基于虛擬正交試驗的汽車轉向盤骨架優化設計的研究*

何昌德，董春旺，吳 鋒

(1.浙江大學，動力機械及車輛工程研究所，杭州 310027;2.臺州科技職業學院機電工程系，臺州 318020)

前言

汽車轉向盤骨架作為轉向盤的核心部件，相關的法律法規要求對轉向盤做多方面必要的性能試驗，其主要有:靜壓、靜扭強度、壓疲勞試驗和扭曲疲勞等。文獻[1]和文獻[2]中對骨架結構性能和鑄造工藝因素進行了研究，結果表明鎂合金轉向盤骨架出現的斷裂、裂紋和嚴重變形等缺陷與鑄件結構設計、原材料成分、模具的澆鑄系統和壓鑄工藝有關。

良好的產品結構設計是性能的先行條件。在發生失效后，應考慮結構設計是否合理，通過優化結構和參數來避免缺陷而提高產品的性能。對骨架進行CAE數值模擬分析，可縮短整個研發周期和費用，提高其綜合性能，但目前相關研究較少[3]，特別是骨架結構參數設置和骨架性能影響關系尚未明確。本文中采用多指標正交試驗和數值模擬相結合，對骨架的力學性能進行分析，旨在明確骨架結構參數和其性能之間的關系，為轉向盤骨架結構設計提供有效設計方法和理論依據。

1 數值模擬正交試驗分析

1.1 骨架模型的建立

轉向盤通常有圓盤和非圓盤型，圓盤形式結構簡單，工藝性能好和操控方便，有很好的控制感和路感，得到廣泛應用。轉向盤骨架可分為單輻、雙輻、三輻和四輻型，C、D級轎車常采用四輻設計。B11型轉向盤采用圓形四幅結構，其主要由輪圈、輪輻、輪轂和花鍵套等部分組成。在UG三維軟件中建立骨架三維實體模型，結構如圖1所示。

1.2 正交試驗設計分析

1.2.1 試驗設計

由骨架結構的組成可知，結構參數和性能間的關系是一個多因素多指標的優化設計問題，為此采用有限元數值模擬正交試驗的方法對其進行分析研究[4－7]。結果表明[1－3]，骨架斷裂等失效多發生在輪輻與輪圈和輪輻與輪轂連接處，對骨架性能主要影響因素有:輪輻寬L、輪輻高H、輪圈壁厚B1、輪輻壁厚B2、連接圓角半徑R1、R2和過渡圓角半徑R3(見圖1)。因此試驗采用7因素3水平正交表L18(37)安排試驗，見表1。分別建立不同因素水平組合的骨架三維有限元模型，按照Q/TF08—2004標準給定邊界約束條件和載荷，在NX Nastran環境下進行800N的靜壓試驗和135N·m的靜扭強度試驗分析計算，結果見表2。

表1 骨架試驗因素水平表

表2 試驗方案和數值模擬結果

表2最后1列的綜合評估得分為該行的5個無量綱值的加權。

應力指標中的值越小越好，如第3號試驗為390MPa，排在第 1名，給 10分;第 17號試驗為521MPa，排在最后，給0分。對其它號試驗各指標值的得分，視其與該指標優秀值的差異按比例打分，無量綱值轉換公式為

式中:Xi為試驗值;Yi為無量綱值。

因各項指標重要程度有差異，故先對每項指標的無量綱值乘以相應的加權系數得該項指標的加權評分，再把每號試驗的所有指標的加權評分相加即得綜合評分[4－6]。試驗中，位移和變形量指標作為重要質量指標，取權數為2，而對應力、扭曲應力和質量等指標，則取權數為1，每號試驗的綜合評分見表2。

1.2.2 試驗數據處理

試驗數據利用統計分析軟件SPSS進行處理。極差分析統計結果見表3。在正交設計中，如果沒有重復試驗又無空白項時，常取其中一因素離均差平方和最小項作為誤差估計，從表3可知，R2的極差值最小，它對整個試驗結果影響最小，因而把它作為誤差估計，用以檢驗其他因素作用的顯著性。剔除變量R2因素，用SPSS重新計算，得方差分析結果見表4。

表3 極差分析結果

1.2.3 試驗結果分析

從表3可知，各因素水平對結果影響的強弱順序是:H＞B1＞L＞B2＞R1＞R3＞R2。從表4可知，H對試驗結果有極顯著性影響(P=0.001＜0.01)，B1和L為顯著性影響(P＜0.05)，R1為骨架設計性能較主要影響因素，R3和R2對骨架性能影響較小。骨架性能參數的最優組合為:H2L3B11B23R13R22R33，即:H 為 8mm、L為 21mm、B1為3mm、B2為 5mm、R1為 25mm、R2為 15mm和R3為25mm(見表2)。

表4 方差分析表

2 骨架結構優化設計

2.1 骨架模型靜彎曲強度試驗分析

將上面正交試驗得出的最優化模型，引入有限元仿真軟件Nastran中，轉向盤12點方向加載800N力，網格單元劃分:size 5mm、sag0.25，輪輻與輪圈連接彎角處增加控制點細化網格為1mm;賦予材質為鎂合金 AM50A，其彈性模量為45GPa，泊松比為0.35，密度為1 770kg/m3;約束邊界條件:花鍵套上下面壓緊固定。劃分網格后運算求解得到靜力場應力云圖和變形位移云圖分別如圖2和圖3所示。

2.2 結構改進和減材

從圖2和圖3可知，最大應力為389.7MPa，最大變形量為32.5mm，應力集中在輪輻和輪圈連接處，以及輪轂底面邊肋圓角處。轉向盤優化后的結構見圖4。其加大輪轂底面的圓角和邊肋厚度，來消除應力集中。具體為將輪輻圓角半徑設為26mm，輪圈和輪輻連接處增設弧形加強筋，其壁厚最大為3.5mm，輪轂底面圓角半徑由原來5mm調整為10mm，同時將圖中的邊肋厚度由5mm調整為7mm。減少輪圈和輪輻非連接處的材料，并在輪圈槽內間隔增設一定數量的加強筋來保證輪圈強度，從而整體上減少了骨架材料，達到結構輕易化的目的。

2.3 靜力學和疲勞分析

對改進后的模型重新進行靜壓試驗和靜扭強度分析，求解得到相關云圖見圖5，對比結果見表5。

由表5可知，經過結構改進設計后，靜壓強度分析中最大應力降低22.7%，最大位移變形量降低了8.9%，骨架整體質量減輕25g，且骨架外圈結構的改變對靜扭強度分析的最大扭曲應力和變形量幾乎沒有影響，通過優化設計有效提高了骨架的抗變形和屈服能力。

表5 改進前后性能對比

2.4 疲勞性能分析[8－9]

在對承受221MPa外力的骨架靜壓試驗分析的基礎上，對骨架的疲勞特性進行深入研究。設定骨架材料AM50a的S-N疲勞曲線[10－11]，并引入疲勞強度縮減因子Kf，從而降低引起疲勞斷裂時對應的N(循環次數)，在綜合考慮實際試驗條件下，將疲勞強度縮減因子Kf設置為0.8。循環周期設為30 000次，完全交變應力比率R=－1。求解得到骨架的生命圖解(疲勞壽命)如圖6所示。從圖6可知，破壞因子為0.03＜1，表示無疲勞失效發生，其骨架在30 000次交變應力循環后，結構消耗壽命比率為3%，說明優化后的結構疲勞性能安全。

3 物理樣機性能試驗

根據上述改進設計，開模壓鑄完成了骨架新樣品的試制。經過國家轎車質量監督檢驗中心執行標準Q/TF08—2004對樣品進行性能檢測。共進行靜彎曲強度試驗、扭轉疲勞試驗、靜彎曲疲勞強度試驗，見圖7，每個試驗取3個樣品。

試驗要求和結果如表6所示。

表6 性能試驗要求與結果

4 結論

(1)數值模擬正交試驗結果表明，各因素對試驗結果的重要次序為:H＞B1＞L＞B2＞R1＞R3＞R2。最佳設計參數為:H2L3B11B23R13R22R33。其中，H、B1和L參數的改變對骨架綜合性能有顯著性影響。

(2)通過數值模擬技術優化骨架結構，可有效避免應力集中和結構性能缺陷。進而在保證強度的前提下適當減少部位材料，實現骨架結構的輕量化。

(3)骨架實物經靜壓強度和扭轉強度試驗分析載荷下變形量符合要求，靜壓疲勞強度和扭轉疲勞強度試驗下花鍵及骨架無斷裂等損壞，驗證了數值模擬的結果和基于虛擬正交試驗的骨架優化設計方法的可行性。

[1]毛萍莉，金銳，周樂，等．AM60鎂合金轉向盤骨架壓鑄充型過程數值模擬[J]．材料與冶金學報，2010(3):420－422．

[2]汪忠興．鎂合金轉向盤骨架失效分析及預防[C]．汽車內外飾產品及新材料國際研討會．2009:204－206．

[3]徐愛華，張艷．從被動安全性方面探討轉向盤骨架強度設計[C]．2009中國鑄造活動周論文集，汽車內外飾產品及新材料國際研討會2009:275－277．

[4]胡建軍，周冀衡，柴家榮，等．多指標正交試驗數據的優化分析及應用[J]．中國煙草學報，2008(2):9－14．

[5]蘇宏華，姚正軍．多指標正交試驗的模糊分析方法[J]．南京航空航天大學學報，2004(1):29－33．

[6]任露泉．試驗優化設計與分析[M]．北京:高等教育出版社，2003．

[7]張堯武，曾衛東，戴毅，等．基于虛擬正交試驗的熱推彎管工藝參數優化設計[J]．塑性工程學報，2009(6):91－95．

[8]Horstemeyer M F，Yang N，Gall K，et al．High Cycle Fatigue Mechanisms in a Cast AM60B Magnesium Alloy[J]．Fatigue Fract Engng Mater Struct，2002(25):1045 －1056．

[9]Horstemeyer M F，Yang N，Gall Ken．High Cycle Fatigue of a Die Cast AZ91E-T4 Magnesium Alloy[J]．Acta Mater，2004，52:1327．

[10]Potzies C，Kainer K U．Fatigue of Magnesium Alloys[J]．Advanced Engineering Materials，2004(5):281 －289．

[11]丁文江．鎂合金科學與技術[M]．北京:科學出版社，2007．