收稿日期:2010 04 10作者简介:赵卫艳(1978 ),女,山西运城人,陕西汽车集团有限责任公司汽车工程研究院工程师,长安大学工学博士研究生,E mail:zw y780906@ 。
第31卷 第1期2011年1月长安大学学报(自然科学版)Journal of Chang an University(Natural Science Edition)Vol.31 No.1Jan.2011文章编号:1671 8879(2011)01 0090 05商用车转向器支架疲劳寿命仿真分析赵卫艳1,2,谷雪松2,王 可3,魏 朗1,曹祖强2(1.长安大学汽车学院,陕西西安710064; 2.陕西汽车集团有限责任公司汽车工程研究院,陕西西安710200; 3.中国定远汽车试验场,安徽定远210028)摘 要:为了揭示转向器支架的破坏机理,在整车实际运行工况下计算转向器支架最大受力,并在此基础上建立了转向器支架的有限元模型,在转向器质量和最大转向力矩的共同作用下对转向器支架进行静强度分析;根据S N 曲线方法、正弦载荷谱和Radio ss 工具对转向器支架进行疲劳寿命分析;最后将仿真结果与实际破坏形式及理化分析结果进行对比。
结果表明:转向器支架满足静强度要求,但是存在局部寿命不足、一致性差的问题;仿真分析与工程实际具有较好的吻合性。
关键词:汽车工程;转向器支架;疲劳寿命;有限元分析;S N 曲线中图分类号:U 463.4 文献标志码:ASimulation for fatigue life of commercial vehicle steering gear bracketZH A O Wei yan 1,2,GU Xue song 2,WANG Ke 3,WEI Lang 1,CAO Zu qiang 2(1.Schoo l o f Automo bile,Chang an U niversit y,Xi an 710064,Shaanxi,China; 2.Institute of Auto mobile Engineer ing,Shaanx i A uto mobile G ro up Co L td,Xi an 710200,Shaanx i,China;3.China Dingy uan A ut omotive P rov ing G round,Ding yuan 210028,Anhui,China)Abstract:In order to reveal the dam ag e mechanism of the steering g ear bracket for a certain com m er cial vehicle,the maximum force w as com puted under actual w orking condition.The finite model of the bracket w as built based on the force analy sis,and the static streng th w as analyzed by sim ulation.The fatig ue life of the br acket w as analyzed by simulation,based on the S N method,the sine w ave lo ad spectrum and Radioss tool.In the end,the simulation analysis w as com pared w ith the real damage fo rms and physics chemical analysis.T he result show s that the static str ength o f the steering g ear bracket is adequate,but the local life is insufficient and the consistence is poor,the simulatio n and r eal damage results are uniform.2tabs,11figs,10refs.Key words:automobile engineering;steering g ear bracket;fatig ue life;finite element analy sis;S N curve0 引 言汽车零部件的破坏是涉及结构、材料、强度、动力学、制造装配工艺、质量保证体系以及车辆运用条件等诸多因素的复杂问题。
转向器支架,作为转向器的支撑件和地面转向阻力矩到转向器的传递机构,其结构强度及其疲劳寿命直接影响整个转向机构的稳定性和使用寿命。
对于重型商用车来说,由于轴荷加大,转向器支架承受的交变力矩更大,因此合理设计转向器支架,使其以尽量小的质量满足强度和使用寿命要求,将有利于整车减重和提高转向机构的稳定性。
目前,对于重型车辆的设计分析,主要集中在车架及各大总成的匹配性计算以及车架的静强度和刚度分析上,而对于小结构件的重视程度不够,因此经常会出现由于小结构件的破坏而影响整车性能[1 4]。
本文采用有限元分析方法,研究转向器支架在最恶劣转向条件下的静强度和疲劳行为,基于H y permesh/Radioss 平台进行静强度和疲劳寿命分析计算,同时将分析结果与实车问题及破坏件理化分析结果进行对比,分析结果与破坏件破坏形式完全吻合,真实可靠地反映了转向器支架的破坏机理。
这种分析方法是成熟且科学的,已得到较多的工程应用,而且可以为更多小构件的设计和破坏失效分析提供参考。
1 转向器支架破坏形式转向器支架是在车辆行驶约2.5 104km 后出现断裂,断裂件的断口锈蚀,锈蚀程度不一,锈蚀严重区域表面较为光滑,约1/3断口面粗糙,可见金属光泽,如图1、图2所示。
图1断裂件复原形貌图2 断裂件断口形貌根据图1、图2转向器支架的断口形貌,初步判断为疲劳断裂。
由于构件腔体矩形孔四角过渡圆角过小,造成应力集中点,在交变力矩作用下,逐渐在构件应力集中区域或铸造缺陷部位产生细微裂纹,形成疲劳源;随着循环次数的增加,裂纹逐渐扩展,两侧不断开合,类似研磨作用,形成了断口的光滑区;随着裂纹扩展,构件的截面不能承受所加载荷而突然发生脆性断裂,形成了断口区的粗糙区。
结合上述判断,根据转向器支架三维模型建立有限元模型,然后综合考虑工艺影响,对转向器支架进行静强度和疲劳寿命分析,同时与真实件断裂情况和理化分析报告进行对比,以此检验分析结果和指导产品优化及工艺改进。
2 受力分析转向器支架整车装配如图3所示,转向器支架通过8个螺栓固结在车架上,转向器安装在支架上。
转向器支架受力传递途径:转向轮转向过程中,克服地面摩擦阻力进行转动,转向轮的转动带动转向节臂(前桥上)绕转向主销转动,转向节臂拉动直拉杆前后运动,直拉杆带动转向摇臂转动,转向摇臂的转向力作用在转向器上,进而传递给转向器支架,因此转向器支架一方面承受转向器的重力,另一方面承受来自转向摇臂的转向力(或力矩,即此处转向力与转向摇臂的长度之乘积),受力如下页图4所示。
在此处进行力矩计算,转向器支架所受力矩来自于转向车轮的转向阻力矩。
图3 转向器的装配在最恶劣的转向条件下(在干而粗糙的转向轮支承面上作原地转向)进行力矩计算,转向车轮的转向阻力矩T r 由转向车轮相对于主销轴线的滚动阻力矩T 1、轮胎与地面接触部分的滑动摩擦力矩T 2以及转向车轮的稳定力矩或自动回转力矩所形成的阻力矩T 3组成。
即91第1期 赵卫艳,等:商用车转向器支架疲劳寿命仿真分析图4 受力分析T r =T 1+T 2+T 3T 1=G 1f a T 2=G 1xT 3=aG 1[ (sin ( 1)+sin ( 2))+ (cos ( 1)+cos ( 2))]式中:G 1为转向轴的载荷;a 为滚动阻力的力臂,或主销偏移距,本文取50m m;f 为车轮的滚动阻力系数,取0.015; 为主销内倾角; 为主销后倾角; 1、 2分别为内、外转向轮的平均转角,本文采用42 ; 为附着系数,计算时取0.86;x 为滑动摩擦力矩T 2的力臂:x =0.5r 2-r 21,r 、r 1分别为车轮的自由半径和静半径,取r 1=0.96r 。
将相关数据代入上式中,计算得到转向摇臂轴上的力矩为6730N m 。
3 仿真计算与结果分析3.1 静强度有限元分析根据三维模型和上述受力分析进行有限元建模,采用H ypermesh/Radioss 工具进行前处理和计算,本模型可以简化为8点约束、2点加载的计算工况。
用4节点四面体单元对转向器支架进行网格划分,建立好的有限元分析模型如图5所示。
在建立好的转向器支架有限元模型上施加约束条件。
约束条件为,通过建立转向器支架与车架螺栓连接处的多点约束单元(multi point constraint,MPC),在与车架连接的螺栓孔的中心节点上分别约束其在x 、y 、z 3个方向的平移自由度和转动自由度,模拟转向器支架被固结在车架上。
转向器支架所承受载荷包括转向器的质量和转向力矩,质量载荷定义为,在转向器质心处施加点质量44kg,质量点通过Rbe3单元与转向器支架连接在一起;力矩载荷定义为,在干而粗糙的支承面上,转向轮作原地图5 有限元分析模型转向时转向器支架所承受的力矩,在转向器支架与摇臂连接点处施加转向力矩6730N m,此点通过刚性Rigid 单元与转向器支架连在一起。
在计算过程中,涉及到转向器支架的材料及其固有力学性能参数见表1。
表1 转向器支架材料及其固有属性材 料密度/(t m -3)弹性模量/GPa 切变模量/GPa球墨铸铁QT450 107.315561计算出的应力分布如图6所示。
在质量和力矩载荷的共同作用下,转向器支架所受最大等效应力值为300MPa,发生于倒圆角处以及加强筋端部,应力值低于材料的屈服极限310M Pa 。
这说明,该转向器支架的静强度指标是合格的,但是存在局部应力集中,存在疲劳隐患,其他部位的应力水平相对较低。
图6 转向器支架应力分布3.2 疲劳寿命分析在静强度分析结果的基础上,根据S N 曲线对转向器支架进行疲劳寿命分析[5 10]。
S N 曲线试验测定十分耗资费力,因此,本文根据经验关系式进行疲劳极限的估算,从而确定S N 曲线。
对于标准材料试验的S N 曲线来说,根据材料103与106次循环的疲劳强度就可确定曲线,103次循环的疲劳强度,根据经验大约等于90%的拉伸极限S b ,106次92长安大学学报(自然科学版) 2011年循环的疲劳强度(疲劳极限)等于50%的拉伸极限S b 。