基于HYPERMESH某校車轉向零部件強度分析

張楓

摘 要：文章采用UG三維軟件建模，運用Hypermesh 對零部件進行有限元分析，對某校車轉向系統(tǒng)零部件進行分析，得出分析結果，從分析結果得出需要優(yōu)化部位，在不影響轉向性能的前提下，實現(xiàn)該轉向系統(tǒng)的優(yōu)化設計。關鍵詞：轉向系統(tǒng);有限元分析;UG;Hypermesh中圖分類號：U467 ?文獻標識碼：B ?文章編號：1671-7988（2019）01-42-03

Strength checking and optimization of steering parts of a school bus basedon HYPERMESH

Zhang Feng

（?Anhui jianghuai automobile group co.?LTD， Anhui Hefei 230601?）

Abstracts：This paper uses UG 3D software modeling， uses Hypermesh to analyze the components of a school bus steering system with finite element analysis， and analyzes the components of a school bus steering system. The analysis results are obtained. From the analysis results， the optimized parts are obtained， and the steering performance is not affected. The optimal design of the steering system is realized.Keywords： Steering system; Finite element analysis; UG; HypermeshCLC NO.： U467 ?Document Code： B ?Article ID： 1671-7988（2019）01-42-03

引言

汽車轉向系統(tǒng)是用于改變或保持汽車行駛方向的專門機構。起作用使汽車在行駛過程中能按照駕駛員的操縱要求而適時地改變其行駛方向，并在受到路面?zhèn)鱽淼呐既粵_擊及汽車意外地偏離行駛方向時，能與行駛系統(tǒng)配合共同保持汽車繼續(xù)穩(wěn)定行駛。因此，轉向系統(tǒng)的性能直接影響著汽車的操縱穩(wěn)定性和安全性，對汽車的行駛安全至關重要，因此汽車轉向系統(tǒng)的零件都稱為保安件。本文對一種液壓動力轉向系統(tǒng)的零部件強度進行理論分析，通過結果分析對零部件進行優(yōu)化，也對汽車試驗提供了理論依據(jù)。

1?轉向系統(tǒng)零部件組成及參數(shù)

此轉向系統(tǒng)由方向盤、轉向傳動軸總成、轉向器總成、轉向直拉桿總成、轉向節(jié)臂、轉向梯形臂、轉向橫拉桿組成（如圖1）各零部件材料如表1。此分析針對液壓動力帶來的影響，因轉向器總成參數(shù)符合前橋載荷的要求，而轉向傳動軸總成及方向盤是轉向器上部零部件，液壓助力對其強度影響不大;因此本文主要對液壓助力影響較大的轉向器垂臂、轉向直拉桿總成、轉向節(jié)臂、轉向梯形臂及轉向橫拉桿總成進行強度分析。

2 模型的建立

2.1 直拉桿及橫拉桿計算模型

直拉桿和橫拉桿是截面規(guī)則的管狀結構，而且工作時主要是產(chǎn)生拉壓變形，故只校核其拉壓應力，計算可按照下面模型進行。

σ：拉桿應力 ?M：力學連線的偏心處產(chǎn)生的力矩

F：拉桿受的拉力或壓力

l：拉桿長度 ??????E：彈性模量

Iz：截面慣性矩 ??A：截面面積

D：截面大徑 ?????d：截面小徑

2.2 垂臂、轉向節(jié)臂及轉向梯形臂計算模型

垂臂、轉向節(jié)臂及轉向梯形臂的截面不規(guī)則，而且受力比較復雜，運用有限元分析軟件對其應力進行分析。用UG建立三維模型，并用hypermesh建立有限元模型。模型如表2：

3 零部件強度計算

3.1 零部件極限受力分析

3.1.1 輪胎左轉極限

此時左輪限位，直臂不受力，彎臂受力（暫不作分析）。

3.1.2 輪胎右轉極限

此時右輪限位，轉向器扭矩達到最大，為此狀態(tài)下的力源為轉向器扭矩，受力分析如下：

經(jīng)查圖

M：轉向器最大輸出扭矩 ??12000000N.mm

L：垂臂長度 ?????????????????165mm

θ1：垂臂直拉桿夾角 ??????????132°

θ2：直拉桿與水平面夾角 ??????11°

θ3：轉向節(jié)臂與直拉桿水平面投影夾角 ?62°

θ4：轉向梯形臂與橫拉桿夾角 ??75°

R1：轉向節(jié)臂半徑 ????????????185mm

L1：橫拉桿左力臂 ????????????177mm

L2：橫拉桿右力臂 ????????????115mm

計算得：

F₁垂臂力 ?7272NF₂：直拉桿力 ?9776N

F₃：轉向節(jié)臂力 ?8471NF₄：轉向梯形臂力 ?8546N

F₅：橫拉桿力 ?8854N

3.2 輪胎右轉極限時的屈服安全系數(shù)

用公式1對直拉桿和橫拉桿分別計算得：

直拉桿最大應力：σ_直=101.2MPa

橫拉桿最大應力σ_橫=22.8MPa

用hypermesh軟件對垂臂、轉向節(jié)臂和轉向梯形臂分別分析得到應力及統(tǒng)計結果如下表3：

3.3 應力及安全系數(shù)計算結果統(tǒng)計（表4）

4 結論

在右轉極限時轉向節(jié)臂的屈服安全系數(shù)1.0，不滿足σ_屈服≥1.5要求;垂臂、直拉桿、轉向梯形臂和橫拉桿的安全系

數(shù)分別為2.0、3.5、3.0和13.8，均可滿足安全系數(shù)的要求。

經(jīng)過分析可知轉向節(jié)臂需要加強，加強方式有以下幾種，加強方案本文不再贅述。

1）改變轉向節(jié)臂材料;2）減小轉向節(jié)臂輸入端輸出端的落差;3）增大轉向節(jié)臂截面。

參考文獻

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