無人物流車轉(zhuǎn)向器安裝支座結(jié)構(gòu)優(yōu)化

陳衍標(biāo)

（柳州五菱汽車工業(yè)有限公司，廣西 柳州 545007）

0 引言

轉(zhuǎn)向器安裝支座是車輛轉(zhuǎn)向傳動(dòng)系統(tǒng)的一個(gè)關(guān)鍵零部件，起到固定轉(zhuǎn)向器的作用，車輛行駛過程中，轉(zhuǎn)向器安裝支座受到轉(zhuǎn)向器前后擺動(dòng)的力，同時(shí)也受到轉(zhuǎn)向器轉(zhuǎn)動(dòng)力矩的轉(zhuǎn)矩。當(dāng)整車轉(zhuǎn)向到極限的情況下，轉(zhuǎn)向器輸出力矩最大，轉(zhuǎn)向器安裝支座這時(shí)受到轉(zhuǎn)向橫拉桿反作用力最大，如果轉(zhuǎn)向器安裝支座設(shè)計(jì)剛度和強(qiáng)度可以承受該力的沖擊，轉(zhuǎn)向器安裝支座是可靠的使用[1]。轉(zhuǎn)向器安裝支座剛度及強(qiáng)度不足時(shí)，整車轉(zhuǎn)向到極限位置后轉(zhuǎn)向器安裝支座會(huì)出現(xiàn)明顯變形甚至斷裂，此時(shí)車輛整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)就失去原設(shè)計(jì)的性能，整車轉(zhuǎn)向就不精準(zhǔn)、汽車跑偏，甚至失去轉(zhuǎn)向功能。這種情況會(huì)對(duì)人員、車輛存在一定的安全隱患。所以轉(zhuǎn)向器安裝支座在設(shè)計(jì)過程中必須考慮最大受力情況下轉(zhuǎn)向器安裝支座有足夠的剛度及強(qiáng)度，以保證整車行駛過程中的轉(zhuǎn)向功能準(zhǔn)確性。

1 問題分析

優(yōu)化的無人物流車采用的轉(zhuǎn)向器為內(nèi)置阻力雙回路設(shè)計(jì)，整車轉(zhuǎn)彎到左右兩端極限位置時(shí)，轉(zhuǎn)向器軸輸入的轉(zhuǎn)矩最大，輸入的最大轉(zhuǎn)矩通過轉(zhuǎn)向橫拉桿轉(zhuǎn)換為Y向的輸出力，實(shí)現(xiàn)控制輪胎轉(zhuǎn)向，這時(shí)轉(zhuǎn)向器安裝支座受到轉(zhuǎn)向橫拉桿的反作用力為最大極限工況，轉(zhuǎn)向器安裝支座為了克服轉(zhuǎn)向橫拉桿反作用力，從而對(duì)轉(zhuǎn)向器安裝支座的強(qiáng)度及剛度提出了很高的要求[2]。

該無人物流車轉(zhuǎn)向器安裝支座是采用連續(xù)焊接的方式與前橋總成的橫梁連接，如圖1所示。轉(zhuǎn)向器通過轉(zhuǎn)向器安裝支座上的4個(gè)螺栓孔采用螺栓連接，實(shí)現(xiàn)了轉(zhuǎn)向器與轉(zhuǎn)向器安裝支座的剛性連接，如圖2所示。由于轉(zhuǎn)向器安裝支座的剛度克服不了轉(zhuǎn)向橫拉桿反作用力而出現(xiàn)轉(zhuǎn)向器安裝支座明顯的變形，導(dǎo)致整車轉(zhuǎn)向角度不準(zhǔn)確，而失去轉(zhuǎn)向的功能。該無人物流車優(yōu)化前轉(zhuǎn)向器安裝支座如圖3所示。

圖1 轉(zhuǎn)向器安裝支座與前橋總成的橫梁采用焊接方式連接

圖2 轉(zhuǎn)向器與轉(zhuǎn)向器安裝支座采用螺栓連接

圖3 優(yōu)化前無人物流車轉(zhuǎn)向器安裝支座

2 優(yōu)化前轉(zhuǎn)向器安裝支座CAE分析

2.1 CAE有限元模型建立

對(duì)優(yōu)化前的轉(zhuǎn)向器安裝支座幾何模型使用HyperWorks軟件進(jìn)行有限元處理分析[3]。為了更準(zhǔn)確對(duì)轉(zhuǎn)向器安裝支座結(jié)構(gòu)進(jìn)行模擬，主要采用六面體網(wǎng)格對(duì)其進(jìn)行劃分[4]。六面體單元平均尺寸取3 mm，最終共計(jì)有5214個(gè)節(jié)點(diǎn)，3312個(gè)單元。轉(zhuǎn)向器安裝支座有限元網(wǎng)格模型如圖4所示。

圖4 優(yōu)化前轉(zhuǎn)向器安裝支座有限元網(wǎng)格模型

轉(zhuǎn)向器安裝支座材料選用Q235A，厚度t=4.0 mm，材料參數(shù)見表1。

表1 轉(zhuǎn)向器安裝支座材料參數(shù)

2.2 邊界約束

轉(zhuǎn)向器安裝支座是采用連續(xù)焊接的方式與前橋連接，故有限元模型邊界約束點(diǎn)為轉(zhuǎn)向器安裝支座與前橋焊接的焊縫位置，邊界約束采用完全固定六個(gè)自由度方式計(jì)算分析。優(yōu)化前轉(zhuǎn)向器安裝支座有限元模型邊界約束條件如圖5所示。

圖5 優(yōu)化前轉(zhuǎn)向器安裝支座有限元模型邊界約束及加載載荷

2.3 加載載荷

轉(zhuǎn)向器安裝支座主要承受來自轉(zhuǎn)向橫拉桿的反作用力而變形。轉(zhuǎn)向器安裝支座可看作剛性體，在有限元模型中可將整個(gè)轉(zhuǎn)向器安裝支座采用RBE2剛體單元進(jìn)行模擬。轉(zhuǎn)向器輸入軸軸線與左右轉(zhuǎn)向橫拉桿（輸出軸）軸線交點(diǎn)生成RBE2單元作為主節(jié)點(diǎn)，此主節(jié)點(diǎn)即作為整個(gè)模型的受力的作用點(diǎn)，將轉(zhuǎn)向器安裝支座上的4個(gè)孔圓周的單元節(jié)點(diǎn)作為從節(jié)點(diǎn)，連接主節(jié)點(diǎn)和從節(jié)點(diǎn)對(duì)模型進(jìn)行加載載荷。優(yōu)化前轉(zhuǎn)向器安裝支座有限元模型加載載荷如圖5所示。根據(jù)該無人物流車實(shí)際情況可知，轉(zhuǎn)向器輸入軸與Z向有60°夾角，輸出軸為轉(zhuǎn)向橫拉桿沿Y軸方向，輸出軸所受最大力約為F=2000 N，故轉(zhuǎn)向器安裝支座受到轉(zhuǎn)向橫拉桿的反作用力最大約為F=2000 N。

2.4 強(qiáng)度及剛度分析

對(duì)轉(zhuǎn)向器安裝支座有限元模型進(jìn)行強(qiáng)度及剛度分析，轉(zhuǎn)向器安裝支座最大位移為7.351 mm；最大應(yīng)力為393.968 MPa，遠(yuǎn)超過材料的許用應(yīng)力為235 MPa。優(yōu)化前轉(zhuǎn)向器安裝支座應(yīng)力云圖如圖6所示，優(yōu)化前轉(zhuǎn)向器安裝位移云圖如圖7所示。

圖6 優(yōu)化前轉(zhuǎn)向器安裝支座應(yīng)力云

圖7 優(yōu)化前轉(zhuǎn)向器安裝支座位移云

2.5 優(yōu)化前轉(zhuǎn)向器安裝支座缺陷

通過HyperWorks軟件分析得到此轉(zhuǎn)向器安裝支座的剛度嚴(yán)重不足、強(qiáng)度也達(dá)不到材料的許用應(yīng)力要求，導(dǎo)致整車轉(zhuǎn)彎時(shí)轉(zhuǎn)向不準(zhǔn)確，零件有應(yīng)力集中現(xiàn)象，轉(zhuǎn)向器安裝支座在沖擊載荷的作用下材料有出現(xiàn)疲勞斷裂失效的風(fēng)險(xiǎn)。優(yōu)化前轉(zhuǎn)向器安裝支座為平面折彎成型后與前橋采用焊接方式連接，轉(zhuǎn)向器安裝支座的安裝面與焊接固定位置懸空，懸臂長(zhǎng)約為88 mm，懸臂越長(zhǎng)導(dǎo)致轉(zhuǎn)向器安裝支座的剛度越差，且轉(zhuǎn)向器安裝支座無任何加強(qiáng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。

3 轉(zhuǎn)向器安裝支座結(jié)構(gòu)優(yōu)化

3.1 結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

為了提高轉(zhuǎn)向器安裝支座的剛度及強(qiáng)度，對(duì)零件結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化，在轉(zhuǎn)向器安裝支座安裝面不變的前提下，重新優(yōu)化了轉(zhuǎn)向器安裝支座與前橋搭接的焊接部位，使得轉(zhuǎn)向器安裝支座的安裝面與焊接固定位置懸臂長(zhǎng)由原來的88 mm降低到為75 mm，從而減小懸臂長(zhǎng)度對(duì)零件剛度的影響，并在安裝面的兩側(cè)邊增加翻邊以達(dá)到加強(qiáng)零件的剛度及強(qiáng)度效果。優(yōu)化后的轉(zhuǎn)向器安裝支座如圖8所示，轉(zhuǎn)向器安裝支座與前橋總成的橫梁采用焊接方式連接，如圖9所示。

圖8 優(yōu)化后的無人物流車前橋轉(zhuǎn)向器安裝支座

圖9 優(yōu)化后轉(zhuǎn)向器安裝支座與前橋總成橫梁采用焊接方式連接

優(yōu)化后轉(zhuǎn)向器安裝支座材料為Q235A，為了進(jìn)一步提高轉(zhuǎn)向器安裝支座的剛度及強(qiáng)度，把零件的厚度設(shè)計(jì)為t=6.0 mm。

3.2 CAE有限元模型建立

對(duì)優(yōu)化后的轉(zhuǎn)向器安裝支座幾何模型使用HyperWorks軟件進(jìn)行有限元處理分析，同樣采用四面體和六面體網(wǎng)格對(duì)其進(jìn)行劃分，四面體和六面體單元平均尺寸取3 mm，共計(jì)有5886個(gè)節(jié)點(diǎn)，3758個(gè)單元。優(yōu)化后轉(zhuǎn)向器安裝支座有限元網(wǎng)格模型如圖10所示。

圖10 優(yōu)化后轉(zhuǎn)向器安裝支座有限元網(wǎng)格模型

3.3 邊界約束及加載載荷

采用同樣的方式對(duì)優(yōu)化后的轉(zhuǎn)向器安裝支座與前前焊接部位進(jìn)行完全約束六個(gè)自由度方式計(jì)算分析；使用相同的方法在轉(zhuǎn)向器輸入軸軸線與左右轉(zhuǎn)向橫拉桿（輸出軸）軸線交點(diǎn)進(jìn)行載荷加載，加載力為F=2000 N。優(yōu)化后轉(zhuǎn)向器安裝支座有限元模型邊界約束加載載荷如圖11所示。

圖11 優(yōu)化后轉(zhuǎn)向器安裝支座有限元模型邊界約束及加載載荷

3.4 強(qiáng)度及剛度分析

對(duì)優(yōu)化后轉(zhuǎn)向器安裝支座有限元模型進(jìn)行強(qiáng)度及剛度CAE分析，發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)向器安裝支座最大位移為0.398 mm；最大應(yīng)力為106.044 MPa，小于材料的許用應(yīng)力，滿足材料使用要求。優(yōu)化后轉(zhuǎn)向器安裝支座應(yīng)力云圖如圖12所示，優(yōu)化后轉(zhuǎn)向器安裝支座位移云圖如圖13所示。

圖12 優(yōu)化后轉(zhuǎn)向器安裝支座應(yīng)力云

圖13 優(yōu)化后轉(zhuǎn)向器安裝支座位移云

4 CAE分析結(jié)果對(duì)比

通過對(duì)轉(zhuǎn)向器安裝支座的結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后CAE分析對(duì)比，轉(zhuǎn)向器安裝支座的最大位移從7.351 mm下降到0.398 mm，說明優(yōu)化后轉(zhuǎn)向器安裝支座的剛度比原方案提高約1747%。轉(zhuǎn)向器安裝支座的最大應(yīng)力從393.968 MPa下降到106.044 MPa，說明優(yōu)化后轉(zhuǎn)向器安裝支座的強(qiáng)度比原方案提高約271%，見表2。從優(yōu)化后轉(zhuǎn)向器安裝支座最大位移及最大應(yīng)力可知，優(yōu)化后的轉(zhuǎn)向器安裝支座結(jié)構(gòu)強(qiáng)度及剛度得到了很大的改善優(yōu)化，滿足整車的使用要求。

表2 優(yōu)化前后轉(zhuǎn)向器安裝支座的CAE分析結(jié)果對(duì)比

5 結(jié)語

基于HyperWorks軟件的CAE有限元分法的結(jié)構(gòu)分析，能有效地模擬分析產(chǎn)品設(shè)計(jì)階段剛度、強(qiáng)度及受力情況，得出零件結(jié)構(gòu)的薄弱環(huán)節(jié)并進(jìn)行優(yōu)化。CAE有限元分析技術(shù)為產(chǎn)品結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供了理論依據(jù)，能大大縮短產(chǎn)品開發(fā)周期、提高產(chǎn)品質(zhì)量，減少開發(fā)后期的試驗(yàn)次數(shù)及開發(fā)成本。