转向拉杆极限承载力的仿真分析

陈泳

(四川望锦机械有限公司，四川成都 610200)



转向拉杆极限承载力的仿真分析

陈泳

(四川望锦机械有限公司，四川成都 610200)

摘要：研究影响转向拉杆极限承载力的3个主要环节，并对每个环节进行仿真分析。通过对转向拉杆总成折弯力的分析，阐述了线性屈曲和非线性屈曲在应用上的差异。分析内拉杆球铰铆接装配过程，力矩和摆角均达到设计目标。在内拉杆的拉脱力和外拉杆球销的弯曲强度分析中牵涉到了材料的损伤，采用ABAQUS显式分析完成计算。仿真分析的应用，实现了转向拉杆极限承载力的正向设计。

关键词：转向拉杆；极限承载力；显式分析

0引言

转向拉杆是汽车转向系统末端的运动及载荷输出的机构，2个铰接的球头一端连接在转向器的齿条上，另一端连接在车轮的转向节上。方向盘的转动经过了转向器传递，其输出的载荷再由转向拉杆牵引车轮达到所需要的转向角度。因此，转向拉杆的强度是设计中的重要环节。为了满足所需的转向力，采用仿真的方法来验证转向拉杆的极限承载力，能有效降低设计风险，保证开发的周期，实现正向设计。

转向拉杆的工况仅有拉压2个状态，且都是由转向器的齿条输出到转向拉杆，因此转向拉杆极限承载力的设计必须大于这个齿条的最大输出力[2]并留有一定的安全系数。在压缩承载时，需校核转向拉杆总成的折弯力和外拉杆球销的径向弯曲强度；在拉伸承载时，需校核内拉杆球头的拉脱力。文中仅对这3个主要的极限承载力进行分析，关于螺纹的连接强度可参考标准来设计和校核，其他的强度设计环节如外拉杆球销的拉、压脱力与内拉杆球头的拉脱力类似，此处略。图1是转向拉杆产品的装配结构图。

1转向拉杆总成折弯力的分析

1.1细长杆的折弯力线性计算

转向拉杆根据外拉杆即OBJ(Outer Ball Joint)的形状不同有3种常见的结构：(1)直杆，这个可以根据经典的力学公式近似计算折弯力；(2)OBJ有一个单向弯曲；(3)OBJ有2个方向的弯曲。后2类拉杆的折弯力只能通过CAE计算得到。3种常用拉杆形状如图2所示。OBJ设计为弯曲的形状主要是源于汽车悬架上下极限跳动及转向极限工况下，为了避让车轮、控制臂等底盘零件，防止干涉的发生。

直型的转向拉杆可经过简化后按两端铰支细长杆来快速估算其折弯力。将图2(a)所示转向拉杆简化为图3(a)所示的细长杆，已知杆的材料为40Cr，最小处直径d为14 mm，铰支中心距为371 mm。其弹性模量为205 GPa，屈服强度为786 MPa。先验算是否满足大柔度杆的定义[2]：

在满足大柔度杆的前提下，进行临界压力即折弯力的计算：

同样的模型参数，采用CAE线性屈曲的方法计算，得到预载荷1 kN下的屈曲特征值为：

αEigenValue=26.324,F=1 kN

则折弯力的计算如下，结果见图3(b)。

Pcr=αEigenValue×F=26.324 kN

1.2转向拉杆折弯力的非线性分析

对更广泛类型的转向拉杆的折弯力进行分析，需要考虑材料非线性、几何非线性。首先还是要对模型做合理的简化。基于两端铰支的分析，只须保留中部杆件，即横拉杆、球销套和螺母3个零件，铰支点的约束中心取两端的球心，杆件中部的连接螺纹简化成Tie约束。以上简化，有效减少了分析中的接触对，避免了大量不必要的计算工作量。

对铰支约束的设置：一端限制3个移动自由度，另一端限制2个移动自由度并向压缩方向施加强制位移5 mm。单元类型采用C3D10，网格大小取2，材料设置为弹塑性，并开启分析设置中的非线性，同时还要充分考虑实际制造模型相对理论模型建模中可能存在的缺陷[3]。最后计算结果为26.257 kN，图4为几个阶段的模型，图5为折弯力分析的曲线。

非线性的分析方法，不仅适用于直型的转向拉杆，而且更广泛适用于其他各种弯曲形式的转向拉杆分析。图6为折弯后的实物，试验测试的折弯力为26.391 kN。

2内拉杆拉脱力的仿真

2.1内拉杆球铰铆接装配过程的分析

球铰的设计较复杂，存在多个设计要素相互关联的问题。球铰的铆接装配过程又是各设计要素形成的过程，铆接后需要验证每个参数是否都达到了设计指标，这里仅以内拉杆即IBJ(Inner Ball Joint)的铆接装配过程为例进行介绍。在依据转向拉杆的使用工况初步选定IBJ球头直径、球头座类型后，按体积不变的方法计算铆接变形后的球头座和球头套几何尺寸，初算其满足摆角要求后，再通过仿真来精确模拟IBJ的铆接装配，以验证设计值是否能达到目标。变形部分的体积经过计算展开得到的球头套几何模型见图7(a)，球头座、横拉杆球头端及其组合件的图见图7(b)、(c)、(d)。

对铆接过程总共做了4个分析步[4]：(1)将球头座预压入球头套；(2)将铆接模下移至铆接高度；(3)将铆接模提升起来让球铰有一个弹性回复；(4)对铆接成型的球铰通过转动球头进行力矩的测定。球铰的设计匹配目标：(1)要满足接触压强的合理分布；(2)最终力矩、刚度达到设计要求值。为减少分析计算量并提高分析的收敛性，对分析模型采用了轴对称模型，球头套、球头座及球头的材料均根据试验机实测出应力应变曲线[5]。分析模型的单元类型为CGAX4R，网格取0.3 mm。分析中，需要根据力矩的大小来调节铆接的深度。图8是前3个分析步的分析结果，铆接完成后的转动力矩达到4 N·m。图9为铆接后的实物。

图8IBJ铆接分析输入模型 图9IBJ铆接后实物

当力矩、刚度、接触压强都满足需求后，再对摆角进行确认。分析摆角，首先需要将前面分析的铆接成型后的球头套和球头座的变形网格导出，经过数据处理后输出为DXF的格式，然后在CAD里面进行装配确认，见图10。经确认摆角为30.5°达到设计目标。

2.2内拉杆拉脱力仿真

由于在内拉杆球头拉脱的过程中会出现挤压并剪断球头座的现象，因此对IBJ的拉脱力分析，若要精确地复现拉脱过程，应优先采用显式分析，输入球头座材料的损伤失效参数[6]并同时应用单元删除技术，这样计算过程更容易收敛。若只有材料的弹塑性数据是无法实现有材料失效过程的仿真分析。以常见的单轴拉伸为例，单轴拉伸曲线中有个下降段。而这个下降段反映了从试样的颈缩到断裂的过程，也就是材料的损伤和损伤演化的过程，而弹塑性材料是不包含这个过程的。建模方面，则需要根据铆接分析变形的结果重新建立三维实体模型，然后约束住球头套，给球头销向上的强制位移，并在后处理中输出球头销所受的反力与位移。拉脱力的分析结果见图11。

当然对拉脱力也有更简化的分析方法，只需要在前面铆接的隐式分析基础上直接增加一个分析步，给球头一个向上的强制位移，但这种分析在拉脱过程中可能会因为球头座剪断导致网格畸变使计算出现不收敛的情况。如果出现了这种情况，还可以采用另外一个方法来解决，就是在拉脱力计算建模时删除球头座，这个件的删除对IBJ拉脱力峰值的影响较小，但拉脱力曲线将看不到因球头座剪断所形成的载荷突变过程。

3外拉杆球销弯曲强度分析

外拉杆球销在工作中需要稳定地传递转向力，其常见失效部位是颈部和大端固定位置。在球销的详细设计中，球销颈部及大端的形状尺寸要根据球头直径大小、工作摆动角度、给定的转向节安装空间、防尘罩的密封结构等综合确定。

如果参考试验状态来建模和分析的话，完整的球销弯曲强度分析的模型零件多、计算量较大，见图12。通过合理简化分析模型，球销只保留悬伸的部分，压头简化成一个圆片。 约束设置中，球销大端面约束6个自由度，压头约束5个自由度只保留向下的强制位移。球销网格小于1 mm且局部加密至0.5 mm，压板网格小于0.5mm，单元类型为C3D8R。球销的径向压弯要达到失效破坏，和前面的球头座被剪断的拉脱力分析类似，采用ABAQUS显式分析求解器分析[7]，输入材料的损伤失效参数并同时应用单元删除技术。球销压弯后的结果见图13。

4结束语

(1) 对汽车转向拉杆的极限载荷包括转向拉杆总成折弯力、IBJ球头拉脱力、OBJ球销弯曲强度做了仿真分析，计算结果分别为26.257、50.528、39.598 kN，对比试验结果分别为26.391、50.845、39.927 kN，其计算精度完全满足设计需求。

(2)仿真模型的合理简化是保证分析成功的关键要素之一。面向工程应用的仿真分析，需要快速响应设计验证的需求，只有准确地抓住分析模型本质来展开对模型的简化，才能得到准确又高效的分析结果。文中所做的3个分析模型都得到了充分的简化。

(3)ABAQUS的显式分析求解器在应对大变形、复杂接触、材料失效、断裂等仿真分析有独特的优势，少有不收敛的问题，计算结果精度较好，但在准静态分析中需注意选择合适的加载速度，并且模型的动能不应超过内能的5%～10%[8]。

参考文献:

【1】刘庚寅,刘晟昱,彭微君,等.电动助力转向系统中齿轮齿条传动设计与计算[J].汽车零部件，2012(10):71-76.

【2】张亦良,姜公锋,徐学东,等.汽车转向横拉杆断裂失效分析[J].北京工业大学学报，2010，36(10):1317-1323.

【3】刘昆,张廷昌,王璞,等.半潜式钻井平台撑杆结构极限承载力数值仿真计算[J].江苏科技大学学报，2012(10)：430-433.

【4】刘平.铆接变形及其有限元分析[D].西安：西北工业大学,2007.

【5】曲杰,张国杰,许华忠.汽车轮毂轴承单元轴铆过程中铆头运动方程确定[J].汽车零部件，2015(9)：3-9.

【6】法洋洋.埋件结构拉脱破坏非线性分析数值模拟[D].上海：上海交通大学,2012.

【7】许雪梅.铝合金熔焊接头及其薄壁结构的大变形力学行为研究[D].兰州：兰州理工大学,2013.

【8】曹金凤，石亦平.ABAQUS有限元分析常见问题解答[M].北京：机械工业出版社，2009:219-233.

Simulation Analysis on Ultimate Strength of Steering Tie Rod

CHEN Yong

(Sichuan Wangjin Machinery Co.,Ltd., Chengdu Sichuan 610200,China)

Keywords:Steering tie rod；Ultimate strength；Explicit analysis

Abstract:Three main links influencing the ultimate strength of steering tie rod were investigated, and the simulation analyses were carried on. Through the analysis about steering tie rod assembly buckling load, the differences of linear buckling and nonlinear buckling in application were expounded. The inner ball joint riveting assembly process was analyzed, it was shown that the torque and angular achieved the design targets.In the analysis process about pulling out and bending strength, material damage was involved,so ABAQUS software was used to complete calculation. The application of simulation analysis has realized the forward designed for the steering tie rod ultimate strength.

收稿日期：2016-01-03

作者简介：陈泳(1975—)，男，本科，工程师，从事CAD/CAE/CAM技术的研究。E-mail：balljoint@163.com。

中图分类号:TH123

文献标志码：A

文章编号：1674-1986(2016)03-031-05