基于數(shù)字樣機(jī)的汽車轉(zhuǎn)向橫拉桿優(yōu)化設(shè)計

吳 峰，楊志鵬，王良熙，李智聰，張 帆

（1.福建省科學(xué)技術(shù)信息研究所，福州 350003；2.福建省生產(chǎn)力促進(jìn)中心，福州 350025）

0 引言

汽車轉(zhuǎn)向橫拉桿是汽車轉(zhuǎn)向傳動機(jī)構(gòu)中的重要部件，也是前軸重要的安保件。其直接影響著汽車的轉(zhuǎn)向、操縱感和穩(wěn)定性、以及行車安全。球接頭的磨損老化、橫拉桿的彎曲變形，均可能造成汽車轉(zhuǎn)向不準(zhǔn)確、操縱不暢、異響、加速輪胎磨損等故障，尤其是當(dāng)球接頭或橫拉桿意外斷裂時，則會導(dǎo)致轉(zhuǎn)向失效失控，造成司機(jī)及行人的生命財產(chǎn)安全。由此可見，汽車轉(zhuǎn)向橫拉桿對于汽車轉(zhuǎn)向及安全行駛的重要性。因此我們在設(shè)計轉(zhuǎn)向橫拉桿時，除了考慮汽車轉(zhuǎn)向傳動的結(jié)構(gòu)功能要求，還要充分考慮汽車在復(fù)雜路況下，尤其是當(dāng)汽車在急轉(zhuǎn)、顛簸、坑道行駛的各種受應(yīng)力情況，確保該產(chǎn)品的高可靠性。

傳統(tǒng)的轉(zhuǎn)向橫拉桿設(shè)計制造流程極度依賴物理樣機(jī)，“設(shè)計—樣品—試驗—評估”這種邊試驗邊改進(jìn)的漸進(jìn)式修正研發(fā)過程，不僅研發(fā)周期長，且研發(fā)成本高。本文擬基于數(shù)字樣機(jī)技術(shù)，在轉(zhuǎn)向橫拉桿的設(shè)計環(huán)節(jié)就引入虛擬仿真，借助CAD/CAE系統(tǒng)實現(xiàn)優(yōu)化設(shè)計，從而替代傳統(tǒng)物理樣機(jī)驗證這一環(huán)節(jié)，有助于提高轉(zhuǎn)向橫拉桿的設(shè)計質(zhì)量與可靠性，同時極大地縮減產(chǎn)品的研發(fā)設(shè)計周期，降低研發(fā)成本。

1 轉(zhuǎn)向橫拉桿產(chǎn)品分析

轉(zhuǎn)向橫拉桿主要由橫拉桿和位于橫拉桿兩端的球頭銷組成，通過球頭銷一端與轉(zhuǎn)向器鉸接，另一端與轉(zhuǎn)向節(jié)臂鉸接，如圖1所示。當(dāng)汽車轉(zhuǎn)向時，方向盤的旋轉(zhuǎn)運動通過轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)換成直線運動，經(jīng)由轉(zhuǎn)向橫拉桿傳導(dǎo)，驅(qū)動轉(zhuǎn)向節(jié)臂，從而實現(xiàn)汽車轉(zhuǎn)向傳動，帶動車輪轉(zhuǎn)向。當(dāng)汽車左轉(zhuǎn)時，轉(zhuǎn)向橫拉桿受到轉(zhuǎn)向系統(tǒng)沿軸向方向傳導(dǎo)的壓力，右轉(zhuǎn)時則受到轉(zhuǎn)向系統(tǒng)沿軸向方向傳導(dǎo)的拉力。汽車行駛過程中，頻繁轉(zhuǎn)向會使轉(zhuǎn)向橫拉桿承受交變狀態(tài)的拉應(yīng)力和壓應(yīng)力。此外，汽車在前行制動、極限轉(zhuǎn)向的行駛狀態(tài)時，瞬時制動力和加速度，都會導(dǎo)致車身質(zhì)量轉(zhuǎn)移，擠壓懸架系統(tǒng)。汽車顛簸起伏時，車輪受到?jīng)_擊載荷，并由車輪傳遞到懸架系統(tǒng)。橫拉桿屬于細(xì)長桿件，結(jié)構(gòu)穩(wěn)定性不足，受力較易形變。球頭銷與球頭銷底座時常發(fā)生相對運動，引起球頭銷松動，從而導(dǎo)致球接頭的磨損和老化。

圖1 轉(zhuǎn)向橫拉桿結(jié)構(gòu)及受力示意圖

轉(zhuǎn)向橫拉桿的實際運動及受力分析均非常復(fù)雜，要想準(zhǔn)確模擬轉(zhuǎn)向橫拉桿的工作情況，則需要借助Adams、Abaqus等CAE專業(yè)工具軟件，就各種可能工況進(jìn)行仿真分析。具體技術(shù)路線為：建立轉(zhuǎn)向橫拉桿的三維數(shù)字模型；利用Adams對前懸系統(tǒng)進(jìn)行多體動力學(xué)模型分析，獲取各種工況下硬點處的載荷，作為有限元模型輸入條件；然后利用Abaqus對各種工況下的拉桿、球頭進(jìn)行靜強(qiáng)度分析；最后應(yīng)用第四強(qiáng)度理論來評估分析拉桿、球頭抵抗破壞的能力。

2 多體動力學(xué)仿真分析

多體動力學(xué)仿真可將復(fù)雜機(jī)械系統(tǒng)表示為由一系列的剛體和柔性體構(gòu)成，并通過不同類型的鉸接建立起它們相互之間的約束關(guān)系，從而形成相對完整的動力學(xué)系統(tǒng)。在本例中，轉(zhuǎn)向橫拉桿位于麥弗遜前懸架系統(tǒng)內(nèi)，各剛體間的連接情況為：減振器與車體球鉸連接，轉(zhuǎn)向節(jié)總成與減振器圓柱鉸接，轉(zhuǎn)向橫拉桿通過球鉸一端與轉(zhuǎn)向節(jié)總成相連，另一端與轉(zhuǎn)向器相連，下擺臂一端通過轉(zhuǎn)動鉸與車體相連，另一端通過球鉸與轉(zhuǎn)向節(jié)總成相連，如圖2所示。

圖2 轉(zhuǎn)向橫拉桿拓?fù)涫疽鈭D

利用Adams仿真的具體步驟有：準(zhǔn)備相關(guān)數(shù)據(jù)，包括前懸架底盤硬點、襯套特性等模型輸入數(shù)據(jù)；利用Adams/Car建立模型，包括懸架的硬點、部件等；以運動副的形式表示零部件間的聯(lián)系，輸入?yún)?shù)包括彈簧剛度、減震器阻尼、緩沖塊剛度、橡膠襯套剛度、車輪垂直剛度等。通過模板建立懸架子系統(tǒng)，并由懸架子系統(tǒng)建立帶有試驗臺的懸架系統(tǒng)，再利用懸架系統(tǒng)做仿真分析[1,2]。用Adams表示的麥弗遜前懸如圖3所示。

圖3 Adams表示的麥弗遜前懸

因本例主要研究轉(zhuǎn)向橫拉桿的動力學(xué)仿真，故僅給出轉(zhuǎn)向橫拉桿與轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向節(jié)臂連接的兩個定位參數(shù)，其硬點可由三維模型中測得，分別為（1892.0，-699.5，1025.0）、（1927.6，-454.0，1078.3）。同時，為了盡可能準(zhǔn)確地分析轉(zhuǎn)向橫拉桿的載荷情況，我們將分別在以下九種工況下進(jìn)行虛擬仿真：1）1.1G前行制動；2）1.5G極限（右）轉(zhuǎn)向；3）倒車臺階沖擊；4）轉(zhuǎn)彎過坑沖擊；5）4G整車過坎沖擊；6）過坑沖擊；7）前行沖擊；8）倒車沖擊；9）無定向路牙沖擊。如表1所示。

需要特別說明的有：一是坐標(biāo)系方向定義為側(cè)向向右為正（X），縱向向后為正（Y），垂向向上為正（Z）。二是前懸架輪胎載荷加載點定義為：側(cè)向力和垂向力均加載在輪胎接地點（CP）；縱向力在制動工況中為接地點加載（CP），而在縱向沖擊工況則為輪心加載（WC）。三是普通強(qiáng)度：硬點永久變形小于0.2mm，轉(zhuǎn)向節(jié)要求應(yīng)力小于屈服應(yīng)力；極限強(qiáng)度：硬點永久變形小于1.0mm，轉(zhuǎn)向節(jié)要求應(yīng)力小于屈服應(yīng)力。

表1 九種工況定義

分別輸出九種工況下硬點處的載荷，并保存至Execl表格，作為下一步驟靜強(qiáng)度分析的輸入。如表2所示。

3 轉(zhuǎn)向橫拉桿靜強(qiáng)度分析

轉(zhuǎn)向橫拉桿由橫拉桿和球頭銷構(gòu)成，并通過球頭銷與轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向節(jié)臂鉸接，此為典型的強(qiáng)非線性系統(tǒng)。Abaqus可較為有效的解決強(qiáng)非線性問題，其求解靜力學(xué)問題的一般步驟為：1）定義模型的材料截面屬性；2）選擇合適的求解器；3）定義邊界約束、施加載荷以及劃分網(wǎng)格；4）定義模型的接觸關(guān)系以及接觸屬性；5）結(jié)果后處理[3～8]。

轉(zhuǎn)向橫拉桿各組成部分的材料屬性定義為，球頭銷40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度HRC27～35；防塵罩CR；球頭座POM；底塞SAPH440；橫拉桿45#，正常熱處理，硬度HB150～229。

對轉(zhuǎn)向橫拉桿模型進(jìn)行簡化處理，去掉防塵橡膠罩模型和不影響強(qiáng)度校核的部分細(xì)節(jié)幾何。采用長度為1mm，類型為C3D10M的修正的二次Tet單元，進(jìn)行模型網(wǎng)格劃分。劃分好的轉(zhuǎn)向橫拉桿有限元模型共有311935個單元，491447個節(jié)點，如圖4所示。

根據(jù)多體動力學(xué)分析的結(jié)果，即轉(zhuǎn)向橫拉桿與轉(zhuǎn)向節(jié)臂、橫拉桿與轉(zhuǎn)向節(jié)臂處的X，Y，Z的載荷力，施加在硬點對應(yīng)的節(jié)點上，節(jié)點載荷位置采用RBE3約束周邊區(qū)域網(wǎng)格，并根據(jù)工況載荷，邊界采用慣性釋放的處理方法。

圖4 有限元模型網(wǎng)格

4 靜強(qiáng)度分析結(jié)果及校核

通常應(yīng)力狀態(tài)下，金屬材料多發(fā)生屈服失效，故常選用第四強(qiáng)度理論（形狀改變比能密度理論）來校核該處強(qiáng)度是否安全。若構(gòu)件內(nèi)某一處的應(yīng)力值達(dá)到該構(gòu)件材料的極限應(yīng)力值，材料可能會發(fā)生屈服破壞。

利用Abaqus后處理功能打開計算結(jié)果odb文件，分別查看Von Mises Stress和Effective plastic strain這兩種應(yīng)力表達(dá)。Von Mises Stress和Effective plastic strain均遵循材料力學(xué)第四強(qiáng)度理論。其中，Von Mises Stress利用應(yīng)力等值線來表示模型內(nèi)部的應(yīng)力分布情況，可以方便快捷地找出模型中可能存在危險的區(qū)域。Effective plastic strain等效塑性應(yīng)變可用來確定材料經(jīng)強(qiáng)化后屈服面的位置，從而可以分析出其塑性屈服后應(yīng)變狀態(tài)對應(yīng)的等效應(yīng)力和此時結(jié)構(gòu)的空間應(yīng)力狀態(tài)[5]。

由于篇幅關(guān)系，本文僅給出前行制動工況下，橫拉桿、球頭銷的VonMises Stress和Effective plastic strain，如圖5～圖8所示。

表2 九種工況下的硬點載荷

圖5 前行制動工況下橫拉桿的應(yīng)力分布圖

圖6 前行制動工況下橫拉桿的等效塑性應(yīng)變分布圖

圖7 前行制動工況下球頭銷的應(yīng)力分布圖

圖8 前行制動工況下球頭銷的等效塑性應(yīng)變分布圖

由圖5、圖6可知，在前行制動工況下，橫拉桿最大應(yīng)力89Mpa，POM最大塑性應(yīng)變2.3×10-5，連桿無塑性應(yīng)變。由圖7、圖8可知，球頭銷最大應(yīng)力163.5Mpa，球頭銷無塑性應(yīng)變。

其他工況的處理方式與前行制動工況類似。將所有工況下的分析結(jié)果制作成Excel表，校核九種工況下橫拉桿、球頭銷的強(qiáng)度，如表4所示。分析結(jié)果表明，在九種工況下，橫拉桿與球頭銷的應(yīng)力分布和等效塑性分布均滿足設(shè)計要求，從而提示了汽車轉(zhuǎn)向橫拉桿符合工程應(yīng)用要求。

5 結(jié)論

應(yīng)用數(shù)字樣機(jī)技術(shù)，模擬仿真轉(zhuǎn)向橫拉桿在汽車前行制動、轉(zhuǎn)彎、沖擊等九種工況下的多體動力學(xué)和靜強(qiáng)度特性，并依據(jù)第四強(qiáng)度理論，分別校核橫拉桿、球頭銷抵抗破壞的能力。得出主要結(jié)論如下。

1）建立轉(zhuǎn)向橫拉桿數(shù)字樣機(jī)模型，獲得轉(zhuǎn)向橫拉桿的兩個硬點坐標(biāo)（1892.0，-699.5，1025.0）、（1927.6，-454.0，1078.3）。

表3 轉(zhuǎn)向橫拉桿強(qiáng)度分析表

2）應(yīng)用Adams/Car建立轉(zhuǎn)向橫拉桿的多體動力學(xué)分析模型，仿真九種工況下的硬點載荷。

3）將硬點載荷做為輸入條件，應(yīng)用Abaqus對轉(zhuǎn)向橫拉桿進(jìn)行靜強(qiáng)度仿真。結(jié)果表明，轉(zhuǎn)向橫拉桿在九種工況下的應(yīng)力分布及等效塑性應(yīng)變分布均滿足設(shè)計要求。提示該產(chǎn)品設(shè)計符合工程應(yīng)用要求，同時也為該產(chǎn)品的優(yōu)化設(shè)計和物理樣機(jī)測試提供了理論依據(jù)。