韋 遼，李 健

(廣西科技大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院， 廣西 柳州 545006)

1 引 言

車輪(也稱鋼圈、輪轂)是介于輪胎和車軸之間承受負(fù)荷的旋轉(zhuǎn)組件，通常由輪輞和輪輻組成，而輪輞是指在車輪上安裝和支承輪胎的部件，輪輻是指在車輪上介于車軸和輪輞之間的支承部件。車輪是汽車的一個(gè)重要部件，對汽車的行駛安全性、經(jīng)濟(jì)性和整車的外觀性都有重要的意義。

隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展, 汽車制造商對車輪要求越來越高, 在保證必須的強(qiáng)度和疲勞壽命的前提下, 減輕車輪的重量以節(jié)省能源提高汽車的動力性成為研究的主要方向。

為了節(jié)省能源，汽車車輪向輕量化發(fā)展。鋁合金輪轂質(zhì)量小，由于車輪質(zhì)量的減小而使整車的質(zhì)量減小，減少了車輪的轉(zhuǎn)動慣性，使汽車加速性能提高，并相應(yīng)減少了制動能量的消耗，從而減少了油耗。

筆者從輪輻方向?qū)囕嗇p量化進(jìn)行分析與研究。應(yīng)用有限元分析軟件ANSYS Workbench對車輪包括加載軸法蘭盤和螺栓在內(nèi)的整體進(jìn)行有限元建模，通過加載計(jì)算車輪疲勞壽命[1]，得到車輪應(yīng)力應(yīng)變分布圖，預(yù)測車輪的疲勞壽命。通過改變輪輻厚度1 mm，單個(gè)車輪質(zhì)量將減少0.25 kg，每車(4個(gè))減重1 kg，車輪質(zhì)量有所減小。

2 建模和網(wǎng)格劃分

輪轂材料為A356,國內(nèi)牌號為ZL101。材料屬性：密度為2.8 g/cm3，彈性模量為68.8 GPa，泊松比為0.33。其許用應(yīng)力[σ]=240 MPa。對輪轂?zāi)Ｐ瓦M(jìn)行簡化，簡化后的輪轂結(jié)構(gòu)如圖1所示。

運(yùn)用Pro/E軟件完成車輪建模之后，導(dǎo)入ANSYS Workbench環(huán)境下進(jìn)行網(wǎng)格劃分。設(shè)置單元大小為15 mm生成網(wǎng)格。輪輻厚度為12 mm的模型網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖2所示。共有42 471個(gè)單元，76 351個(gè)節(jié)點(diǎn)。鋁合金車輪的有限元模型如圖2所示。

圖1 輪轂實(shí)體模型 圖2 鋁合金輪轂有限元模型

3 彎曲疲勞試驗(yàn)

實(shí)驗(yàn)臺應(yīng)有一個(gè)旋轉(zhuǎn)裝置，車輪可在固定不變的彎矩作用下旋轉(zhuǎn)，或是車輪靜止不動，而承受一個(gè)旋轉(zhuǎn)彎曲力矩作用[2]，車輪彎曲疲勞試驗(yàn)裝置如圖3所示。車輪由卡盤安裝在臺架上；加載軸軸端支點(diǎn)處施加徑向載荷；借助旋轉(zhuǎn)體旋轉(zhuǎn)施加動態(tài)彎矩。

圖3 彎曲疲勞試驗(yàn)

加載彎矩：

M=(μR+d)FvS

(1)

式中：M為彎矩，N·m；μ為輪胎和道路間的設(shè)定摩擦系數(shù)；R為輪胎靜負(fù)荷半徑，是車輪或汽車制造廠規(guī)定的用在車輪上的最大輪胎靜半徑，m；

d為車輪的內(nèi)偏距或外偏距，m；Fv為車輪或汽車制造廠規(guī)定的車輪上的最大垂直靜負(fù)荷或車輪的額定負(fù)荷，N；S為強(qiáng)化實(shí)驗(yàn)系數(shù)。

在對模型施加約束和載荷時(shí), 應(yīng)同試驗(yàn)保持一致, 這樣才能保證計(jì)算結(jié)果能夠代表和接近試驗(yàn)結(jié)果[3]。加載位置有三處：一是輪輞邊緣施加的是固定約束；二是螺栓孔通過螺栓施加預(yù)緊力；三是加載軸端面，在支點(diǎn)處施加徑向載荷，形成彎矩。

建立加載軸和螺栓的車輪有限元模型，加載軸長1 m，將有關(guān)參數(shù)代入式(1)得彎矩，并求得在軸端作用F=2 400 N的徑向載荷；施加29 300 N的預(yù)緊力。

4 兩種輪輻厚度的壽命預(yù)測[4]

應(yīng)用ANSYS Workbench軟件依次對不同輪輻厚度的模型進(jìn)行有限元分析，得出結(jié)果。最終得出輪轂在輪輻不同厚度下的應(yīng)力云圖如圖4、6，應(yīng)變云圖如圖5、7。

圖4 輪輻厚度為12 mm的應(yīng)力分布云圖 圖5 輪輻厚度為12 mm的應(yīng)變分布云圖

通過圖4和圖5中可以看出輪輻厚度為12 mm的應(yīng)力最大值為170 MPa，應(yīng)變最大值為0.002 4 mm。

通過圖6、7中可看出輪輻厚度為11 mm的應(yīng)力最大值為202 MPa，應(yīng)變最大值為0.002 82 mm。

史密斯提出用最大應(yīng)力與總應(yīng)變幅值的乘積作為損傷參數(shù)的觀點(diǎn)，并考慮零件的表面加工與尺寸等因素對高周疲勞的影響，得到改進(jìn)后的史密斯修正公式[5]：

(2)

式中：σf′為疲勞強(qiáng)度系數(shù)；εf′為疲勞延性系數(shù)；b′為考慮了零件的表面加工與尺寸影響后的疲勞強(qiáng)度指數(shù)；c為疲勞延性指數(shù)；Δε為局部應(yīng)變幅值；σmax為最大應(yīng)力值；E為彈性模量；N為疲勞壽命[6]。

圖6 輪輻厚度為11 mm的應(yīng)力分布云圖 圖7 輪輻厚度為11 mm的應(yīng)變分布云圖

將計(jì)算過程程序化，將有關(guān)主要參數(shù)代入，即可計(jì)算出車輪疲勞壽命[7]。不同應(yīng)力下疲勞壽命可視化的史密斯公式法分別如圖8、9所示。

圖8 應(yīng)力為170 MPa可視化的史密斯公式法界面

圖9 應(yīng)力為202 MPa可視化的史密斯公式法界面

通過對比可以看出，當(dāng)輪輻厚度從12 mm減為11 mm時(shí)疲勞壽命都超過10萬次，這說明通過改變輪輻厚度減輕車輪重量使疲勞壽命仍達(dá)到國家標(biāo)準(zhǔn)要求這種方法是可行的。

5 輕量化分析

研究表明，約75 %的油耗與整車質(zhì)量有關(guān) ,降低汽車質(zhì)量就可有效降低油耗以及排放。美國在歐洲全順車的實(shí)驗(yàn)表明 ,在滿足歐 Ⅳ 標(biāo)準(zhǔn)條件下,每百公里油耗Y與自重X滿足以下關(guān)系：

Y=0.003X+3.3434[8]

(3)

通過改變輪輻厚度1 mm，單個(gè)車輪質(zhì)量將減少0.25 kg，每車(4個(gè))減重1 kg，代入式(3)，每百公里減少油耗0.003 L,減少了油耗。

6 結(jié) 論

(1) 以16×7J鋁合金輪轂為研究對象，運(yùn)用Pro/E軟件建立三維實(shí)體模型，利用ANSYS Workbench軟件建立車輪的有限元模型并計(jì)算分析，得到車輪的應(yīng)力應(yīng)變分布情況，通過計(jì)算預(yù)測車輪疲勞壽命。

(2) 通過Pro/E軟件改變輪輻厚度進(jìn)行車輪不同尺寸的建模，在保證車輪強(qiáng)度性能的情況下，減輕車輪重量，節(jié)省油耗。

(3) 利用ANSYS Workbench對鋁合金車輪進(jìn)行強(qiáng)度分析，通過壽命預(yù)測，當(dāng)輪輻厚度減少1mm時(shí)，其疲勞壽命仍可達(dá)到國家標(biāo)準(zhǔn)要求。該方法可降低生產(chǎn)成本，為企業(yè)帶來一定的經(jīng)濟(jì)效益。

參考文獻(xiàn)：

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