汽车转向节有限元分析

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1、轿车转向节有限元分析江迎春 陈无畏（合肥工业大学机械与汽车工程学院 合肥 230009）摘要对某款轿车前悬架在三种工况下的受力情况进行分析，并利用PATRA N和NASTRA N有限元分析软件对该轿车的转 向节进行了强度和变形的分析计算，找到了该结构设计的薄弱环节，为改进设计提供了依据。关键词：转向节 有限元分析 应力和变形 NASTRAN中图分类号：文献标识码：Analysis of Automobile Steering Joint Based on NASTRANJIANG Yingchun Chen Wuwei(School of Mechanical and Automobile E

2、ngineering, Hefei 230009)Abstract: This paper analyze the necessary of the finite elements analysis apply for automobile. Makes finite element analysis for the steering knuckle of a certain type of car by using PATRAN and NASTRAN and calculates the knuckles stress and deformation characteristics. Po

3、ints out the weak point of design in theoriginal structure， which is regarded as the basis for improvementKey words： steering joint; finite element analysis; stress and deformation; NASTRAN;1 概述汽车悬架对整车道路行驶动力学特性 （如操纵 稳定性、行驶平顺性等）有举足轻重的影响。而转向 节是其中重要零部件。在车辆的行驶过程中，它不 仅承受前轴负荷，而且在车辆转向、制动时还要承 受条件恶劣的载荷作用，因此其

4、强度、抗冲击性都 有很高的要求1。为保证行车安全，对其进行强度 分析十分重要。而转向节的形状复杂，在不同工况 下的载荷状况都不易精确的确定。本文采用 PATRAN 中的刚性单元RBE2来辅助加载，使得载荷和边界条 件的位置与实际情况更加接近。针对汽车行驶过程 中的三种工况分别进行分析，得到在垂直跳动、转 向和制动状态下应力和变形状况。2 转向节有限元模型的建立实体模型用UG4. 0建立，通过接口程序转化为 parasolid格式的文件,转化后的文件导入到Patran 中进行前处理。首先去处过小的倒角，对模型进行 了一定的简化处理，既要使有限元模型能够反映工 程结构的主要特征，又要尽可能地缩小解

5、题规模。 然后采用 Tet10 单元对其进行划分，考虑过渡面的 尺寸，控制最小单元边界尺寸0. 5mm,最大单元尺 寸 6mm ，首次划分完后，用 PATRAN 对该转向节几何 模型进行初步应力及模态计算，比较之后，再对可 能应力较大的部分进行细划，如上端伸出部分的根 部，和大孔根部，加大了单元划分密度。划分完后 模型的单元数是 44656 个，节点数11542 个。划分 后的有限元模型如图1 所示：3 转向节的计算工况与边界条件3.1 转向节的在各工况下的受力一般的单前桥汽车，左右各有一个转向节，分 别通过主销共同和车桥连接。这里所述的是应用于 某小型轿车的麦弗逊式独立悬架，转向节的上部与

6、减振器下端刚性连接，下部孔与下摆臂球头销连接 装在转向轴上的前轮可以绕减振器上端与转向节下 耳孔连线旋转一定角度以实现汽车的转向。因为是 发动机前置前驱动，所以在转向节中有一大孔，之 间有滚子轴承连接车轮轴和转向节，属于铰接约束。 转向节的载荷一般由两部分组成，即由汽车前悬簧 载质量产生的静载和汽车行驶过程中产生的动载， 有三种受力极限工况2-3：1、车子通过不平路面时受到的地面脉冲力的冲 击；2、在紧急刹车时，受到地面纵向冲击与车子的 惯性力；3、车转向时，受到横向力的冲击；当汽车通过不平路面时，车轮受到地面的冲击向上跳动，在垂直载荷 F 作用下，分别取减振Z器缸筒带车轮、减振器活塞与活塞杆

7、为隔离体， 图中假定弹簧力作用线与减振器的中心线 DOOR重合，Oi,。2分别为减振器中心线与下控制臂 EG （为便于分析，假定EG平行与地面）及车轮纵向 中心面的交点，受力分析如下图所示4:图2 垂直跳动悬架受力状况在图示的横向平面内，车轮通过不平路面时受到 地面向上的垂直跳动力F，作用于N点，G点为转向Z节与下摆臂连接点，由于可以垂直跳动，因此认为 只受到水平方向的拉力F。假设车身固定，隔离Gy体通过D点和E点与之相连。a为轮胎中心线与减振器 上端D点与车身相连接部分在水平方向的距离，c为 下控制臂与转向节连接点G与减振器上端D点在垂直 方向上的距离。最大垂直动载荷：F = KGZ max

8、1式中：K 动载荷系数（取2.5）；G1 前轮静载荷；由悬架整体受力平衡易得：F 二-* FGy c Z max由以上分析可得到转向节受力状态如图所示汽车紧急制动时，隔离体除了在受到最大垂直 静载荷F与横向力F之外，在纵向平面内还Z maxGy受到最大制动力 F。X max纵向平面受力图如图4所示：图4 紧急制动时悬架的受力状况图4中（a）、（b）分别是纵向平面和横向平面内悬架 的受力状态。b为减振器上端D点到地面的垂直距离， e是D点与轮胎和地面接触点的纵向距离。紧急制动 时轮胎在N点受到垂直静载荷F 与制动力Z maxF，悬架中的G点除了在横向平面内受到拉力X maxF 外，还在纵向平面内

9、受到车身通过摆臂传来的Gy惯性力 F 。Gx最大垂直静载荷：F = mGZ max1最大制动力：F= 9 FX max z max式中：m汽车制动时质量分配系数（根据文献6取 1.4）：9 路面附着系数（根据文献3取0.8） 对D点列力矩平衡方程，易得：F b - F eF x maxz maxGx 在G点的力F可由下力矩平衡公式求得:GyF二 G；(a-p b)GycF(申b e)mG (申b e)z max 1cc同理，可得：FamGGy c 1认为极限状况车轮抱死不转，F直接通过车轮X max 轴作用于转向节上。由此得到转向节在制动状态下受力：图5 制动状态下转向节受力在转向时，极限状态

10、下内侧的车轮受到的垂直 作用力为零，整个前轴的垂直载荷都作用到外侧的 车轮上，因此，最大垂直载荷F G。Z max 1式中：G前轴静载荷最大侧向载荷F= p FY maxZ max其受力分析如图4所示：图6 转向时受力状况根据悬架受力分析得到转向时转向节受力状况如下图：图7 转向时转向节受力3.2 有限元模型的边界条件和载荷因为缺少轮胎的参数同时也为了减少分析的规 模，没有建立轮胎的有限元模型，将地面对轮胎的 作用力加在转向节上，力平移中的力矩由轮胎和轮 辋承受。同时为了定义约束条件方便，在转向节与 车轮连接部位加位移约束，而将垂直力加在转向节 上端，这样的约束和加载的效果和实际状态是一样 的

11、。为符合实际情况，取两孔中心点的横向坐标与 减振器筒中心线的交点为加载点。加载方式通过利 用 PATRAN 中的 RBE2 单元，在加载的位置建立单个 节点，定义其为 independent 点，然后将转向节上 用于承受力的孔内部节点定义为其 dependent 点， 因为是完全的刚性连接，所以将相互的 6 个自由度 全部关联。图8中(a)(b)(c)分别是通过不平 路面、制动和转向时的加载图。图中轮胎的N点受到地面反力F和侧向力Z maxF；在转向节与摆臂连接的G点受到推力FY maxGya)( b)(c)图 8 转向节边界条件图4 强度计算及结果分析由图中可以看出，在垂直跳动工况下，转向节

12、该转向节的材料为球墨铸铁QT500-7，弹性模 量E二160GPa ,泊 松 比=0.28 ,密 度 = 7.3e3kg / m3 。定义其为 各向 同性结构材料 Isotrpic,选择线弹性本构关系Linear Elastic。 然后定义其单元属性，采用 Standard Formulation 创建。选择LINEAR STATIC分析即线性静力学分析, Pat ran将文件提交给Nast ran进行求解。4.1 应力分析大应力的区域主要居于上端伸出部分的颈根处,最 大应力值为485MPa, QT500-7的屈服极限320MPa，抗 拉极限500MPa，其值超过材料屈服应力，但就图12 所看

13、，245MPa到485MPa过渡范围很小，集中于少数 几个节点，因此可以认为是几何的复杂形状所引起 的计算奇异点所造成的。对转向节静力学强度分析得到的等效应力云图如图9,图10,图11所示：4.60+0024.29+0023.98+0023.68+0023.37+0023.06+0022.76+0022.45+0022.14+0021.84+0021.53+0026.13+0011.23+0029.19+0013.06+0011.94+0021.62+0021.15-0151.0 /+UU2L3.55+0011.42+0017.11+0002.39-01314.85+0024.53+0024.

14、20+0023.88+0023.56+0023.23+0022.91+0022.59+0022.26+002图9 垂直跳动时转向节的应力云图图12 超过屈服应力区域应力云图其余大范围过渡的高应力区都基本在90 245MPa之间，在去掉奇异点之后，整体的转向节的 分析得到的应力结果是小于屈服极限的。转向时大 应力区位于转向节大孔的根部与上部突出部分相交 位置，并且在小孔处形状突变的地方产生应力集中 如图7中局部图所示，最大应力值460MPa,同样的， 其中259460MPa的应力范围过渡也很小，因此也属 于奇异点。而整体高应力范围在120MPa左右；制动 时高应力区位于上部伸出部位的颈部下侧，最

15、大应 力值107MPa。可见，在三种极限工况下，去掉奇异 点的应力值，转向节的整体应力都在许用应力范围 之内。其中垂直跳动工况时转向节的受力条件最为 恶劣，可作为设计改进的重点。表1给出了在各高应 力节点在不同工况下的应力值。表1 高应力节点的等效应力值1.29+0029.70+0016.47+0013.23+001节点 节点号应力b /MPai9.95+0019.24+0018.53+0017.82+0017.11+0016.40+0015.69+0014.97+0014.26+001制动时转向节的应力云图A 111299BCDE1179641115101158881134434.2 变形分

16、析2.84+0012.13+001垂直跳 转向制动动工况工况工况48543479.525520150.566.22510.32202021073.56103.449.7图13分别为转向节在三个工况下的变形状况，在三种图13 转向节在垂直跳动、制动、转向工况下的变形图 （放大100倍）工况下最大变形量分别为0.9mm, 0.2mm , 0.7mm。4 结 论1）本文主要是针对某款A级轿车的转向节，利用PATRAN 软件做前后处理, NASTRAN 软件做求解器, 针对汽车行驶过程中的三个工况进行了详细的力学 分析与求解计算。分析模型的网格划分较为细致， 保证了计算的精度。2）同时利用 RBE2

17、刚性单元处理加载和边界条件 约束。传统的做法是将载荷和约束直接施加在大小 孔内，沿孔的周线方向按余弦规律分布，这样加载 存在一定的人为误差。3）由计算结果可知，在三种工况条件下该转向 节强度均符合设计要求，其薄弱部位集中在与减振 器滑柱筒连接的部分以及大孔的根部。在垂直跳动 的状态下受力状态最为恶劣。这与实际的转向节疲 劳破坏状况基本相符。可见有限元法对转向节进行 应力应变分析从而确定其薄弱环节，为改进设计提 供可靠的理论依据。参考文献1 冯大碧,王勇,杨晓明等. 客车左前轮转向节断裂分析 汽车工艺与材料 2003（4）：40-412 武一民,崔根群,董正身. 转向节结构有限元分析 拖 拉机与农用运输车2004年第6期3 田应刚,王霄锋,周建明,冯正平. 轿车前悬架的有限元 分析 清华大学学报（自然科学版）2001年第41卷第8期4 刘惟信.汽车设计 清华大学出版社5 袁敏，赵韩，钱德猛.基于ANSYS的模型客车转向节的弯曲强度分析 客车技术200516 陈黎清，谭继锦,姜武华.基于ANSYS的转向节有限元分析 机械工程师-2005年第11期