摘 要：首先分析作用到轉向節(jié)臂上的最大載荷，計算此載荷對其各截面產生的彎曲應力和剪切應力，通過第四強度理論計算產品的安全系數，評估轉向節(jié)臂的安全性，然后使用有限元分析法予以復驗，用臺架測試、整車搭載試驗的手段驗證可靠性。進而推廣此工作法使用至懸臂梁零部件的結構設計、分析和優(yōu)化中。

關鍵詞：轉向節(jié)臂 失效分析 結構優(yōu)化 第四強度理論 有限元

1 緒論

轉向節(jié)臂（如圖1所示）是轉向橋上與整車其他部件連接的唯一零部件，其前端通過直拉桿總成與方向機相連，后端連接轉向橋的轉向節(jié)總成（如圖2所示），是實現轉向橋轉向功能的關鍵零部件，也是最主要的保安件。一旦失效，轉向橋將失去其最基本的轉向功能和整車動力源的控制引發(fā)一系列致命故障。

因此，轉向節(jié)臂設計的安全性及全生命周期的可靠性成為轉向設計研發(fā)工程師所必須首先要考慮的課題。

本文結合試驗場出現的轉向節(jié)臂斷裂故障，如圖3。首先對比計算車輪原地轉向阻力矩和整車方向機輸出力矩產生的載荷，確定施加在轉向橋上的最大載荷。結合轉向節(jié)臂的結構及工作狀態(tài)對其危險截面進行抗彎、抗扭應力計算，最后通過第四強度理論對危險截面進行應力計算。結合產品的抗拉強度計算安全系數。另一方面利用有限元分析法分析產品各處的應力值，從理論上評估其安全性。

再進行實物的可靠性臺架試驗，搭載整車進行試驗場道路試驗，對產品可靠性進行實際驗證。

2 轉向節(jié)臂受力計算

動力轉向系統(tǒng)的零部件設計一般既要保證能夠停車時原地轉向又要滿足動力轉向系統(tǒng)的轉向需求。轉向節(jié)臂在前橋總成的裝配示意圖如圖4。

原地轉向時，車輪轉向阻力矩可用下式計算：

（1）

式中：——輪胎與地面的滑動摩擦系數，一般取0.7；

——前橋總成額定載荷；

——輪胎氣壓，一般取0.81；

原地轉向轉向節(jié)臂受力計算：

（2）

式中：——轉向節(jié)臂工作半徑；

方向機輸出力矩作用到轉向節(jié)臂的力可用下式計算：

（3）

式中：——方向機輸出力矩；

——垂臂長度；

通過對比與，取最大值對轉向節(jié)臂進行力值輸入，計算轉向節(jié)臂的某一截面的彎矩、扭矩。

（4）

（5）

式中：——力的作用點到某截面的長度；

——力的作用點到某截面的高度；

對轉向節(jié)臂結構分析，計算斷面系數：

（6）

（7）

式中：——截面高度；

——截面寬度；

——抗扭端面系數；

其中抗扭斷面系數存在以下關系：

通過彎矩、抗彎斷面系數；扭矩、抗扭斷面系數分別計算轉向節(jié)臂截面的彎曲應力和剪切應力。

（8）

（9）

最后通過第四強度理論計算轉向節(jié)臂某截面的合應力，計算其安全系數：

（10）

3 實例分析及實物改進

某商用車5.5噸前橋總成轉向節(jié)臂頻繁出現直拉桿臂中間連接螺栓處斷裂的問題，如圖3；經分析A-A截面、B-B截面為產品相對薄弱和應力最大處，如圖4，前橋總成所裝車型及產品參數如表2。

通過公式（1）（2）（3）計算輸入到轉向節(jié)臂的最大作用力。

=23062N

=25357N

通過公式（8）（9）分別計算A-A，B-B截面的彎曲應力。

A-A截面：

=9450Nm

=11794Nm

B-B截面：

=9756Nm

=12176Nm

通過公式（10）計算兩截面合應力：

=235.5MPa

=785MPa

通過測試轉向節(jié)臂本體抗拉強度（42CrMo），其應力值為933Mpa，937Mpa，927Mpa，930Mpa，933Mpa（基本滿足42CrMo調質許應應力[δ]≥930Mpa）。取實際測試的最小值927Mpa計算安全系數如表３：

通過計算A-A截面安全系數滿足要求，B-B截面安全系數低于機械行業(yè)規(guī)定的零部件安全系數≥1.5的要求，與實際失效模式相符。

通過對B-B截面進行尺寸優(yōu)化，調整h值47mm尺寸至55mm，經計算其安全系數1.6，滿足行業(yè)規(guī)定要求。

4 有限元模型及分析方法

為準確仿真轉向節(jié)臂優(yōu)化后各截面的安全性，根據其工作狀態(tài)進行有限元分析，具體仿真結果如圖5。

轉向節(jié)臂材料為42CrMo，密度7850kg/m3，彈性模量212GPa，泊松比0.28，屈服強度930MPa。

5 轉向節(jié)臂臺架測試

在我們公司MTS四通道試驗機上對改進后的轉向節(jié)臂根據《汽車轉向橫、直拉桿及前橋轉向性能技術條件》進行臺架測試，模擬轉向節(jié)臂加載狀態(tài)的疲勞試驗，如圖6所示。

經測試，改進后轉向節(jié)臂試驗結果如表5，滿足標準要求。

6 結論

結合轉向節(jié)臂的使用工況，通過對其受力分析，可以理論分析其危險截面及其承受的最大應力，結合產品選材及經特定工藝處理獲取的值，利用第四強度理論可以定量判定產品的安全性。

另一方面，利用有限元法，結合分析軟件ANSYS Workbench進行仿真分析，也可對轉向節(jié)臂危險截面進行分析評估。優(yōu)化后實物臺架測試結果滿足標準要求，整車搭載試驗無異常。在理論和實際上實現了轉向節(jié)臂的結構優(yōu)化。

通過理論分析與臺架測試相結合的手段，解決了轉向節(jié)臂的失效問題，規(guī)避了市場風險，該方法可推廣至懸臂梁工作狀態(tài)的零部件的研究中。

參考文獻：

[1]王霄鋒.汽車底盤設計[M].北京：清華大學出版社，2010．

[2]余志生.汽車理論[M].北京：機械工業(yè)出版社，2007．

[3]劉惟信.汽車車橋設計[M].北京：清華大學出版社，2004.

[4]朱金寶，宋小偉，肖聰，等.某電動輕卡轉向節(jié)臂斷裂失效分析及優(yōu)化[J].汽車實用技術，2019.

[5]陳軍，申娟，唐春蓬，等.重型商用車轉向節(jié)臂疲勞試驗研究[J].汽車零部件，2015.

[6]馬宇，王紅衛(wèi)，蔚林林.重載汽車轉向節(jié)臂的強度分析及結構優(yōu)化[J].機械研究與應用，2014.

[7]國家機械工業(yè)局.汽車轉向系基本要求：GB/T17675-2021[S].北京：中國標準出版社，2021.