魏劍 吳龍 曾師尊

摘要：為了提高輪轂的安全性和可靠性，本文主要對(duì)鋁合金輪轂進(jìn)行有限元分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)。采用三維軟件Creo30，對(duì)某鋁合金輪轂進(jìn)行實(shí)體建模，并導(dǎo)入Ansys軟件中，分析其固定點(diǎn)在不同作用力與力矩方向時(shí)輪轂的動(dòng)態(tài)彎曲疲勞、徑向疲勞與沖擊性能。試驗(yàn)結(jié)果表明，該輪轂所受的最大應(yīng)力遠(yuǎn)小于許用應(yīng)力。同時(shí)，為提高該輪轂的性能，對(duì)該輪轂的薄弱連接部位進(jìn)行加強(qiáng)設(shè)計(jì)，并對(duì)其余部分進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)。研究結(jié)果表明，輪轂的整體質(zhì)量減少了13413 g，其強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)要求。該研究對(duì)提高輪轂的使用壽命具有重要意義。

關(guān)鍵詞：輪轂; 有限元分析; 彎曲疲勞; 徑向疲勞; 沖擊分析

中圖分類號(hào)： U463.343??文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼： A

2017年，我國(guó)發(fā)布了《節(jié)能與新能源汽車技術(shù)路線圖》，根據(jù)該路線圖，將大力推進(jìn)Al、Mg合金、碳纖維復(fù)合材料等在汽車上的應(yīng)用，推進(jìn)輕量化材料制造技術(shù)的發(fā)展[1]。目前，在汽車零部件設(shè)計(jì)中，國(guó)內(nèi)鋁合金輕量化材料的使用量仍低于國(guó)際水平，針對(duì)鋁合金輕量化材料，胡泊洋等人[23]采用有限元分析方法，對(duì)腳踏板、蓄電池箱體支架、車門、底盤控制臂和牽引鉤等進(jìn)行分析，用鋁合金替代傳統(tǒng)鋼材料，并通過仿真與試驗(yàn)研究，優(yōu)化結(jié)構(gòu)和尺寸，使零部件達(dá)到性能使用要求;朱紅建[4]從分析汽車鋼圈的主要載荷形式和失效形式入手，確定橫向載荷是造成疲勞破壞的主要原因，并運(yùn)用有限元分析軟件，對(duì)汽車鋼圈進(jìn)行了結(jié)構(gòu)分析，且對(duì)汽車使用壽命進(jìn)行預(yù)測(cè)，同時(shí)運(yùn)用優(yōu)化理論對(duì)汽車鋼圈進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，進(jìn)而提高汽車鋼圈的可靠性和使用壽命;Wang X F等人[513]利用有限元分析軟件，對(duì)鋼制、鋁合金或鎂合金車輪建立參數(shù)化模型，進(jìn)行彎曲疲勞和徑向疲勞試驗(yàn)?zāi)M，得到輪轂的應(yīng)力圖和應(yīng)變圖，計(jì)算車輪上應(yīng)力較大的區(qū)域，并分析危險(xiǎn)點(diǎn)的應(yīng)力狀態(tài)，對(duì)各類型輪轂進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化和剛強(qiáng)度分析，以達(dá)到輪轂輕量化目的?；诖耍疚倪\(yùn)用Creo30和Ansys軟件，對(duì)某鋁合金輪轂進(jìn)行有限元分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)，分析鋁合金輪轂的動(dòng)態(tài)彎曲疲勞、徑向疲勞與沖擊性能3種試驗(yàn)狀態(tài)，根據(jù)所得數(shù)據(jù)優(yōu)化輪轂結(jié)構(gòu)，使該輪轂達(dá)到最佳效果。該研究對(duì)國(guó)內(nèi)鋁合金輕量化材料的應(yīng)用具有重要意義。

1?模型建立

根據(jù)GB/T 3487—2015乘用車輪輞規(guī)格系列[14]中的輪輞繪制方法，在Creo30軟件上進(jìn)行繪制，輪輞厚度為35 mm輪輻，整體尺寸為2285 mm×259 mm，輪轂材料為A356（ZAlSi7MgA）合金材料，A356材料性能如表1所示。

將模型導(dǎo)入Ansys仿真環(huán)境模塊中，對(duì)模型進(jìn)行一定的修改，增加輔助線的坐標(biāo)。觀察輪轂的形狀，對(duì)其進(jìn)行網(wǎng)格化，輪轂網(wǎng)格化如圖1所示。調(diào)整網(wǎng)格化的形狀，或者邊緣層達(dá)到圖1效果[15]。輪轂是通過5個(gè)螺栓和主軸支撐，所以將輪轂與螺栓和主軸接觸的11個(gè)面設(shè)置為支撐面。

根據(jù)輪轂參數(shù)和整車參數(shù)，本研究所測(cè)試輪轂受90°，22 051 N的應(yīng)變沖擊力，受力點(diǎn)為輪轂輪緣的外半徑一個(gè)著力點(diǎn)。根據(jù)對(duì)作用點(diǎn)的調(diào)整，設(shè)置為坐標(biāo)系定位，將作用力集中為目標(biāo)點(diǎn)，使模擬條件與實(shí)際條件相吻合。

2?輪轂的性能試驗(yàn)

2.1?動(dòng)態(tài)彎曲疲勞試驗(yàn)

依據(jù)GB/T 15704—1995轎車車輪沖擊試驗(yàn)方法，將輪轂下沿固定在試驗(yàn)裝置上，增加一個(gè)圍繞輪轂中心軸旋轉(zhuǎn)的彎矩，或者使用一個(gè)固定彎矩加持在旋轉(zhuǎn)平臺(tái)上。該試驗(yàn)是模擬汽車在運(yùn)行過程中所受到的彎矩，通過實(shí)驗(yàn)可以看出，整體結(jié)構(gòu)的薄弱點(diǎn)有助于定向加強(qiáng)，并可進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。試驗(yàn)參數(shù)包括施加力、受力偏差距離、中心線、施加力圓盤直徑。

根據(jù)彎矩的大小，規(guī)定力臂在05～14 m范圍內(nèi)，方向?yàn)槠叫熊囕啺惭b平面。其彎矩為

M=（μR+d）FvS（1）

式中，μ為輪胎與地面的摩擦系數(shù);R為車輪靜置時(shí)的整體標(biāo)準(zhǔn)大小，m;d為車輪的內(nèi)、外偏離距離，m;Fv為最大額定負(fù)載，N;S為強(qiáng)化系數(shù)。

將輪轂劃分為16等份，模擬輪轂回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)時(shí)受到的彎矩。由于輪轂對(duì)稱，只要考慮其1/4的結(jié)構(gòu)就可以代表整個(gè)輪轂的運(yùn)動(dòng)情況[1619]。即在0～90°范圍內(nèi)，每隔225°施加一個(gè)力，最終生成5組圖像，代表5個(gè)時(shí)刻的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。模擬時(shí)，摩擦系數(shù)μ=07，車輪大小R=0562 m，內(nèi)偏距d=077 m，最大負(fù)載Fv=9760 N，強(qiáng)化系數(shù)S=16，力臂長(zhǎng)度L=05 m。計(jì)算得試驗(yàn)時(shí)需要加持在力臂上的力F=24 049 N。在加持角度與車輪中平面夾角為45°時(shí)，45°狀態(tài)圖如圖2所示。

由圖2a和圖2b可以看出，疲勞破壞集中在3個(gè)區(qū)域，一是輻條與中心盤交界處，由于輻條倒角太小，未能將反復(fù)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的固有頻率有效的傳遞消除，造成應(yīng)力集中產(chǎn)生大面積破壞現(xiàn)象;二是兩輻條交界處，正面破壞面積大，反面無(wú)破環(huán)現(xiàn)象，未能起到有效分擔(dān)受力的作用;三是輻條與輪輞交界處，由于接觸面較小，應(yīng)力大量集中。由圖2c和圖2d可以看出，當(dāng)45°夾角時(shí)，應(yīng)變狀況完全在輪轂接受范圍內(nèi)，并未產(chǎn)生較大的

變形，而較大變形在與試驗(yàn)無(wú)關(guān)的力臂作用桿上。由圖2e和圖2f可以看出，應(yīng)力集中于接觸面和輪輻位置，最大應(yīng)力為983 MPa，遠(yuǎn)小于材料的性能，應(yīng)力分布不均勻，集中在輻條倒角處，雖然在短暫時(shí)間內(nèi)不會(huì)造成影響，但當(dāng)反復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)就會(huì)對(duì)車輛安全造成影響。當(dāng)加持角度與車輪中平面夾角為其他時(shí)，各應(yīng)力皆在許用范圍內(nèi)，各偏移角度最大應(yīng)力如表2所示。

車輪正面疲勞強(qiáng)度如圖3所示。由圖3可以看出，應(yīng)力破壞皆集中于輻條與中心盤交界處、兩輻條交界處、輻條與輪輞交界處，因加持角度不同會(huì)產(chǎn)生一定的差別，發(fā)生破壞的位置主要位于輻條中心盤。由于材料較厚，且是密集結(jié)構(gòu)，可對(duì)其邊沿倒圓角應(yīng)力集中嚴(yán)重處進(jìn)行修改，對(duì)輻條與輪輞交界發(fā)生疲勞破壞夾角較小的部位進(jìn)行加強(qiáng)。

2.2?動(dòng)態(tài)徑向疲勞試驗(yàn)

汽車輪轂在行駛過程中的徑向受力情況進(jìn)行動(dòng)態(tài)徑向疲勞試驗(yàn)。測(cè)試時(shí)，采用一個(gè)大的施加輪提供徑向力，帶動(dòng)車輪轉(zhuǎn)動(dòng)，模擬行駛狀態(tài)下車輪的環(huán)境，通過反復(fù)試驗(yàn)，求出輪轂行駛時(shí)的結(jié)構(gòu)薄弱點(diǎn)，并進(jìn)行優(yōu)化。試驗(yàn)主要作用力是輪胎對(duì)輪轂的均勻壓強(qiáng)，以及附加輪對(duì)輪轂的徑向附加力，附加力的確定是通過生產(chǎn)商對(duì)輪轂參數(shù)的要求，本次試驗(yàn)的輪轂為18寸，查詢國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)，得出額定力為8 150 N，廠商要求力為9 760 N，則實(shí)際加持力為

Ft=FvK（2）

式中，F(xiàn)v為最大額定負(fù)載，N;K為系數(shù)。通過式（2）計(jì)算出實(shí)際加持力為19 520 N，輪胎壓力取280 kPa。

本試驗(yàn)與彎曲疲勞試驗(yàn)相同，把1/4輪轂相隔225°設(shè)置一個(gè)受力點(diǎn)，研究不同受力點(diǎn)的有限元模擬情況，完成對(duì)輪轂的優(yōu)化。建立5個(gè)角度的最大應(yīng)力應(yīng)變，各角度最大應(yīng)力和應(yīng)變?nèi)绫?所示。由表3可以看出，徑向疲勞實(shí)驗(yàn)的最大應(yīng)力與應(yīng)變均在允許范圍內(nèi)。

當(dāng)加持角度與車輪中平面夾角為45°時(shí)，其45°狀態(tài)圖如圖4所示。由圖4a和圖4b可以看出，疲勞破壞集中于輻條與輪輞交界處;由圖4e和圖4f可以看出，應(yīng)力最大值發(fā)生在輪轂輻條小夾角處，兩輻條交界擴(kuò)散區(qū)也有應(yīng)力集中現(xiàn)象，輻條反面的情況比正面更明顯;由圖4c和圖4d可以看出，在45°的受力情況下，應(yīng)變最大值發(fā)生在輪輞下端，發(fā)生的點(diǎn)與施加力的方向平行。觀察輪輻區(qū)域，輪輻區(qū)域變形相對(duì)較小，輪輻應(yīng)變最大的區(qū)域位于輻條與輪輞交界處。

2.3?13°沖擊試驗(yàn)

輪轂的13°沖擊試驗(yàn)是將一定的負(fù)荷施加在裝有輪胎的輪輞邊緣處，主要模擬車輛行駛時(shí)在路面遇到異物所受到的沖擊情況。試驗(yàn)沖擊頭與輪轂軸線呈13°的夾角。根據(jù)相關(guān)規(guī)定，沖擊頭的沖擊面應(yīng)該在寬度125 mm，長(zhǎng)度375 mm以上，車架可以根據(jù)實(shí)際情況進(jìn)行調(diào)節(jié)，沖擊塊應(yīng)處于輪輻制高點(diǎn)垂直正上方230 mm處進(jìn)行自由落體運(yùn)動(dòng)，對(duì)輪轂進(jìn)行打擊。

13°沖擊試驗(yàn)狀態(tài)圖如圖5所示。在13°沖擊試驗(yàn)中，沖擊力為22 502 N，根據(jù)試驗(yàn)所得數(shù)據(jù)，最大應(yīng)力發(fā)生在沖擊塊與輪轂接觸區(qū)，最大應(yīng)力為502 MPa，在材料的許可范圍內(nèi)。由圖5a可以看出，雖然輻條與輪輞相交處不是應(yīng)力最大點(diǎn)，但是也形成了較嚴(yán)重的應(yīng)力集中現(xiàn)象。

13°沖擊試驗(yàn)疲勞強(qiáng)度如圖6所示。由圖6可以看出，無(wú)論是在225°還是在45°施加作用力，都會(huì)對(duì)輻條交接小夾角處造成較大的應(yīng)力集中。試驗(yàn)可知，小夾角處的應(yīng)力為整體輪轂的最大應(yīng)力點(diǎn)和薄弱點(diǎn)，正面疲勞破壞集中于小夾角處與輪輞沖擊接觸點(diǎn)內(nèi)環(huán)處，這兩個(gè)點(diǎn)極容易發(fā)生破壞，循環(huán)次數(shù)接近1000次就會(huì)發(fā)生破壞，尤其是連接處的中心點(diǎn)是輪轂最先疲勞破壞的點(diǎn)。在輻條背面，有一個(gè)因?yàn)闆_擊變形扭曲產(chǎn)生疲勞破壞的點(diǎn)，在其對(duì)稱部位也會(huì)產(chǎn)生相同的破壞，不過對(duì)比輻條連接處可作為第二優(yōu)化位置。

3?優(yōu)化分析

根據(jù)前述3個(gè)試驗(yàn)，得出輪轂整體構(gòu)造弱點(diǎn)在輻條與輪轂的交界處。因此，對(duì)輻條與輪輞小夾角處進(jìn)行強(qiáng)化處理，結(jié)構(gòu)優(yōu)化如圖7所示。由圖7a和圖b可知，對(duì)易造成應(yīng)力集中的夾角處進(jìn)行倒角加強(qiáng)，半徑由7 mm加到12 mm，中間加強(qiáng)厚度平均35 mm。對(duì)容易產(chǎn)生應(yīng)力集中的輻條邊緣處進(jìn)行倒圓角設(shè)置，正面輻條倒圓角3 mm，輻條反面倒圓角25 mm。由圖7c可知，由于輪轂交接處較厚，對(duì)其減重槽進(jìn)行進(jìn)一步加深，最終深度為3 mm，并進(jìn)行圓角處理[20]。優(yōu)化處理后的輪轂體積由2479 77×10-3 m3變?yōu)?443 42×10-3 m3，前后體積差為3635×10-5 m3，材料A356的密度為369×103 kg/m3，本次優(yōu)化減重13413 g，整體結(jié)構(gòu)得到加強(qiáng)。

4?結(jié)束語(yǔ)

本文根據(jù)GB/T 3487—2015乘用車輪轂規(guī)格系列設(shè)計(jì)了輪輞類型、尺寸大小、輪輻厚度及形狀，并利用Creo30對(duì)輪轂進(jìn)行三維建模，同時(shí)采用Ansys進(jìn)行彎曲疲勞、徑向疲勞和13°沖擊試驗(yàn)。試驗(yàn)結(jié)果表明，輪轂受到最大彎曲應(yīng)力為983 MPa，最大徑向應(yīng)力為1093 MPa，最大沖擊應(yīng)力為502 MPa，因此彎曲疲勞是輪轂失效的主要形式;根據(jù)強(qiáng)度分析結(jié)果對(duì)鋁合金輪轂進(jìn)行局部?jī)?yōu)化，減重13413 g，減輕15%，本研究所設(shè)計(jì)輪的轂達(dá)到較好效果，但輪轂的結(jié)構(gòu)耐久性還需要在后期裝配、整車制動(dòng)、轉(zhuǎn)向、越障等各種性能測(cè)試中得到驗(yàn)證。后續(xù)還可從材料、工藝、疲勞壽命等角度進(jìn)一步優(yōu)化。該研究對(duì)輪轂生產(chǎn)具有重要意義。

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Finite Element Analysis and Optimization Design of Aluminum Alloy Wheel Hub

WEI Jian1， 2， WU Long 1， 2， 3， 4， ZENG Shizun5

（1. School of Mechanical and Electronic Engineering， Sanming University， Sanming 365004， China;

2. Engineering Research Center in Fujian Province University for Modern Mechanical Design and Manufacturing Technology， Sanming 365004， China; 3. Fujian Provincial Collaborative Innovation Center for Green Casting， Forging and Advanced Manufacturing， Sanming 365004， China; 4. Fujian Provincial Engineering Research Center for Casting and Forging Parts， Sanming 365004， China; 5. Xiamen Liming Machinery Co. Ltd， Xiamen 361100， China）

Abstract： ?In order to improve the safety and reliability of the wheel hub， the finite element analysis and optimization design of the aluminum alloy wheel hub are carried out in this paper. Solid modeling for an aluminum alloy hub was conducted by threedimensional software Creo3.0 and then imported into Ansys software to analyze the dynamic bending fatigue， radial fatigue and impact performance of the hub at its fixed point in different forces and torque directions. The test results show that the maximum stress on the hub is much less than the allowable stress. In order to improve the performance of the hub， the weak connection part of the hub was reinforced and the residual part was lightweight designed. The overall mass of the hub was reduced by 134.13g， and the strength met the design requirements. This research is of great significance to improve the service life of wheel hub.

Key words： wheel hub; finite element analysis; bending fatigue; radial fatigue; impact analysis