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商用车转向直拉杆失稳弯曲变形分析
2020-05-06 21:42:19· 来源：EDC电驱未来
商用车整车下线时，为了检查转向拉杆系统与周围部件间隙，一般需要进行前桥车轮极限转向工况操作检查。前桥车轮极限转向工况操作检查方法，车辆原地转向，驾驶员
商用车整车下线时，为了检查转向拉杆系统与周围部件间隙，一般需要进行前桥车轮极限转向工况操作检查。前桥车轮极限转向工况操作检查方法，车辆原地转向，驾驶员转动方向盘，将前桥车轮分别向左向右转到极限位置，来检查转向直拉杆、转向垂臂与周围部件间隙等。
某商用车在整车下线，极限转向工况操作检查过程后，出现方向盘向右倾斜，转向直拉杆弯曲变形、长度变短问题，严重影响到车辆的转向及行驶安全。本文针对这个问题，进行原因解析、方案验证等工作。
1 转向直拉杆弯曲变形现象
某商用车下线进行极限转向工况测试，车辆原地转向，驾驶员轰油门、向左向右转动方向盘到极限位置。在车辆随后磨合路试工序中，发现方向盘向右歪斜60°左右，影响行车安全和转向操作。对该车辆停车转向复查，发现转向直拉杆折弯点向板簧侧发生偏移，见图1：
图1 转向直拉杆折弯点向板簧侧偏移
拆下该转向直拉杆，检查转向直拉杆折弯部位无裂纹、裂痕痕迹。测量转向直拉杆球销中心距，由设计长度860mm变为850mm，转向直拉杆长度变短，初步断定该车转向直拉杆发生弯曲塑形变形。初始转向直拉杆与弯曲塑形变形转向直拉杆外形对比见图2：
图2 初始直拉杆、塑形弯曲变形直拉杆外形对比
商用车转向直拉杆结构设计过程中，为避免车轮转向过程中，直拉杆与轮胎及周边零件干涉，直拉杆一般都设计成一根带有折弯的折弯杆，见图3；折弯点初始最大偏距为e，见图4：
图3 车轮向右转，轮胎与转向直拉杆间隙示意
图4 转向直拉杆折弯点初始最大偏距e
2 转向直拉杆弯曲强度校核
某商用车转向直拉杆设计边界条件如下表1：
表1 转向直拉杆设计边界
转向直拉杆最大工作载荷，与前桥额定轴荷、转向器最大输出力矩有关。为避免前桥超载原地转向沉重，商用车转向器最大输出力矩选择，一般大于前桥额定轴荷下车轮原地转向阻力矩1.98-2.75倍。所以转向直拉杆最大工作载荷一般按照转向器最大输出力矩计算。其计算模型如图5。直拉杆承载最大工作载荷F=M/Lp，经计算F=7738N.
图5 转向直拉杆工作载荷计算模型
某商用车转向直拉杆设计参数见表2，转向直拉杆初始折弯形状示意，见图6。
表2 转向直拉杆设计参数
图6 转向直拉杆折弯点初始最大偏距e
转向直拉杆最大弯曲应力，与直拉杆最大工作载荷、直拉杆初始折弯落差、直拉杆截面参数有关。其计算过程如下：
转向直拉杆承受最大弯矩Mz=F×e，
转向直拉杆抗弯截面模量为Z=；
转向直拉杆最大弯曲应力σz=Mz/Z=208.97 Mpa
转向直拉杆采用35冷拔钢管，其屈服强度σ=305 Mpa
则，转向直拉杆弯曲强度安全系数fz=σ/σ z=305/208.97=1.46
计算结果见表3。
表3 转向直拉杆弯曲强度计算
中国汽车转向拉杆行业标准，转向直拉杆总成疲劳强度是按照前桥额定轴荷三分之一来进行试验考核的。按照转向器输出力矩计算的转向直拉杆最大工作载荷，一般大于前桥额定轴荷三分之一。所以按转向直拉杆最大工作载荷，来计算转向直拉杆弯曲强度安全系数，设计要求不小于1。该车型转向直拉杆弯曲强度安全系数为1.46，可见，极限转向工况出现弯曲塑性变形，并非转向直拉杆弯曲强度不足所致。
3 转向直拉杆压杆稳定性校核
压杆破坏一般有两种，一种因材料软化即失去抗力而引起强度破坏，破坏时仍然是弹塑性变形；一种为几何软化即几何形状发生变化引起失稳破坏而失去承载力，失稳时为塑形变形。压杆分细长杆、中长杆、短柱杆。一般用压杆长度与压杆半径之比来表示长细比。长细比大于100的压杆为细长杆；长细比小于50的为短柱杆；介于50和100之间的为中长杆。对于细长杆，先发生弹性失稳，失稳前临界压应力未达到弹性应力极限；对于短柱杆，先发生塑性失稳，失稳前临界压应力已超过弹性应力极限。
转向直拉杆受压时，两端球销轴线不能维持原有直线平衡状态而突然变弯，这一现象称为丧失稳定（简称失稳），转向直拉杆在微小弯曲状态下平衡的最小载荷，称为临界载荷（即临界压应力），用Fk表示。
因此，在设计转向直拉杆时，必须考虑转向直拉杆抗压稳定性，减少转向直拉杆未断裂之前便出现失稳现象。转向直拉杆稳定性分析，就是计算转向拉杆发生塑性变形的最小临界载荷。常用的计算方法有用有限元分析软件求解，也可以采用材料力学压杆稳定性微分方程求解。本文采用后者的方法求解。
转向直拉杆失稳弯曲塑性变形分析计算，可参考材料力学两端球铰压杆稳定性计算模型，简化如图7所示。图7模型与材料力学压杆稳定性计算模型差异在于，转向直拉杆非直杆，设计有初始折弯偏距e。
图7 两端球铰压杆稳定性计算模型x
图例中相关参数说明如下：
Fk为压杆稳定（即转向直拉杆弯曲失稳）能承受的最小临界载荷
w：为压杆弯曲变形
e：为压杆初始折弯偏距
L：为压杆球铰中心距（即转向直拉杆空间长度）
参照材料力学压杆稳定微小弯曲变形计算模型，可列出压杆稳定挠曲线近似微分方程：
该微分方程通解方程如下：
微分方程通解中常数a、b，与转向直拉杆球铰两端约束条件，x=0时，W=0；x=L时，w=0有关；与压杆初始折弯偏距e有关；与压杆抗弯截面模量Z有关；与压杆长度l有关，与材料屈服应力强度等有关。
微分方程求解过程比较繁琐，这里仅列出微分方程求解结果，即两端球铰压杆（转向直拉杆）最小临界稳定压力Fk计算公式：
公式中参数符号说明如下
σ：转向直拉杆材料屈服应力强度，35钢：σ=305 Mpa
A：转向直拉杆横截面积 mm2
e：转向直拉杆初始折弯偏距 mm
E：转向直拉杆材料模量 21000 Mpa
Z：转向直拉杆截面弯曲系数 mm3
I：转向直拉杆截面弯曲模量 mm4
L：转向直拉杆球销中心距 mm
Fk：转向直拉杆最小临界稳定压力 N
上面求解压杆稳定最小临界稳定压力公式是一个隐函数方程，含有三角函数，平方根函数，用普通求解方程方法无法求出压杆（转向直杆）最小临界稳定压力Fk。本文采用MATLAB编程求出直拉杆最小临界稳定压力Fk结果，见表4：
表4 转向直拉杆最小临界稳定压力Fk
转向拉杆因设计有初始折弯偏距，抗失稳最小临界载荷急剧减小，初始折弯偏距越大，抗失稳最小临界载荷越小。为防止在弯曲断裂之前，先发生失稳塑形弯曲变形，需要提高转向拉杆抗失稳最小临界载荷。根据商用车前桥轴荷及转向拉杆载荷分配，转向拉杆（直拉杆/横拉杆）在受压条件下，不发生失稳弯曲塑形最小临界稳定压力应为转向拉杆最大工作载荷的1.75倍。
按以上公式求得最小临界稳定压力为8447 N，与最大工作载荷7738N比值，即抗失稳安全系数为1.09，显然该安全系数明显偏小，是该车型转向直拉杆极限转向工况出现失稳弯曲变形，产生塑性变形根本原因。
5 转向直拉杆加强方案及验证
5.1 改进方案
结构改进方案，采用同样材料，初始折弯偏距不变，杆体规格采用35x7的杆体。计算压杆稳定最小临界稳定压力，其计算结果见表5：
表5 直拉杆加强方案最小临界压力
经计算改进方案转向直拉杆长细比为49.1，属于先发生塑形失稳的短柱杆，最小临界稳定压力为13575N，满足设计目标≥13541N需求，最小临界稳定压力安全系数fk=Fk/F=1.75，满足设计目标≥1.75需求。
5.2 改进方案实车验证
对加强转向直拉杆采用相同极限转向工况测试。现场方案验证过程中，采用双人配合，双手双脚用力搬动方向盘多次，并且在方向盘极限位置停留时间超过120秒以上，方向盘都能正常回到中间位置，转向直拉杆未发生弯曲塑性变形现象，解决了该问题。
6 结论
本文通过对某商用车在整车下线，极限转向工况操作检查过程后，转向直拉杆发生塑性变形问题的解析研究表明：
商用车转向系统转向直拉杆压杆稳定性是影响转向直拉杆失稳弯曲，产生塑性变形的主要原因；
商用车转向系统转向直拉杆压杆稳定性计算校核中，最小临界稳定压力设计目标值推荐大于1.75，可以避免在整车下线检查及使用中出现转向直拉杆发生失稳产生塑性变形现象。
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