商用車轉向器支架斷裂分析及輕量化

劉廣 周志強 李文君 王亞平 佟健宇

（東風華神汽車有限公司，十堰 442000）

主題詞：AnsysSolidworks 轉向器支架 有限元分析 拓撲優化

1 前言

轉向器支架，作為轉向器的支撐件和地面轉向阻力矩到車架的傳遞機構，其結構強度及其疲勞壽命直接影響整個轉向機構的穩定性和使用壽命。對于重型商用車來說，軸荷增大，轉向器支架承受的交變力矩更大，因此合理設計轉向器支架，使其以盡量小的質量滿足強度和使用壽命要求，將利于整車減重和提高轉向機構的穩定。目前，對于重型車輛的設計分析，主要集中在車架及各大總成的匹配計算以及車架的靜強度和剛度分析上，而對于小結構件的重視程度不夠，因此經常會出現由于小結構件的破壞而影響整車的性能[1-3]。

針對某商用車在市場出現的轉向器支架斷裂問題，對轉向器支架做靜應力分析和疲勞分析，在Solidworks中繪制三維模型，利用Workbench插件功能導入到Ansys中，進行聯合仿真，得出靜應力云圖和最大應力值后與實際支架斷裂的位置情況對比，仿真結果與工程實際情況吻合，準確得到支架斷裂的真實原因，并進一步做拓撲分析，得出最優方案，為今后的支架設計提供了科學的參考依據。

2 問題背景及CAE分析

2.1 問題背景

經過售后收集用戶信息后得知，此轉向器支架批量在車輛工作時出現斷裂，此車型改裝為隨車吊，且更換了新的同一款支架以后，部分車輛工作一個月不到支架依舊斷裂。經過實車考察使用工況后發現，部分車輛前軸軸荷超出前期設計極限，初步判斷為支架設計問題。斷裂實物拍攝照片如圖1所示，通過肉眼觀察發現整個支架斷裂口的截面較為平坦，截面呈現纖維狀，沒有明顯的疲勞輝紋，根據其它未完全斷裂支架判斷斷裂源在圖1中的右下角處。

圖1 支架斷裂照片

轉向器支架所受的力矩源于轉向車輪的轉向阻力矩，在滿載工況時進行原地轉向支架所受力矩最大，同時由于本車型中轉向垂臂與車橋上節臂基本滿足1∶1的長度關系，所以轉向車輪的轉向阻力矩T與轉向器輸出軸輸出力矩關系為M≥T。

表1 公式含義及取值

將相關數據代入上式中，計算得到轉向垂臂軸上的力矩為6 157.51 N·m。

2.2 斷裂支架CAE校核

本支架材料使用球墨鑄鐵，材料特性如表2所示。

表2 球墨鑄鐵的力學特性參數

此支架通過3個螺栓與轉向器連接，同時通過6個螺栓與車架連接，約束條此車架兩端。輸入6 157.51 N·m扭矩求解應力云圖，如圖2所示。

圖2 斷裂支架應力云

如圖2所示，支架與轉向器支架連接最上端圓角處應力最大，最大應力值為384 MPa，已經超出了QT 400-15的最大屈服應力250 MPa。在極限工況下支架會出現斷裂，應力最大值處與實際支架斷裂部位情況相符。

2.3 臨時解決方案及CAE校核

為迅速解決用戶使用問題，將斷裂支架全部替換為另一款庫存支架A，材質為鑄鋼ZG 270，主要形狀差異為支架A在原斷裂部位處將圓角增大，內部空腔相應加高，如圖3所示為兩支架形狀對比。

圖3 斷裂支架（左側）與支架A對比

相同工況下對支架A應力云圖，如圖4所示。

圖4 支架A應力云

如圖4所示，支架與轉向器螺栓連接處應力最大為240 MPa，此處有螺紋連接孔出現應力突變為正常現象，且范圍很小可以不考慮，支架左上角圓角處應力值為208 MPa，右上角圓角處應力值為201 MPa均未沒有超出ZG 270-500的屈服強度270 MPa，在極限工況下支架也不會出現斷裂。

應力的作用下，機械零部件的失效形式主要是疲勞和斷裂，在變應力作用下，零件的主要失效形式是疲勞斷裂，所以對支架做疲勞分析是非常有必要的，不僅可以更了解結構的受力疲勞情況，而且可以預防減少工程意外的發生，保護工人的人身安全[5-6]。

為進一步確保支架A斷裂不再發生，對其進行疲勞分析。轉向器支架在工況下工作時受到的是周期來回的力矩，設置如圖5所示的交變載荷，按正弦曲線變化，為方便求解設定周期為1 s，并定義S-N曲線。

圖5 疲勞分析加載力正弦曲線

求解后得出其疲勞壽命估算結果，如圖6所示，得出其雨流矩陣、損傷矩陣，如圖7所示。

圖6 支架A壽命

圖7 支架A雨流矩陣與損傷矩陣

由圖6得知，疲勞危險部位分布于支架的左上角和右上角倒圓角處，在靜應力最大處即支架左上角處的疲勞估算壽命為20 273次，右上角處疲勞估算壽命為26 289次，其他部分均超出1×106次。

計算不規則的載荷歷程循環所使用的是雨流循環計算，根Palmgren-Miner法則，即在一個給定的平均應力和應力幅下，每次循環會消耗一定量的有效壽命，對于一個在給定的應力幅下的循環次數，隨著循環次數達到失效次數時，壽命用盡，達到失效。如圖7所示，（a）雨流矩陣可以把交變和平均應力從載荷歷程劃分成豎條信息，Z坐標表示為計數。（b）損傷矩陣所示為損傷矩陣指定實體的評定位置的損傷[7-10]，Z坐標表示的是相對損傷程度，從圖中可以看出最大損傷程度為3.19，它反映了所生成的每個豎條的大小在指定部件或表面臨界位置的顯示結果。

同時參考文獻[10]中某商用車轉向節臂疲勞試驗中測得在原地駐車轉向工況轉向直拉桿載荷曲線，如圖8所示，若參考其載荷周期，則可換算出支架B在原地駐車轉向工況下疲勞壽命超過了80萬次，符合工程標準，經過實車驗證6個月后無支架斷裂。

圖8 駐車工況轉向直拉桿載荷譜[10]

3 輕量化設計

由于支架A材料為鑄鋼，重量增加，為降低成本，重新進行拓撲優化，定義初始形狀，將垂臂在空間中的最大擺角位置留出，設置減少材料為70%得出的拓撲結構，并非傳統空腔結構，依據拓撲結構思路，設計支架B。圖9所示為拓撲結構與最終優化方案，并對支架B進行靜應力校核得出其應力云圖，如圖10所示。

圖9 拓撲優化圖與支架B結構

由圖10得出最大應力值為170 MPa，整體強度較好。本結構為鏤空環形，不影響支架拔模，可以用目前鑄造工藝實現，質量由支架A的15.8 kg降低至12.7 kg，成本降低，QT400-15材質即可滿足要求，實際使用過程中該支架未出現售后斷裂問題與仿真結果相符。

圖10 支架B應力云

4 結論

針對轉向器支架斷裂事件，對其構建三維數模及靜應力分析，得出其最大應力值為384 MPa，超出支架材質QT 400-15的屈服強度250 MPa，無法滿足其使用工況，其最大應力值處與實際斷裂位置一致。

對于臨時方案支架A，其最大應力值為208 MPa，對比斷裂支架應力值下降176 MPa，支架強度得到明顯的提升，但是鑄鋼件質量由13.7 kg變為15.8 kg，增加2.1 kg。對支架A做疲勞分析，設置按正弦曲線變化的交變載荷，得出其疲勞壽命，并得出其雨流矩陣和損傷矩陣。

為降低制造成本，重新拓撲結構，得出采用QT 400-15材質的支架B，同時支架B最大應力值為170 MPa，結構強度較好，質量由15.8 kg降低至12.7 kg降低3.1 kg。本次輕量化結果得出的結構為三角形加強筋內部鏤空結構，傳統轉向器左置右輸出布置形式的車輛采用的均為半空腔結構，結構設計缺陷導致其應力集中在兩側圓角處，通過本次研究為后續的轉向器支架設計提供了新的三角形加強筋結構思路，為輕量化提供了可行性方法。