 花鍵套推出仿真分析約束條件

仿真結(jié)果如圖5、圖6 所示。

圖5 最大應(yīng)力值

圖6 最大壓縮應(yīng)變值

通過應(yīng)力云圖能夠看出，在花鍵頂出過程中，轉(zhuǎn)向盤骨架應(yīng)力最大在圖示線束口位置，應(yīng)力值為229.89 MPa，已趨近于抗拉強(qiáng)度230 MPa，有斷裂的風(fēng)險(xiǎn)；線束口最大壓縮應(yīng)變?yōu)?.188，已超過材料的應(yīng)變值0.15，有斷裂風(fēng)險(xiǎn)。

1.3 頭型物沖擊仿真分析

本文選擇兩種仿真試驗(yàn)失效的骨架。對頭型物沖擊試驗(yàn)進(jìn)行仿真分析,《GB 11557—2011》中規(guī)定人體模塊以24.1 km/h 擊轉(zhuǎn)向盤時(shí)，方向盤不得出現(xiàn)破壞現(xiàn)象[9]。仿真條件如圖7 所示。

圖7 頭型物沖擊仿真試驗(yàn)約束條件

圖8 3 點(diǎn)鐘位置

二輻條仿真失效骨架：頭型物沖擊仿真分析共包含3 個(gè)位置：3、6 點(diǎn)鐘方向和12 點(diǎn)鐘方向。具體位置如圖8、圖9 所示，3 點(diǎn)鐘和6 點(diǎn)鐘方向失效。

圖9 6 點(diǎn)鐘位置

3、6 點(diǎn)鐘位置仿真結(jié)果如圖10、圖11 所示。

圖10 3 點(diǎn)鐘位置仿真結(jié)果

圖11 6 點(diǎn)鐘位置仿真結(jié)果

通過3 點(diǎn)鐘位置分析應(yīng)力云圖可以發(fā)現(xiàn)，輻條根部位置已經(jīng)出現(xiàn)大面積的失效，最大應(yīng)力為230.2 MPa，超過了材料的抗拉強(qiáng)度230 MPa，不滿足要求；通過6 點(diǎn)鐘位置分析云圖可以發(fā)現(xiàn)，輪緣與輻條連接處已經(jīng)失效，最大應(yīng)力為230.2 MPa，超過了材料的抗拉強(qiáng)度230 MPa，不滿足要求。

四輻條仿真失效骨架：頭型物沖擊仿真分析同樣仿真3 點(diǎn)鐘方向、6 點(diǎn)鐘方向和12 點(diǎn)鐘方向位置，3 點(diǎn)鐘位置失效。

3 點(diǎn)鐘位置仿真結(jié)果如圖12 所示。

在轉(zhuǎn)向盤輪緣3 點(diǎn)鐘位置進(jìn)行沖擊，最大應(yīng)變?yōu)?.13，趨近于延伸率0.15，安全余量已不足，骨架有發(fā)生斷裂的風(fēng)險(xiǎn)。

圖12 最大應(yīng)變值

1.4 上半身假人沖擊仿真分析

本文選擇兩種仿真試驗(yàn)失效的骨架?！禛B11557—2011》中規(guī)定人體模塊以24.1 km/h 擊轉(zhuǎn)向盤時(shí)，方向盤不得出現(xiàn)破壞現(xiàn)象，50%假人受到的反作用力不大于11 123 N[9]。仿真條件如圖13 所示。

圖13 上半身假人沖擊仿真分析約束條件

兩輻條上半身假人仿真實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖14 所示。

圖14 上半身假人仿真實(shí)驗(yàn)結(jié)果

結(jié)果顯示，沖擊過程中轉(zhuǎn)向盤最大應(yīng)力集中在輪轂根部以及線束口位置，最大應(yīng)力為230.2 MPa，超過材料的抗拉強(qiáng)度230 MPa，有斷裂風(fēng)險(xiǎn)，不滿足要求。

圖15 最大應(yīng)力值

四輻條上半身假人仿真實(shí)驗(yàn)結(jié)果如圖15 所示。

如云圖所示，假人沖擊過程中轉(zhuǎn)向盤輻條的過渡位置應(yīng)力集中較大，最大應(yīng)力已達(dá)到234 MPa，超過材料的抗拉強(qiáng)度230 MPa，有斷裂風(fēng)險(xiǎn)，不滿足要求。

綜上所述，以上仿真分析中均有轉(zhuǎn)向盤骨架失效，需對失效的骨架進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

2 利用CATIA 創(chuàng)成式曲面設(shè)計(jì)方法進(jìn)行優(yōu)化

骨架結(jié)構(gòu)使用CATIA 軟件進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化的目的是通過更改結(jié)構(gòu)來改變骨架中力的傳導(dǎo)方向，使骨架受力均勻，消除集中應(yīng)力。通常的優(yōu)化方式為改變轉(zhuǎn)向盤骨架輻條的寬度、增加骨架連結(jié)點(diǎn)、局部增加骨架厚度、增加對花鍵套的包裹厚度、添加加強(qiáng)筋。

2.1 頭型物沖擊和上半身假人沖擊優(yōu)化

使用增加骨架連結(jié)點(diǎn)的方法可以避免頭型物沖擊和上半身假人沖擊仿真試驗(yàn)失效。因結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)導(dǎo)致的轉(zhuǎn)向盤應(yīng)力集中問題通常在輪輻位置[10]，使用CATIA 軟件中的創(chuàng)成式外形設(shè)計(jì)對轉(zhuǎn)向盤骨架進(jìn)行優(yōu)化，增加二輻條骨架12 點(diǎn)鐘位置的連結(jié)點(diǎn)。圖16 為原骨架數(shù)據(jù)，圖17 為更改后數(shù)據(jù)。

圖16 原問題骨架數(shù)據(jù)

圖17 更改后骨架數(shù)據(jù)

再次進(jìn)行頭型物沖擊仿真試驗(yàn)，3、6 點(diǎn)位置的仿真結(jié)果如圖18、圖19 所示。

3、6 點(diǎn)鐘位置的最大應(yīng)力值分別為216.3、229.3 MPa，均未達(dá)到材料的抗拉強(qiáng)度，都滿足要求。

同理，再次進(jìn)行上半身假人沖擊試驗(yàn)仿真和臺架試驗(yàn)測試，結(jié)果如圖20、圖21 所示。

沖擊過程中轉(zhuǎn)向盤最大應(yīng)力集中在輪轂根部以及線束口位置，最大應(yīng)力未達(dá)到材料的抗拉強(qiáng)度230 MPa，滿足要求。通過假人受力曲線（圖22）可以看出，在沖擊過程中，假人與方向盤總成接觸，假人所受的力逐漸增大，最大值為3 428 N，遠(yuǎn)小于標(biāo)準(zhǔn)要求的11 123 N，滿足要求。

圖18 3 點(diǎn)鐘位置最大應(yīng)力值

圖19 6 點(diǎn)鐘位置最大應(yīng)力值

圖20 上半身假人沖擊試驗(yàn)仿真結(jié)果

圖21 臺架試驗(yàn)測試

接著對失效的四輻條骨架進(jìn)行優(yōu)化，上文仿真結(jié)果顯示，四輻條骨架輻條處問題較大，故采用增加輻條寬度的方法來優(yōu)化應(yīng)力傳導(dǎo)。使用CATIA軟件中的創(chuàng)成式外形設(shè)計(jì)對轉(zhuǎn)向盤骨架進(jìn)行優(yōu)化，增加四輻條骨架的輻條寬度。圖23 所示原骨架數(shù)據(jù)3、9 點(diǎn)鐘位置輻條寬度5.804 mm，圖24 為更改后數(shù)據(jù)，輻條寬度為7.727 mm。

圖22 假人受力曲線

圖23 原問題骨架3、9 點(diǎn)位置輻條

圖24 更改后骨架3、9 點(diǎn)位置輻條

對更改后數(shù)據(jù)進(jìn)行3 點(diǎn)鐘位置頭型物沖擊仿真實(shí)驗(yàn)，結(jié)果如圖25 所示。

圖25 最大應(yīng)變值

如應(yīng)力云圖所示，最大應(yīng)變?yōu)?.09，未達(dá)到材料的延伸率,轉(zhuǎn)向盤強(qiáng)度滿足要求。

對更改后數(shù)據(jù)進(jìn)行上半身假人沖擊試驗(yàn)仿真，結(jié)果如圖26 所示。

沖擊過程中轉(zhuǎn)向盤最大應(yīng)力集中在輪轂根部以及線束口位置，最大應(yīng)力未達(dá)到材料的抗拉強(qiáng)度230 MPa，滿足要求。通過假人受力曲線（圖27）可以看出，在沖擊過程中，假人與方向盤總成接觸，假人所受的力逐漸增大，在24 ms 受力最大為8 366.42 N，小于標(biāo)準(zhǔn)要求的11 123 N，滿足要求。

圖26 上半身假人沖擊試驗(yàn)結(jié)果

圖27 假人受力曲線

2.2 抗彎特性優(yōu)化

抗彎特性優(yōu)化方式采用局部增加骨架厚度的方法來解決。使用CATIA 軟件中的創(chuàng)成式外形設(shè)計(jì)對轉(zhuǎn)向盤骨架進(jìn)行優(yōu)化，增加二輻條骨架底板的厚度，保持與骨架上表面齊平為最好。圖28 為原骨架數(shù)據(jù)，圖29 為更改后數(shù)據(jù)。

圖28 原問題骨架數(shù)據(jù)

圖29 更改后骨架數(shù)據(jù)

對更改后數(shù)據(jù)進(jìn)行抗彎特性仿真分析，結(jié)果如圖30、圖31 所示。

圖30 最大應(yīng)力值

圖31 最大受力強(qiáng)度值

仿真結(jié)果表明，轉(zhuǎn)向盤骨架輪緣與輻條連接處最大應(yīng)力為192.2 MPa，轉(zhuǎn)向盤受力大于材料的屈服強(qiáng)度125 MPa，小于材料的抗拉強(qiáng)度230 MPa。發(fā)生塑性變形，可以滿足要求。

2.3 花鍵套推出優(yōu)化

為了防止花鍵套推出試驗(yàn)失效，一般采取增加對花鍵套的包裹厚度、添加加強(qiáng)筋的方法。用CATIA 軟件中的創(chuàng)成式外形設(shè)計(jì)對轉(zhuǎn)向盤骨架進(jìn)行優(yōu)化，圖32 為原骨架數(shù)據(jù)，圖33 為更改后數(shù)據(jù)，分別添加了加強(qiáng)筋，增加了對花鍵套的包裹厚度。

圖32 原問題骨架數(shù)據(jù)

圖33 更改后骨架數(shù)據(jù)

對更改后數(shù)據(jù)抗彎特性試驗(yàn)仿真，結(jié)果如圖34所示。

圖34 最大應(yīng)力值

仿真結(jié)果表明，轉(zhuǎn)向盤骨架應(yīng)力最大在圖示線束口位置，應(yīng)力值為181 MPa，小于抗拉強(qiáng)度為230 MPa，可以滿足要求。

圖35 最大壓縮應(yīng)變值

另外，如圖35 所示，最大壓縮應(yīng)變?yōu)?.006，小于材料的應(yīng)變值0.36，滿足要求。

綜上所述，轉(zhuǎn)向盤潛在斷裂風(fēng)險(xiǎn)主要有兩方面原因：第一，盤體局部強(qiáng)度相對較弱。第二，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的不合理導(dǎo)致其應(yīng)力集中[11]。通過改變轉(zhuǎn)向盤骨架輻條的寬度、增加骨架連結(jié)點(diǎn)、局部增加骨架厚度、增加對花鍵套的包裹厚度、添加加強(qiáng)筋的方法來優(yōu)化轉(zhuǎn)向盤結(jié)構(gòu)是可行的。

3 結(jié)論

（1）在零部件進(jìn)行前期開發(fā)的時(shí)候，引入仿真分析是十分必要的，不僅可以及時(shí)發(fā)現(xiàn)設(shè)計(jì)存在的問題，給設(shè)計(jì)工作提供參考依據(jù)，還可以大大減少后期整改的時(shí)間及成本。通過LS-DYNA 軟件進(jìn)行轉(zhuǎn)向盤骨架仿真分析，可快速發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)向盤骨架結(jié)構(gòu)中存在的問題，找到失效點(diǎn)。

（2）使用CATIA 軟件的創(chuàng)成式曲面設(shè)計(jì)可以對失效的骨架結(jié)構(gòu)進(jìn)行很好的優(yōu)化，優(yōu)化方式包括：改變轉(zhuǎn)向盤骨架輻條的寬度、增加骨架連結(jié)點(diǎn)、局部增加骨架厚度、增加對花鍵套的包裹厚度、添加加強(qiáng)筋。