◎徐 浩

（商丘工學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院 ，河南 商丘476000）

隨著世界范圍性的環(huán)保法規(guī)的日趨嚴(yán)格以及人們環(huán)保意識(shí)的不斷加強(qiáng)，汽車(chē)排放法規(guī)也越來(lái)越嚴(yán)，汽車(chē)重量作為影響車(chē)輛排放的主要因素之一在環(huán)保中占據(jù)的地位日益重要。因此汽車(chē)輕量化設(shè)計(jì)已成為當(dāng)今汽車(chē)行業(yè)主流的研發(fā)方向之一，輪轂是車(chē)輛行駛系中輪胎裝配的基礎(chǔ)，對(duì)輪轂進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)能夠有效降低整車(chē)質(zhì)量[1]。實(shí)測(cè)可知，采用鋁合金材料的輪轂質(zhì)量為7.852Kg，而相同尺寸下，普通材料輪轂質(zhì)量為20.714Kg，以每輛車(chē)5條輪胎（含備胎）計(jì)算，采用鋁合金材料的輪轂的車(chē)輛整備質(zhì)量可以降低64.31Kg，占車(chē)輛整備質(zhì)量的5.145%。由《汽車(chē)用鋼輕量化戰(zhàn)略合作框架協(xié)議》可知，汽車(chē)自重每減少10%,可降低油耗6～8%,排放降低12%。筆者選用LC4鋁合金鑄造成型工藝的整體式車(chē)輪為研究對(duì)象，參照汽車(chē)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)GB/T5334－2005《乘用車(chē)車(chē)輪性能要求和試驗(yàn)方法》所規(guī)定的輕質(zhì)合金車(chē)輪的動(dòng)態(tài)彎曲疲勞性能和動(dòng)態(tài)徑向疲勞性能試驗(yàn)所要求的加載參數(shù)和試驗(yàn)方法[2]，利用Ansys Workbench軟件對(duì)車(chē)輪的動(dòng)態(tài)疲勞試驗(yàn)進(jìn)行模擬分析，從而為車(chē)輛的優(yōu)化設(shè)計(jì)、故障檢測(cè)及維修提供有力的理論支撐。

1 輪轂主要參數(shù)

輪輞寬度為6in，輪輞裝胎直徑為13in，最大負(fù)重600Kg，內(nèi)偏距為40mm。二維圖和截面圖如圖1所示。輪轂由超高強(qiáng)度鋁合金LC4制造，主要力學(xué)性能參數(shù)為：彈性模量66.64GPa，泊松比0.3，密度2850kg/m3，強(qiáng)度極限 550MP。

2 模型的建立及靜態(tài)應(yīng)力分析

2.1 有限元模型的建立

利用汽車(chē)行業(yè)通用軟件Catia建立輪轂的三維模型，模型完成后保存為通用igs格式文件導(dǎo)入到Ansys Workbench中。對(duì)模型進(jìn)行分析時(shí)，需要模擬輪轂實(shí)際受力情況，在疲勞試驗(yàn)工況下，輪轂主要承受緊固螺栓的預(yù)緊力以及彎矩載荷，因此需要在輪轂的三維模型中建立加載軸。靜態(tài)應(yīng)力分析主要是在保證正確的約束邊界條件下施加對(duì)應(yīng)的載荷并對(duì)應(yīng)力和總變形進(jìn)行求解分析。利用Ansys Workbench的Auto Mesh進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格尺寸設(shè)置為10mm，過(guò)程中注意局部網(wǎng)格的細(xì)化以及計(jì)算機(jī)的處理能力需求，網(wǎng)格精細(xì)化程度Relevance設(shè)置為80，Relevance Center采用默認(rèn)的Medium，最終結(jié)果如圖2所示，其中elements為 110094，nodes為133060。

2.2 定義材料

根據(jù)LC4鋁合金參數(shù)，在Engineering Data中新建材料并將其賦給加載軸，同時(shí)螺栓定義為系統(tǒng)默認(rèn)的結(jié)構(gòu)鋼。

2.3 載荷的計(jì)算和約束的施加

2.3.1 彎矩的計(jì)算

車(chē)輛行駛過(guò)程中車(chē)輪承受半軸傳遞來(lái)的旋轉(zhuǎn)彎矩，所以需要模擬車(chē)輪在行駛中承受的旋轉(zhuǎn)彎矩負(fù)荷，同時(shí)車(chē)輪在該試驗(yàn)彎矩下經(jīng)歷特定的疲勞循環(huán)后不能夠出現(xiàn)裂紋等非常規(guī)破壞現(xiàn)象[3]。車(chē)輪受到的彎矩可由公式（1）確定。

其中：μ——橡膠輪胎與瀝青路面之間的摩擦系數(shù)，取0.7；

R——汽車(chē)主機(jī)廠規(guī)定的該輪轂的最大輪胎靜載半徑(m)；

d——輪轂的內(nèi)偏距或外偏距，依據(jù)輪輞主要參數(shù)，取0.04(m)；

F——輪轂最大額定載荷，依據(jù)輪輞主要參數(shù)，取600×9.8=5880（N）；

S——試驗(yàn)強(qiáng)化系數(shù)，參考國(guó)內(nèi)外實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，取1.6。

2.3.2 螺栓預(yù)緊力的計(jì)算

車(chē)輪在進(jìn)行螺栓裝配時(shí)，會(huì)產(chǎn)生一個(gè)預(yù)緊力作用在輪輞、輪轂上，從而將輪輞與輪轂固定在一起。螺栓的預(yù)緊力可由公式（2）確定：

其中：T——螺栓的擰緊力矩（N·m）；

K——擰緊力系數(shù)（取0.28）；

圖1 輪轂的二維圖

圖2 輪轂的有限元模型

D——螺栓的直徑（mm）；

求得 M=2569.32N·m，F(xiàn)0=35714.29N。

2.4 設(shè)置加載軸和輪轂的接觸關(guān)系

結(jié)合實(shí)際裝配額情況，加載軸與輪轂之間接觸關(guān)系為：輪轂與加載軸之間設(shè)置為No speration，螺栓與輪轂之間設(shè)置為Bonded，螺桿部分與加載軸設(shè)置為No speration。

2.5 設(shè)置求解器

在ANSYS Workbench的菜單欄中添加求解器Static Structural，并在其中施加輪轂的Fixed Support、螺栓的Bolt Protension及施于加載軸一端的Force。另，根據(jù)試驗(yàn)要求，車(chē)輪疲勞實(shí)驗(yàn)一般至少要求往復(fù)作用十萬(wàn)次以上，在結(jié)果Damage中Design life設(shè)置為1.e+005 cycles。

3 結(jié)果分析

在彎矩作用下，等效應(yīng)力的最大值是出現(xiàn)在輪轂與加載軸法蘭盤(pán)接觸的螺栓孔附近最大應(yīng)力值為411.56MPa，此外，其余幅條與輪轂交接處的應(yīng)力也偏高，輻條上應(yīng)力也相對(duì)較大。但總體來(lái)說(shuō)，結(jié)構(gòu)應(yīng)力值均小于鋁合金材料的屈服強(qiáng)度。說(shuō)明在靜載荷作用下，該輪轂的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度滿(mǎn)足使用要求。

該車(chē)輪在載荷的作用下的最大應(yīng)變?yōu)榱?.0031582mm，同時(shí)最大應(yīng)變位置出現(xiàn)在加載軸法蘭盤(pán)與車(chē)輛輪轂接觸的螺栓孔處。該輪轂在彎曲疲勞試驗(yàn)中整體變形并不大。

車(chē)輪的疲勞壽命的最大值為個(gè)循環(huán)，最小值為個(gè)循環(huán)，均遠(yuǎn)大于設(shè)計(jì)壽命的最低要求（個(gè)循環(huán)）。該車(chē)輪的安全系數(shù)最小值為1.5，較為安全，最大值為10，十分安全。

4 結(jié)論

利用ANSYS Workbench在對(duì)輪轂進(jìn)行有限元分析基礎(chǔ)上，進(jìn)一步進(jìn)行了車(chē)輪的疲勞壽命分析，得到鋁合金車(chē)輪疲勞壽命預(yù)測(cè)和損傷分布情況，找出了螺栓孔和輻條根部等勞損傷集中部位。分析可知，該材料可以滿(mǎn)足輪轂的使用要求。另外，通過(guò)大量的市場(chǎng)反饋可知，車(chē)輪發(fā)生故障的部位常位于應(yīng)力相對(duì)集中的輻條根部、法蘭面安裝處即輪轂的安裝面處等，再次驗(yàn)證該仿真結(jié)果與實(shí)際狀況基本一致。另外，多數(shù)知名廠商的輪轂疲勞壽命實(shí)驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)已經(jīng)提高至45萬(wàn)轉(zhuǎn)，從疲勞壽命圖可知，在材料性能足夠好的前提下該輪轂結(jié)構(gòu)仍有較大進(jìn)一步優(yōu)化空間。

參考文獻(xiàn)：

[1]Anon.On the automobile lightweight［J］.Engineering Sciences，2012(2）:71－77.

[2]牟猷芳，候經(jīng)縱.全國(guó)汽車(chē)車(chē)輪標(biāo)準(zhǔn)實(shí)施監(jiān)督工作手冊(cè)[Z].天津：車(chē)輪實(shí)驗(yàn)中心，1995：144-151.

[3]徐灝.疲勞強(qiáng)度[M].北京：高等教育出版社，1990：9-17.