無人物流車轉向器安裝支座結構優化

陳衍標

（柳州五菱汽車工業有限公司，廣西 柳州 545007）

0 引言

轉向器安裝支座是車輛轉向傳動系統的一個關鍵零部件，起到固定轉向器的作用，車輛行駛過程中，轉向器安裝支座受到轉向器前后擺動的力，同時也受到轉向器轉動力矩的轉矩。當整車轉向到極限的情況下，轉向器輸出力矩最大，轉向器安裝支座這時受到轉向橫拉桿反作用力最大，如果轉向器安裝支座設計剛度和強度可以承受該力的沖擊，轉向器安裝支座是可靠的使用[1]。轉向器安裝支座剛度及強度不足時，整車轉向到極限位置后轉向器安裝支座會出現明顯變形甚至斷裂，此時車輛整個轉向系統就失去原設計的性能，整車轉向就不精準、汽車跑偏，甚至失去轉向功能。這種情況會對人員、車輛存在一定的安全隱患。所以轉向器安裝支座在設計過程中必須考慮最大受力情況下轉向器安裝支座有足夠的剛度及強度，以保證整車行駛過程中的轉向功能準確性。

1 問題分析

優化的無人物流車采用的轉向器為內置阻力雙回路設計，整車轉彎到左右兩端極限位置時，轉向器軸輸入的轉矩最大，輸入的最大轉矩通過轉向橫拉桿轉換為Y向的輸出力，實現控制輪胎轉向，這時轉向器安裝支座受到轉向橫拉桿的反作用力為最大極限工況，轉向器安裝支座為了克服轉向橫拉桿反作用力，從而對轉向器安裝支座的強度及剛度提出了很高的要求[2]。

該無人物流車轉向器安裝支座是采用連續焊接的方式與前橋總成的橫梁連接，如圖1所示。轉向器通過轉向器安裝支座上的4個螺栓孔采用螺栓連接，實現了轉向器與轉向器安裝支座的剛性連接，如圖2所示。由于轉向器安裝支座的剛度克服不了轉向橫拉桿反作用力而出現轉向器安裝支座明顯的變形，導致整車轉向角度不準確，而失去轉向的功能。該無人物流車優化前轉向器安裝支座如圖3所示。

圖1 轉向器安裝支座與前橋總成的橫梁采用焊接方式連接

圖2 轉向器與轉向器安裝支座采用螺栓連接

圖3 優化前無人物流車轉向器安裝支座

2 優化前轉向器安裝支座CAE分析

2.1 CAE有限元模型建立

對優化前的轉向器安裝支座幾何模型使用HyperWorks軟件進行有限元處理分析[3]。為了更準確對轉向器安裝支座結構進行模擬，主要采用六面體網格對其進行劃分[4]。六面體單元平均尺寸取3 mm，最終共計有5214個節點，3312個單元。轉向器安裝支座有限元網格模型如圖4所示。

圖4 優化前轉向器安裝支座有限元網格模型

轉向器安裝支座材料選用Q235A，厚度t=4.0 mm，材料參數見表1。

表1 轉向器安裝支座材料參數

2.2 邊界約束

轉向器安裝支座是采用連續焊接的方式與前橋連接，故有限元模型邊界約束點為轉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自由度方式計算分析。優化前轉向器安裝支座有限元模型邊界約束條件如圖5所示。

圖5 優化前轉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

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

2.4 強度及剛度分析

對轉向器安裝支座有限元模型進行強度及剛度分析，轉向器安裝支座最大位移為7.351 mm；最大應力為393.968 MPa，遠超過材料的許用應力為235 MPa。優化前轉向器安裝支座應力云圖如圖6所示，優化前轉向器安裝位移云圖如圖7所示。

圖6 優化前轉向器安裝支座應力云

圖7 優化前轉向器安裝支座位移云

2.5 優化前轉向器安裝支座缺陷

通過HyperWorks軟件分析得到此轉向器安裝支座的剛度嚴重不足、強度也達不到材料的許用應力要求，導致整車轉彎時轉向不準確，零件有應力集中現象，轉向器安裝支座在沖擊載荷的作用下材料有出現疲勞斷裂失效的風險。優化前轉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，轉向器安裝支座的安裝面與焊接固定位置懸空，懸臂長約為88 mm，懸臂越長導致轉向器安裝支座的剛度越差，且轉向器安裝支座無任何加強結構設計。

3 轉向器安裝支座結構優化

3.1 結構優化設計

為了提高轉向器安裝支座的剛度及強度，對零件結構進行了優化，在轉向器安裝支座安裝面不變的前提下，重新優化了轉向器安裝支座與前橋搭接的焊接部位，使得轉向器安裝支座的安裝面與焊接固定位置懸臂長由原來的88 mm降低到為75 mm，從而減小懸臂長度對零件剛度的影響，并在安裝面的兩側邊增加翻邊以達到加強零件的剛度及強度效果。優化后的轉向器安裝支座如圖8所示，轉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 優化后的無人物流車前橋轉向器安裝支座

圖9 優化后轉向器安裝支座與前橋總成橫梁采用焊接方式連接

優化后轉向器安裝支座材料為Q235A，為了進一步提高轉向器安裝支座的剛度及強度，把零件的厚度設計為t=6.0 mm。

3.2 CAE有限元模型建立

對優化后的轉向器安裝支座幾何模型使用HyperWorks軟件進行有限元處理分析，同樣采用四面體和六面體網格對其進行劃分，四面體和六面體單元平均尺寸取3 mm，共計有5886個節點，3758個單元。優化后轉向器安裝支座有限元網格模型如圖10所示。

圖10 優化后轉向器安裝支座有限元網格模型

3.3 邊界約束及加載載荷

采用同樣的方式對優化后的轉向器安裝支座與前前焊接部位進行完全約束六個自由度方式計算分析；使用相同的方法在轉向器輸入軸軸線與左右轉向橫拉桿（輸出軸）軸線交點進行載荷加載，加載力為F=2000 N。優化后轉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 優化后轉向器安裝支座有限元模型邊界約束及加載載荷

3.4 強度及剛度分析

對優化后轉向器安裝支座有限元模型進行強度及剛度CAE分析，發現轉向器安裝支座最大位移為0.398 mm；最大應力為106.044 MPa，小于材料的許用應力，滿足材料使用要求。優化后轉向器安裝支座應力云圖如圖12所示，優化后轉向器安裝支座位移云圖如圖13所示。

圖12 優化后轉向器安裝支座應力云

圖13 優化后轉向器安裝支座位移云

4 CAE分析結果對比

通過對轉向器安裝支座的結構優化前后CAE分析對比，轉向器安裝支座的最大位移從7.351 mm下降到0.398 mm，說明優化后轉向器安裝支座的剛度比原方案提高約1747%。轉向器安裝支座的最大應力從393.968 MPa下降到106.044 MPa，說明優化后轉向器安裝支座的強度比原方案提高約271%，見表2。從優化后轉向器安裝支座最大位移及最大應力可知，優化后的轉向器安裝支座結構強度及剛度得到了很大的改善優化，滿足整車的使用要求。

表2 優化前后轉向器安裝支座的CAE分析結果對比

5 結語

基于HyperWorks軟件的CAE有限元分法的結構分析，能有效地模擬分析產品設計階段剛度、強度及受力情況，得出零件結構的薄弱環節并進行優化。CAE有限元分析技術為產品結構設計和優化提供了理論依據，能大大縮短產品開發周期、提高產品質量，減少開發后期的試驗次數及開發成本。