蔣建軍，李 健，趙文軍，李桂麗，劉風(fēng)全，劉 慷

(1.廣西科技大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，廣西 柳州 545006;2.承德市隆化縣張三營鎮(zhèn)中心小學(xué)，河北 隆化 068150)

1 引言

汽車車輪“爆胎”現(xiàn)象時(shí)有發(fā)生，當(dāng)汽車重量超過車輪的最大允許載荷時(shí)，輪胎的內(nèi)壓就會(huì)增大，從而導(dǎo)致輪胎負(fù)荷過大而爆胎。在市中心、山區(qū)長時(shí)間使用制動(dòng)器后，制動(dòng)鼓逐漸產(chǎn)生高溫，制動(dòng)鼓產(chǎn)生的高溫會(huì)使氣門底部的膠皮膨脹變質(zhì)導(dǎo)致密封性變差，從而產(chǎn)生爆胎現(xiàn)象。為提高汽車安全性能，降低“爆胎”現(xiàn)象，筆者提出了風(fēng)冷降溫式車輪開發(fā)和研究，對(duì)鋁合金風(fēng)冷降溫式車輪徑向疲勞試驗(yàn)進(jìn)行有限元對(duì)比分析。

2 徑向疲勞試驗(yàn)理論

根據(jù)GB/T 5334-2000動(dòng)態(tài)徑向疲勞試驗(yàn)，試驗(yàn)臺(tái)應(yīng)使車輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)具備向其傳遞恒定徑向負(fù)荷的能力，設(shè)備有一個(gè)轉(zhuǎn)鼓，轉(zhuǎn)鼓有比承載輪胎斷面要寬的光滑表面，加載方向垂直于轉(zhuǎn)鼓表面且與車輪和轉(zhuǎn)鼓的中心連線在徑向方向上一致，轉(zhuǎn)鼓軸線和車輪軸線應(yīng)平行，推薦轉(zhuǎn)鼓直徑為1 700 mm，試驗(yàn)連接件安裝面和車輪安裝面均應(yīng)光潔、平整，如圖1所示。

圖1 車輪徑向疲勞實(shí)驗(yàn)設(shè)備示意圖

試驗(yàn)車輪所選用車輪的輪胎，應(yīng)該符合車輪規(guī)定的最大負(fù)荷能力要求。根據(jù)徑向疲勞試驗(yàn)該車輪可以配用的最大輪胎的使用氣壓來確定試驗(yàn)時(shí)輪胎氣壓。試驗(yàn)輪胎的冷充氣氣壓應(yīng)符合表1數(shù)值。

表1 試驗(yàn)的充氣氣壓 /kPa

徑向載荷的確定，按照下式確定徑向載荷:

式中:FA為規(guī)定車輪上的最大垂直靜負(fù)荷或所需車輪的額定負(fù)荷，N;K為強(qiáng)化試驗(yàn)系數(shù)，如表2所列。

表2 動(dòng)態(tài)徑向疲勞試驗(yàn)要求(鋼車輪或輕合金車輪)

試驗(yàn)車輪在行車中承受徑向載荷，要求車輪在試驗(yàn)負(fù)載經(jīng)歷一定的疲勞循環(huán)后不得出現(xiàn)裂紋等破壞現(xiàn)象。

3 徑向疲勞試驗(yàn)有限元分析模型

根據(jù)徑向疲勞試驗(yàn)要求，試驗(yàn)車輪選定后，車胎尺寸和車胎必須按規(guī)格選定，建立普通車輪和風(fēng)冷降溫式車輪的徑向疲勞試驗(yàn)有限元分析模型。對(duì)風(fēng)冷降溫式車輪進(jìn)行分析，選定安裝尺寸和輪輞相同尺寸進(jìn)行對(duì)比分析。

在徑向疲勞試驗(yàn)中，由轉(zhuǎn)鼓帶動(dòng)車輪旋轉(zhuǎn)，旋轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)鼓對(duì)車輪施加徑向載荷，徑向載荷影響車輪疲勞強(qiáng)度。建模完全按照試驗(yàn)要求、結(jié)構(gòu)和輪胎材料等分析，現(xiàn)因輪胎具有變形非均勻性，分析較復(fù)雜，因此只關(guān)心車輪的應(yīng)力分布和形變，從而簡化分析模型，對(duì)車輪進(jìn)行對(duì)比分析。徑向載荷受力分布如圖2所示。

圖2 車輪徑向受力

4 分析過程和結(jié)果

模型簡化后，可設(shè)定徑向載重FA=550 kg，K=2.25，轉(zhuǎn)數(shù)設(shè)定為500 000 r/min，K載荷為12 139 N［2］，因忽略輪胎的變形，只對(duì)車輪在輪輞外表面進(jìn)行加載，按時(shí)間分步進(jìn)行加載如圖3所示，模擬轉(zhuǎn)鼓帶動(dòng)車輪旋轉(zhuǎn)，旋轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)鼓對(duì)車輪施加徑向載荷進(jìn)行計(jì)算。

圖3 徑向載荷與時(shí)間步

4.1 ANSYS仿真分析流程

參考同車輪彎曲試驗(yàn)，靜態(tài)隱式算法分析徑向試驗(yàn)，分析過程主要有前處理、求解和后處理三個(gè)步驟，然后采用ANSYS軟件進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析。具體模擬過程如下:①在CATIA中建立三維模型，通過測繪依次創(chuàng)建點(diǎn)、線、面、體;②劃分網(wǎng)格;③定義材料屬性和固定約束;④定義粘貼、接觸屬性;⑤施加徑向載荷;⑥求解計(jì)算后提取結(jié)果對(duì)比分析。

以上為CATIA和ANSYS里的操作步驟，用CATIA建立三維模型，轉(zhuǎn)存為數(shù)據(jù)文件radial.stp;STP文件中記錄了三維模型建立的步驟和裝配過程;將數(shù)據(jù)文件radial.stp導(dǎo)入ANSYS進(jìn)行仿真，模擬徑向疲勞試驗(yàn)，最后求解分析。

4.2 徑向疲勞試驗(yàn)對(duì)比分析

4.2.1 車輪實(shí)體造型

徑向疲勞試驗(yàn)與彎曲疲勞試驗(yàn)都以14×6J鋁合金車輪作為研究對(duì)象，根據(jù)徑向疲勞試驗(yàn)的需要，車輪需要加裝輪胎進(jìn)行測試，在CATIA中建立與車輪匹配的輪胎的數(shù)學(xué)模型，輪胎在試驗(yàn)中的主要作用是將載荷傳遞給輪輞和輪輻，不是試驗(yàn)測試對(duì)象。輪胎模型如圖4(b)所示，圖4(a)為原車輪模型，圖4(c)為風(fēng)冷降溫式車輪模型，只對(duì)原車輪與風(fēng)冷降溫式車輪進(jìn)行對(duì)比分析，簡化模型后對(duì)車輪進(jìn)行分析。

圖4 車輪徑向試驗(yàn)實(shí)體模型

4.2.2 車輪模型的單元?jiǎng)澐?/p>

將CATIA軟件STEP文件導(dǎo)入ANSYS軟件中，對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行網(wǎng)格劃分，車輪輪輻處劃分網(wǎng)格的大小與彎曲試驗(yàn)中一致，網(wǎng)格本著總體適當(dāng)放大，關(guān)鍵面適當(dāng)細(xì)化的原則進(jìn)行劃分。該模擬采用ANSYS局部細(xì)化功能，將螺栓孔處、車輪與輪胎的接觸處細(xì)化，并劃分成大小平均為4 mm的網(wǎng)格，由于徑向力直接通過輪胎傳遞到輪輞上，所以輪輞作為關(guān)鍵檢測部位，其網(wǎng)格也需要細(xì)化。車輪整體網(wǎng)格尺寸設(shè)置為8 mm。在ANSYS中的理想數(shù)學(xué)模型如圖5、6所示，原車輪劃分為49 095個(gè)節(jié)點(diǎn)，26 689個(gè)單元;扇葉型風(fēng)冷降溫式車輪劃分為50 981個(gè)節(jié)點(diǎn)，27 317個(gè)單元。

圖5 原車輪

圖6 風(fēng)冷降溫式車輪

4.2.3 車輪接觸屬性

因根據(jù)徑向疲勞試驗(yàn)進(jìn)行模型建立，去除無關(guān)部件后，只剩余單個(gè)實(shí)體原車輪和風(fēng)冷降溫式車輪，接觸屬性不用設(shè)置，模型如圖4(a)、(c)所示。

4.2.4 材料屬性

車輪材料仍為線彈性且各項(xiàng)同性材料6061鋁合金(Aluminum)，無其它實(shí)體、其它材料，車輪材料參數(shù)如表3、4所列。

表3 車輪材料力學(xué)性能 /MPa

表4 車輪材料屬性表

4.2.5 車輪約束和載荷

依據(jù)車輪徑向疲勞試驗(yàn)原理，輪胎貼緊轉(zhuǎn)鼓，轉(zhuǎn)鼓通過輪胎將力傳遞給車輪。ANSYS靜態(tài)模擬徑向試驗(yàn)，是將螺栓孔設(shè)置為限制6個(gè)自由度的全約束，如圖7所示。按照標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5334-2005，徑向試驗(yàn)載荷為12 139 N，以輪胎1/10圓周面作為與轉(zhuǎn)鼓的接觸面，對(duì)其施加徑向力如圖8所示［3］。

圖7 原車輪約束圖

圖8 原車輪載荷加載面

4.2.6 徑向試驗(yàn)結(jié)果分析

在徑向力的作用下，去除輪胎、鋼圈與法蘭的實(shí)體，得到車輪的等效應(yīng)力云圖的結(jié)果如圖9、10所示，總應(yīng)變?cè)茍D如圖11、12所示，徑向試驗(yàn)50萬次后，安全系數(shù)云如圖13、14所示。

圖9 原車輪徑向試驗(yàn)等效應(yīng)力云圖

圖10 風(fēng)冷降溫式車輪徑向試驗(yàn)等效應(yīng)力云圖

圖11 原車輪徑向試驗(yàn)應(yīng)變?cè)茍D

圖12 風(fēng)冷降溫式車輪徑向試驗(yàn)應(yīng)變?cè)茍D

圖13 原車輪徑向試驗(yàn)安全系數(shù)云圖

圖14 風(fēng)冷降溫式車輪徑向試驗(yàn)安全系數(shù)云圖

由圖8～16可以看出:

(1)徑向?qū)嶒?yàn)兩種車輪最大等效應(yīng)力集中在輪輻拐角處，原車輪最大應(yīng)力為61.466 MPa，風(fēng)冷降溫式車輪最大應(yīng)力為64.301 MPa，分析后可知輪輻拐角處風(fēng)險(xiǎn)較大，兩車輪最大應(yīng)力相差不大，風(fēng)險(xiǎn)相同，如圖8、9所示。

(2)根據(jù)圖11、12總應(yīng)變量的分析，原車輪最大應(yīng)變量為0.505 62 mm，風(fēng)冷降溫式車輪最大應(yīng)變量為0.192 2 mm，比較可知風(fēng)冷降溫式車輪應(yīng)變量小于原車輪應(yīng)變量，效果優(yōu)于原車輪。

(3)從圖13、14安全系數(shù)分析，徑向?qū)嶒?yàn)工作50萬次后，原車輪的安全系數(shù)最小為1.615 1，風(fēng)冷降溫式車輪安全系數(shù)最小為1.512 1，兩者對(duì)比安全系數(shù)相差不大，從受力要求可知安全系數(shù)滿足≥1，說明結(jié)構(gòu)滿足材質(zhì)要求，設(shè)計(jì)合理。

(4)從圖15、16局部應(yīng)力分析，原車輪較大應(yīng)力數(shù)為5個(gè)，風(fēng)冷降溫式車輪較大應(yīng)力數(shù)為4個(gè)，說明風(fēng)冷降溫式車輪符合要求。

圖15 原車輪較大應(yīng)力點(diǎn)

5 結(jié)論

通過車輪徑向疲勞試驗(yàn)有限元對(duì)比分析，在此試驗(yàn)中證明了設(shè)計(jì)的合理性，并減少試驗(yàn)時(shí)間和開發(fā)成本［4］。試驗(yàn)中，對(duì)車輪徑向疲勞試驗(yàn)時(shí)載荷循環(huán)次數(shù)不少于50萬次，分析中新型車輪出現(xiàn)的問題還需對(duì)其進(jìn)行反復(fù)修改結(jié)構(gòu)，不但耗費(fèi)大量人力和物力、增加成本，而且增加了開發(fā)車輪的周期，不利于開發(fā)設(shè)計(jì)。筆者闡述原車輪和新型車輪徑向疲勞試驗(yàn)的建模和有限元仿真分析對(duì)比過程，提出新型車輪輪輻的合理性和有效方法?？赏ㄟ^與試驗(yàn)有限元結(jié)果相對(duì)比，表明分析模型的正確性，所以在車輪設(shè)計(jì)初期，經(jīng)過數(shù)值仿真可發(fā)現(xiàn)有危險(xiǎn)的部位，并及時(shí)進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，縮短設(shè)計(jì)周期;從系列的對(duì)比模擬結(jié)果得知，鋁合金車輪和新型車輪徑向疲勞最易發(fā)生在輪輻上。

圖16 風(fēng)冷降溫式車輪較大應(yīng)力點(diǎn)

［1］ GB/T 5334-2005［S］.

［2］ 張寶元.國內(nèi)車輪標(biāo)準(zhǔn)與德國TUV車輪標(biāo)準(zhǔn)差異分析［J］.汽車工程師，2012(1):15-18.

［3］ 陳鵬飛.鋁合金車輪沖擊特性有限元分析［J］.拖拉機(jī)與農(nóng)用運(yùn)輸車，2010(4):66-67.

［4］ 周 堃.轎車鋁合金車輪彎曲疲勞性能的有限元分析［J］.機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2009(5):6-8.