越野车前轴转向节结构设计与有限元分析_龚青山

JournalofGuangxiUniversity（NatSciEd）Vol．40No．3June2015

doi：10.13624/j.cnki.issn.1001-7445.2015.0609

越野车前轴转向节结构设计与有限元分析

1

龚青山，张

12

华，张天洪，夏

鹏

3

（1.武汉科技大学机械自动化学院，湖北武汉430081；2.十堰戎马汽车特种传动有限公司，湖北十堰442002；3.湖北汽车工业学院机械工程学院，湖北十堰442002）

摘要：在一款越野车研发中，为了设计出满足强度要求的越野车转向节，提高其工作可靠性，应用CAXA软件建立转向节的三维实体模型，通过对转向节进行受力分析，分别研究了转向节在三种典型危险工况（越过不平路面、紧急制动和侧滑）下的受力情况，利用Patran/Nastran对转向节进行有限元分析，分析和研究了转向节在三种典型危险工况下的应力分布情况，根据分析结果对转向节进行结构改进，改善了其受力情况。结果表明：该转向节在轴与转向节体连接处、转向节轴阶梯过渡处存在应力集中，在侧滑工况下达最大值759MPa，不满足强度要求，需对结构进行进一步的改进。通过将转向节体与轴联接处圆角半径由1mm增大至3mm，将转向节轴过渡处采用锥面过渡，得出通过过渡部分的改进可以减少应力集中，改进后转向节过渡处侧滑工况下最大应力降为657MPa，强度提高了13.4%。研究结果为有效的提高转向节在工作时的强度提供了量化依据。

关键词：转向节；结构设计；有限元分析；强度中图分类号：U463.4

文献标识码：A

7445（2015）03-0609-07文章编号：1001-

Finiteelementanalysisandstructuraloptimizationof

steeringknuckleforoff-roadvehicles

GONGQing-shan1，ZHANGHua1，ZHANGTian-hong2，XIAPeng3

（1.SchoolofMachineryandAutomation，WuhanUniversityofScienceandTechnology，Wuhan430081，China；

2.ShiyanＲongmaAutomobileSpecialTransmissionCo.，Ltd，Shiyan442002，China；

3.SchoolofMechanicalEngineering，HubeiUniversityofAutomotiveTechnology，Shiyan442002，China）

Abstract：Inordertodesignasteeringknucklewithenoughstrengthandreliabilityforresearchanddevelopmentofanoff-roadvehicle，three-dimensionalmodelofsteeringknuckleisestablishedbyCAXA．Theforcesofsteeringknuckleworkingunderthreetypicaldangerousconditions，suchasslipwerestudied．Finiteelementanalysisofsteeringunevenroad，emergencybrakingandside-knucklewascarriedoutbyPatran/Nastran，andthestressesofsteeringknuckleunderthreetypicaldangerousconditionswereanalyzedandstudied．Thestructureandstressconditionofsteeringknucklewasimproved．Theresearchresultsshowedthatthestressconcentrationoccursinconnec-tionwithshaftandbodyofsteeringknuckle，themaximumstressreached759MPainthesiding

03-27；修订日期：2015-05-05收稿日期：2015-基金项目：国家科技支撑计划项目（2012BAF02B01）通讯作者：张

），maill：zhanghua403@163．com。华（1964-女，湖北武汉人，武汉科技大学教授，博士生导师；E-

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广西大学学报（自然科学版）第40卷

condition，doesnotmeetthestrengthrequirements，andthestructureofsteeringknuckleneedfur-therimprovement．Itisconcludedthatthestressconcentrationcanbereducedthroughtheimprove-mentofthetransitionsection，increasingtheradiusoftheshaftandbodyconnectionto3mm（origi-nalsizeis1mm），andusingconetransitionattheshafttransition．Themaximumstressoftheim-provedsteeringknucklereducedto657MPainthesidingcondition，andthestrengthofsteeringknuckleincreasedby13.4%．Theresultsprovideaquantitativebasisforimprovingthestrengthofsteeringknuckle．

Keywords：steeringknuckle；structuraldesign；finiteelementanalysis；strength

0引言

［1］

转向节是汽车上的重要零件，它与汽车的悬架、前轴、转向系相连接，它的主要功能是承载和转向，即支撑车体重量、传递转向力矩和承受前轮刹车制动力矩险工况

［2］

。转向节在使用过程如果出现断裂将引发

严重的事故，转向节在越过不平路面、紧急制动、侧滑三种工况下出现断裂概率最大，也是典型的三种危

［3-5］

，。国内研究者应用ANSYS、所以应用有限元法对设计产品进行有限元分析具有重要意义

［6-9］［10］

Nastran等软件对轿车、，客车转向节进行有限元分析对半挂车转向节分析与优化；国外研究者应

用有限元法对转向节进行静力分析也有研究者对越野车动力学仿真的研究较少。

［11］

和疲劳分析

［12］

［13-14］

，。当然，以及进行结构优化和轻量化研究

［16］

［15］

和车架的有限元分析，但专门针对越野车转向节有限元分析

本文是本课题组研究人员在与十堰戎马汽车特种传动有限公司进行一款越野车研发过程中所开展Nastran对转向节的研究工作，针对所设计的越野车前轴转向节应用CAXA建立三维模型，应用Patran、在越过不平路面、紧急制动、侧滑三种工况下进行静力分析，通过对分析结果的判断，找到薄弱环节并进行结构改进，为合理设计满足强度和性能要求的转向节提供理论依据。

1车辆主要参数

车辆满载总质量为m=9000kg，车轮轮距B=1940

mm，前后轴轴距为L=3300mm，满载时前轴静载荷为44536N，后轴静载荷为45463N，车轮滚动半径r=525mm。设计中为了提高整车的安全性，计算时前轴载荷取G1=45463N。

2结构分析

所研究的转向节为一款四驱越野车前轴转向节，该转向

节上设有上、下控制臂安装孔以及轮边减速器传动轴孔，同时转向节轴中心开有轮胎自充气孔等其他结构，该转向节在制造中将转向节分为转向节体和支撑轴两部分分开锻造成型，转向节体和转向节轴之间通过螺纹联接并焊接，焊后加工，如图1所示。

图1

Fig.1

转向节三维模型3-Dmodelofsteeringknuckle

3受力分析

Ｒ为上下控制臂安装主销孔，O为设计坐标原点，如图2所示，车轮半径为525mm，在车辆行驶中Fx方向垂直纸面向外，与转向节轴平行的侧向力Fy，与地车轮受到与车轮行驶方向反向的纵向力Fx，

第3期龚青山等：越野车前轴转向节结构设计与有限元分析

611

［17-18］

。车轮有一面对轮胎的反作用力Fz，方向垂直于地面

定厚度，受力分析时取车轮受力中心受力点进行分析，距原点260mm处，即转向节H－H所在平面内，在不同工况下车Fy、Fz大小是不一样的。轮受到Fx、

汽车行驶过程中将会在各种不同情况下工作，通常在如下三种典型工况下转向节受到应力最大

［7，17］

：第一种工况

（越过不平路面）时，车轮受到地面脉冲力的冲击，即车轮受Fz作用；第二种工况（紧急制动）时，前轮承受的制动力Fx和地面垂直反力Fz传递给转向节，使转向节承受集中力和弯矩，但不承受扭矩；第三种工况（侧滑）时，产生最大侧向内侧车轮的地面垂直反力为零，整个前轴的地面垂力工况，

向反力作用到外侧车轮上，此时无纵向力作用，车轮受Fy、Fz。研究中将针对这三种工况进行力学分析，并根据分析结果对所设计的转向节结构进行改进设计，最终设计出合格的产品。3.1下

越过不平路面工况

在冲击载荷作用，转向节受较大垂直载荷Fz，在该工况

［17-18］

图2

Fig.2

转向节受力分析图

Forceanalysisofsteeringknuckle

：

Fz=kG1/2=68195N，

式中：k为动载荷系数，取值3；G1为前轴静负荷。3.2

紧急制动工况

汽车紧急制动时，前轮承受的制动产生的地面垂直反力Fz和切向反力Fx传递给转向节，使转向节但不承受扭矩承受集中力和弯矩，

［17-18］

。

地面垂直反力：Fz=m1G1/2=38644N，

式中：G1为前轴静载荷；m1为制动时对前桥的载荷转移系数，取值1.7。

制动力：Fx=φ1Fz=30915N，式中：φ1为轮胎与地面附着系数，取值0.8。3.3

最大侧向力（侧滑）工况

汽车在侧滑最危险的载荷工况下，内侧车轮的地面垂直反力为零，整个前轴的地面垂直反力都作用到外侧车轮上，外侧车轮的地面垂直反力等于前轴静负荷

外侧车轮上最大地面垂直反力：Fz=45463N；外侧车轮上的侧向力：Fy=φ2Fz=45463N，式中：φ2为轮胎与地面的侧向附着系数，取值1。

［17-18］

。

4转向节有限元模型的建立

实体建模用CAD软件CAXA2013建立，在

CAXA中对模型进行简化处理，除去一些小的倒角。首先将文件转化为IGES格式导入到MSC.Patran中，然后选择Tet10单元进行自动网格划分，设定单元网格的尺寸为10mm。转向节的有限元网格如图3所示

［7-8］

。

图3

Fig.3

转向节的有限元网格图

Finiteelementmodelofsteeringknuckle

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广西大学学报（自然科学版）第40卷

转向节所选用的材料：45CrNiMoV（见表1）。

表1Tab.1

－2

弹性模量E/（N·mm）

45CrNiMoV材料属性

－3

密度ρ/（g·cm）

Materialpropertyof45CrNiMoV

屈服强度σs/MPa

1374

泊松比μ0.3

2.1×1057.85

安全系数取2，则许用应力［σ］=σs/2=687MPa。

5转向节有限元分析

Y、Z三个方向位在转向节受力分析时，约束转向节主销孔（图2中Ｒ位置）两个内表面结点的X、

加载力加在车轮受力中心，图2所示距转向节设计坐标原点（O点）260mm处轴心节点上。在分析移，

中，将转向节在H－H处截断，在该截面中心建立节点P与轴该截面圆周上节点用ＲB2（刚性连杆）建立多点MPC（多点约束），该节点作为为后续有限元分析载荷施加点（如图3所示），根据不同工况转向节受力中心节点添加相应的力，然后提交后处理Nastran进行计算分析，得到的结果如下。5.1

越过不平路面工况

68195，0）转向节在轴颈根部出现最大应力，汽车在穿过不平路面时，在节点P添加节点力（0，在节点227384应力最大，最大应力σmax=603MPa＜［σ］是安全的，应力分布云图及最大应力位置如图4所示。

图4

Fig.4

越过不平路面工况下转向节应力分布图

Stressnephogramofsteeringknuckleunderunevenroadworkcondition

5.2紧急制动工况

38644，0）转向节最大应力出现在轴颈根部，紧急制动工况下，在P处添加节点力（30915，在节点

227226处应力最大，，最大应力σmax=455MPa＜［σ］是安全的，应力分布云图及最大应力位置如图5所示。

第3期龚青山等：越野车前轴转向节结构设计与有限元分析

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图5

Fig.5

转向节紧急制动工况下的最大主应力分布图

Stressnephogramofsteeringknuckleunderemergentbrakingworkcondition

5.3侧滑工况

45463，－45463）和力矩（23868075，0，0）转向节最大应力出现侧滑工况下，在P处添加节点力（0，

，在过度轴肩根部，在节点187734处应力最大，最大应力σmax=759MPa＞［σ］此时转向节可能出现断裂，是不安全的，应力分布云图及最大应力位置如图6所示。

图6

Fig.6

转向节侧滑工况下的最大主应力分布图

Stressnephogramofsteeringknuckleunderside-slipworkcondition

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广西大学学报（自然科学版）第40卷

6结构改进

经过分析得出转向节在侧滑工况下最大主应力

，σmax=759MPa＞［σ］不满足强度要求，需对原结构进增大轴颈根部过渡圆角半径，圆角半径由行改进设计，

1mm增大到3mm（图7中A处），阶梯轴过渡部分由原来阶梯过渡改为锥面过渡（图7中B处），减小应力集中，改进后的结构示意图如图7所示。

对改进后转向节工作在三种工况下进行有限元分析，结果如表2所示。从表2中可看出，三种工况最大σ］=687MPa，都满足强度要求，其中改进应力小于［

后转向节在侧滑工况下最大应力出现在锥面过渡位置，σmax=657MPa＜［σ］满足强度要求，如图8所示。

图7Fig.7

转向节改进后的结构示意图Structurediagramofsteering

knuckleafterimprovement

表2

Tab.2

改进后转向节在三种典型工况下有限元分析最大应力值

Themaximumstressvalueoftheoptimizedsteeringknuckleunderthreetypicaldangerousworkcondition工况

越过不平路面工况

561

紧急制动工况

427

侧滑工况657

最大应力值/MPa

图8

Fig.8

改进转向节后侧滑工况下的最大主应力图

Themaximumstressvalueoftheoptimizedsteeringknuckleunderside-slipworkcondition

7结果分析

转向节改进前后的结果见表3。从表3中看出，通过应用有限元分析后对转向节进行了结构改进，

提高了转向节的强度，强度提高13.4%。

第3期龚青山等：越野车前轴转向节结构设计与有限元分析

表3

Tab.3

项目

转向节改进前后结果比较

紧急制动工况

455

4276.2

侧滑工况75965713.4

615

Theresultsofthesteeringknucklebeforeandafterimprovement

越过不平路面工况

603

5617.0

改进前的最大应力/MPa改进后的最大应力/MPa

强度提高量/%

8结论

①应用CAXA软件建立越野车前轴转向节三维模型，对转向节进行结构和受力分析，对转向节在越过不平路面、紧急制动、侧滑三种典型危险工况下受力进行详细分析。

Nastran对转向节在三种典型工况进行有限元分析，②应用Patran、得出转向节在轴与转向节体连接处、及转向节轴阶梯过渡处出现最大应力，最大值达σmax=759MPa，在安全系数为2情况下，不满足强度要求。

B处采用锥面过渡减少应③根据分析结果对转向节结构进行改进设计，增大A处过渡圆角半径、，再次对改进后转向节进行有限元分析，最大应力出现在侧滑工况下为σmax=657MPa＜［σ］满力集中，

足强度要求，改进后转向节强度提高13.4%。

参考文献：

［1］陈家瑞.汽车构造：下册［M］．北京：机械工业出版社，2005：244-258．

［2］范平清，J］．机械设计与制造，2011（2）：191-192．赵波.轿车转向节破坏形式分析［

［3］黄伟，J］．广西大学学报：自然科学版，2008，33（2）：133-137．项林，刘晓辉.汽车前轴有限元分析［［4］郭春林，J］．农业装备与车辆工程，2011（10）：44-46．张永祥.有限元分析在转向节结构设计中的应用［

［5］程联军，．锻压装备与制造技术，2008，赵国群，管延锦，等.有限元模拟在汽车转向节锻造设计中的应用［J］

43（6）：64-66．

［6］杨国胜.基于ANSYS的转向节强度分析［J］．汽车实用技术，2015（1）：46-48．

［7］李立友，J］．机电工程，2010，27（3）：38-40．李芳，袁旦.基于Nastran的汽车转向节危险工况有限元分析［［8］毛向阳.斯太尔转向节有限元分析与制造工艺研究［D］．山东：山东大学机械工程学院，2007．

［9］黄海波，．中国机械工程，2011，陈星欣，翁胜峰.基于应力场强法的随机载荷作用下转向节疲劳寿命预估［J］

22（13）：1629-1633．

［10］吴成武，J］．机械制造，2012，50（11）：18-21．韩景伟，周晶.半挂运油车前轴转向节结构力学分析与优化设计［［11］KIMBM，KIMJW，MOONID，etal．Optimalcombinationofdesignparametersforimprovingthekinematicscharacter-J］．JournalofMechanicalScienceandTechnology，2014，28（3）：isticsofamidsizetruckthroughdesignofexperiment［963-969．

［12］TＲIANTAFYLLIDISGK，ANTONOPOULLSA，SPILIOTISA，etal.Fracturecharacteristicsoffatiguefailureofavehi-cle’sductileironsteeringknuckle［J］．JournalofFailureAnalysisandPrevention，2009，9（4）：323-328．

［13］BABUB，PＲABHUM，DHAＲMAＲAJP，etal.Stressanalysisonsteeringknuckleoftheautomobilesteeringsystem［J］．

InternationalJournalofＲesearchinEngineeringTechnology，2014，3（3）：363-366．

［14］MUHAMADWMW，SUJATMIKAE，HAMIDH，etal.Designimprovementofsteeringknucklecomponentusingshape

optimization［J］．InternationalJournalofAdvancedComputerScience，2012，2（2）：65-69．［15］黄东明.某越野车动力学仿真研究［D］．南京：南京理工大学机械工程学院，2011．

［16］杨海平，J］．机械科学与技术，2011，30（6）：1001-1006．王良模，彭曙兮，等.基于CAE技术的某越野车车架分析［［17］吴光强.汽车理论［M］．北京：人民交通出版社，2007：1-31．［18］刘惟信.汽车设计［M］．北京：清华大学出版社，2001：423-424．

（责任编辑梁健）