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轉向節臂是汽車轉向系統中的重要安全件，在車輛運行中起著承載、導向的功能，其失效將導致汽車無法轉向而引發嚴重的事故。因此，為了保證汽車在高性能的要求下有足夠的強度，對轉向節臂的進行有限元分析是十分必要的。查目前國內關于轉向節臂強度的研究文獻，大體可以概括為三個方面：①改進轉向節臂的成形工藝及熱處理方法，改善其組織性能，借以提高轉向節臂的強度；②運用仿真軟件對轉向節臂的強度、剛度及疲勞性能進行模擬分析；③通過理論計算的方法對轉向節臂的強度進行分析。重載汽車的轉向節臂的結構復雜，承受荷載復雜，理論計算結果過于粗糙，目前的數值模擬分析文獻對載荷部分的處理還過于簡單，一般都是在接觸弧面施加均布荷載，模擬結果誤差較大。研究主要利用ANSYS分析軟件，采用參數化命令處理非線性的載荷約束，對重載汽車轉向節臂進行靜力強度分析，并對結構進行優化設計。
汽車轉向系工作時承受的載荷主要來自人為施加在轉向盤上的力和來自地面的轉向阻力兩方面。對于重載汽車轉向節臂，轉向盤上作用力較大。施加在轉向盤上的力，通過轉向軸、轉向器、轉向垂臂和轉向直拉桿傳遞到轉向節臂的球頭弧面上。關于轉向節臂在工作時承受載荷的計算，涉及到的一些設計參數，如表所列。根據設計參數及傳動關系，依據計算出轉向器從動齒輪軸所承受的扭矩T，轉向垂臂端部承受的力F，轉向節臂右端孔處受得力F。根據關系式F=T/L，計算出F為7200N。孔與軸之間是面與面的接觸，受力形式主要是分布力，根據受力面大小，得到載荷的大小，分布載荷形式不同，得到的載荷大小也不相等。以某種工況為例，根據公式A=,rRh，式中R為圓孔的半徑為0.01m，h為圓孔的深度為是0.023m，計算得到面積為0.0007222m²。
轉問節臂與轉問節相連接的部位是圓錐白，通過端部螺紋定位，在建立重載汽車轉向節臂的有限元模型時，考慮到端部螺紋定位部分受載較輕，完全按照實際的結構尺寸建立螺紋模型，需要花費大量的時間確定其曲面曲率以及倒角的尺寸，給網格化及其分析計算帶來較大麻煩，在建模時忽略螺紋部分。同時零件上便于裝配的一些倒角對分析產生的影響很小因此也可忽略。根據研究形狀的幾何特點以及有限元分析時約束條件，合理地簡化結構形狀復雜的零件模型。采用常用的三維造型軟件Pro/E，通過構建基準面、基準軸，利用拉伸、混合和混合掃描等構建出轉向節臂的幾何模型，通過Pro/E與ANSYS的無縫集成，將幾何模型導入到ANSYS中，設置材料屬性，定義彈性模量以及泊松比，采用Solid45單元，設置網格的邊界尺寸，確定了智能劃分的粗細精度為6級，采用自由劃分對模型進行網格劃分。得到轉向節臂的有限元模型如圖所示。
轉向節臂與拉桿之間的接觸面是圓弧面，根據材料力學相關資料可知，其上的力是隨位置變化的。根據彈塑性力學以及數值分析中的最小二乘法，對轉向節臂所承受的載荷約束采用非線性變化的余弦三角函數。根據集中力F和受力面積A，得到載荷變化曲線，施加在與拉桿相連接的半圓弧面上。而與轉向節相連接的一端，采用全約束的形式。通過模擬計算，得到了轉向節臂的等效應力分布情況，如圖所示，轉向節臂的等效應力的最大應力點位于轉向節臂中間過渡部分；最大應力是230.739MPa。轉向節臂中間過渡部分的應力變化最明顯，高應力區較大；離過渡區域越遠，高應力區就越小，低應力區較大。過渡部分存在最大等效應力，遠離過渡部分，等效應力隨之減小，實際工作中轉向節臂的斷裂主要發生在該部位，說明其斷裂的主要原因是該部位強度不足引起的。轉向節臂的中間過渡圓弧位置受力較大，結構設計是為了提高其強度，可增大過渡圓弧的半徑；與轉向拉桿相連接的部分，應力變化較小，且多數處于低應力區域。為了節省材料，節約生產成本，提高經濟效益，需要對復雜結構轉向節臂的結構進行優化處理。對于應力值較小的區域可減小截面積，因此對原有模型進行適當優化處理，運用已有的載荷約束對其優化后的模型進行強度模擬分析，結果如圖所示。可看到，優化后的最大應力值減小，最大應力值是204.456MPa，小于優化前的230.739MPa。
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