某軍用越野車轉向系統結構件的可靠性設計與驗證

田豪，沈阿榮，王琳，王磊

（陜西重型汽車有限公司，陜西 西安 710200）

某軍用越野車轉向系統結構件的可靠性設計與驗證

田豪，沈阿榮，王琳，王磊

（陜西重型汽車有限公司，陜西 西安 710200）

以某軍用越野車為例，通過運用可靠性設計方法，以零件無限疲勞壽命為可靠性設計原則對其轉向系統關鍵結構件進行結構設計和疲勞壽命校核，并根據實車測得的載荷譜對零件進行臺架疲勞試驗，驗證了可靠性設計方法的有效性。

可靠性設計；結構設計；疲勞壽命校核；疲勞試驗

CLC NO.: U463.4 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)10-193-04

前言

對于汽車來說，可靠性與人身安全、經濟效益密切相關。汽車由各總成、部件、零件構成，如果某一個零件損壞、一個元件失效，都可能造成事故，引起嚴重的后果。轉向系統作為整車的關鍵系統之一，若轉向節臂、轉向搖臂等關鍵結構件失效可能導致車輛失去方向控制能力，進而危及車輛及駕乘人員安全，因此轉向系統的關鍵結構件主要以無限疲勞壽命為可靠性設計目標。本文以某軍用越野車一橋中間轉向搖臂設計為例，通過對其進行有限元分析和疲勞壽命校核，結合試驗驗證，確保零件滿足可靠性要求。

1、可靠性設計

1.1 結構件可靠性設計方法

結構件可靠性設計方法如圖1所示。

圖1 結構件可靠性設計方法

1.2 初始結構設計

某軍用越野車轉向系統的三維布置圖如圖2所示，以一橋右中間轉向搖臂為例進行可靠性設計。在初始設計時，參考同類車型中間轉向搖臂的形狀和斷面尺寸，并按照軸荷等比例加強，得到一橋右中間轉向搖臂結構如圖3所示。

圖2 轉向系統三維布置圖

圖3 搖臂初始結構

考慮到后期批量生產的工藝性以及成本因素，中間轉向搖臂的材料選用車輛鍛件常用材料40Cr，按照批量生產的40Cr鍛件的加工工藝及熱處理工藝進行零部件加工及疲勞壽命預測。

1.3 結構應力分析

根據轉向系統受力情況，建立一橋右中間轉向搖臂的有限元分析模型，并進行靜強度分析，優化結構后，搖臂的應力分布情況及最大應力點如圖4所示。

圖4 一橋右中間轉向搖臂結構應力分布

由于零件的疲勞破壞都是從應力集中部位處起始的，故重點校核位置1處的疲勞極限。零件在實際工作中受力狀況為變幅載荷受力，為計算方便并根據一橋中間轉向搖臂運動狀態，位置1處所受應力狀態近似為對稱循環受力（應力比r=-1），此假設的受力狀況比實際受力更苛刻。

1.4 疲勞壽命校核

中間轉向搖臂作為轉向系統的關鍵部件，應以無限疲勞壽命為可靠性設計目標。根據基本假設，采用常規疲勞設計方法：名義應力法。對于對稱循環受力，中值（可靠度50%）無限疲勞壽命（N=107）設計采用如下公式：

經調制處理的40Cr鍛件，硬度為220HB～250HB，表面經噴丸強化處理。根據熱處理工藝可知抗拉強度=940 MPa，疲勞極限=422MPa（材料中值疲勞壽命）。

根據公式：

式中：Kσ為正應力下的疲勞缺口系數；q為缺口疲勞敏感度；Kt為理論應力集中系數。

對于圖4中位置1處受力情況，可近似簡化為L型板受彎矩的情況，理論應力集中系數使用圖5近似模型計算。

圖5 位置1處簡化模型

根據Neuber公式：

式中：σ'為Neuber參數，可由Neuber參數圖查出；σ為缺口半徑(mm)；

根據文獻[2]，以及多年來相同工藝40Cr鍛件的疲勞試驗情況，將所需技術參數代入計算公式，可得：

由于轉向臂表面經噴丸強化處理，對于存在缺口的鋼制試樣，疲勞強度提高≮30%，對于光滑試樣≮10%。β3為強化系數，修正σ-1D，這里僅取下限β3=1.1，則：

對于位置1處，一橋右中間轉向搖臂極限受力時，最大應力為226.6MPa＜σ-1D，可見在比該零件實際受力更嚴苛的情況下，位置1處的受力也不大于此處的中值無限壽命疲勞強度。

1.5 可靠度計算

無限壽命下疲勞強度可靠性設計采用經典的P-S-N線圖演算疲勞強度可靠度。為得到零件的P-S-N曲線，記應力循環數N0=103對應的有限疲勞壽命為σ-1DN。只要計算出σ-1DN，便可繪制出零件的中值疲勞壽命曲線，再計算出各自疲勞壽命的標準差，即可根據失效率P繪制出不同可靠度下的P-S-N曲線，可方便的查出零件在指定循環次數下不失效的可靠度。一般認為在循環次數N≥106，可靠度≮95%時，就認為該零件具有無限疲勞壽命。

根據零件無限疲勞壽命（N=107）時，疲勞強度為σ-1D=244MPa。

可令N≥107，疲勞強度均值：

當N= N0時，疲勞強度均值：

在材料的近似S-N曲線的基礎上，通過計算N=107，N= N0時的疲勞強度均值，描點連成該零件的近似中值疲勞（S-N）曲線，見圖6。

圖6 材料S-N曲線及零件S-N曲線

注：圖中橫坐標表示應力循環次數N，例如3代表N=103次；

縱坐標表示對應不同應力水平的疲勞極限（單位為MPa）。

當N≥107，零件疲勞強度標準差：

當N≥107，不同失效概率P下的零件疲勞強度：

式中：Zp為標準正態分布臨界值；

對應于不同失效概率時，Zp值如表1所示。

表1 標準正態分布不同失效概率下的Zp值

在材料及零件的中值疲勞（S-N）曲線的基礎上，使用上述數值描點，將相同失效概率下的點用直線連接，即可獲得零件的近似P-S-N曲線，如圖7所示。

圖7 零件P-S-N曲線（坐標含義同圖6）

根據靜態極限受力分析，在位置1處最大應力為226.6MPa，實際中的零件在循環次數N＞106時即為零件的無限疲勞壽命，由圖7查得：在接近N=107時，此點近似在P=0.1的S-N線上，故零件不疲勞失效的可靠度R=0.99，即在此對稱循環應力下，零件不疲勞破壞的可靠度為99%，所以理論上一橋右中間轉向搖臂是滿足設計要求的。

2、可靠性試驗驗證

通過在一橋右中間轉向搖臂上貼應變片采集載荷譜（見圖8），并通過換算獲取該件位置1處在特殊路段的載荷-時間歷程。車輛在工作時直接測得的載荷-時間歷程為零件的工作譜，由于隨機載荷循環的不確定性，此譜無法直接使用，為理論分析及試驗方便，利用雨流計數法將其處理成一系列的全循環或半循環，從而獲得最大應力循環。初步處理后的載荷-時間歷程如圖9所示。

圖8 載荷譜采集

圖9 初步處理后的載荷-時間歷程

雨流計數法處理后的最大應力循環如圖10所示。

圖10 雨流法處理后載荷譜中最大應力循環

由處理后的圖10可以看到，該零件在實際工作時，最大的載荷循環為：

可見該零件所受最大變幅應力為非對稱循環變應力，為理論及實際試驗方便，處理成對稱循環變應力的形式，令其最大應力σmax保持不變，。該處理后的零件受力比實際受力更為苛刻，故利用此數據進行的試驗可靠性有充分的保證，試驗結果可信。

運用成組法進行疲勞試驗，一橋右中間轉向搖臂臺架試驗情況如圖11所示。結果顯示在N=106次循環下，該零件未破壞，即該零件設計的可靠性是符合要求的。

圖11 一橋右中間轉向搖臂臺架試驗

3、結論

在轉向系統設計過程中，對結構件進行初始結構設計，通過靜強度分析找出零部件的薄弱環節或應力最高的危險點，采取相應措施進行優化，并對零部件進行疲勞壽命校核和試驗驗證，確保關鍵零部件滿足可靠性要求。通過理論計算，結合試驗驗證情況，說明了可靠性設計方法在零部件設計中的有效性。

[1] 王霄鋒編著.汽車可靠性工程基礎[M].北京:清華大學出版社, 2007.

[2] 趙少汴,王忠保編著.抗疲勞設計[M].北京:機械工業出版社,1997.

[3] 劉惟信主編.汽車設計[M].北京：清華大學出版社,2000.

[4] 明平順,李曉霞編著.汽車可靠性技術[M].北京:人民交通出版社,2004.

Structure Reliability Design and Verification of a Military Off-road Vehicle Steering System

Tian Hao, Shen Arong, Wang Lin, Wang Lei
（Shaanxi Heavy Duty Automobile Co., Ltd, Shaanxi Xi’an 710200）

In this paper, a military off-road vehicle is taken as an example. By using reliability design method, based on the reliability design principle of infinite fatigue life, the structural design and fatigue life check of a key component of the steering system are carried out. According to the measured load spectrum, the bench fatigue test of the part was carried out. and the validity of the reliability design method is verified.

reliability design; structural design; fatigue life check; fatigue test

U463.4

A

1671-7988 (2017)10-193-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.10.067

田豪，就職于陜西重型汽車有限公司。