鋁合金輪轂輪輻輕量化分析*

韋 遼，李 健

(廣西科技大學(xué) 機械工程學(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。車輪是汽車的一個重要部件，對汽車的行駛安全性、經(jīng)濟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)的整體進行有限元建模，通過加載計算車輪疲勞壽命[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，單個車輪質(zhì)量將減少0.25 kg，每車(4個)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行簡化，簡化后的輪轂結(jié)構(gòu)如圖1所示。

運用Pro/E軟件完成車輪建模之后，導(dǎo)入ANSYS Workbench環(huán)境下進行網(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個單元，76 351個節(jié)點。鋁合金車輪的有限元模型如圖2所示。

圖1 輪轂實體模型 圖2 鋁合金輪轂有限元模型

3 彎曲疲勞試驗

實驗臺應(yīng)有一個旋轉(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，而承受一個旋轉(zhuǎn)彎曲力矩作用[2]，車輪彎曲疲勞試驗裝置如圖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

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荷或車輪的額定負荷，N；S為強化實驗系數(shù)。

在對模型施加約束和載荷時, 應(yīng)同試驗保持一致, 這樣才能保證計算結(jié)果能夠代表和接近試驗結(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，并考慮零件的表面加工與尺寸等因素對高周疲勞的影響，得到改進后的史密斯修正公式[5]：

(2)

式中：σf′為疲勞強度系數(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

將計算過程程序化，將有關(guān)主要參數(shù)代入，即可計算出車輪疲勞壽命[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，當輪輻厚度從12 mm減為11 mm時疲勞壽命都超過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到國家標準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驗表明 ,在滿足歐 Ⅳ 標準條件下,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，單個車輪質(zhì)量將減少0.25 kg，每車(4個)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，運用Pro/E軟件建立三維實體模型，利用ANSYS Workbench軟件建立車輪的有限元模型并計算分析，得到車輪的應(yīng)力應(yīng)變分布情況，通過計算預(yù)測車輪疲勞壽命。

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

(3) 利用ANSYS Workbench對鋁合金車輪進行強度分析，通過壽命預(yù)測，當輪輻厚度減少1mm時，其疲勞壽命仍可達到國家標準要求。該方法可降低生產(chǎn)成本，為企業(yè)帶來一定的經(jīng)濟效益。

參考文獻：

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[2] GB/T 5334—2005，乘用車車輪性能要求和試驗方法[S].2005.

[3] 趙震偉，王 波，王霄峰，等.應(yīng)用有限元軟件指導(dǎo)車輪的結(jié)構(gòu)改進[J].機械設(shè)計與制造，2000(5):27-28.

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[8] 馬鳴圖.論汽車輕量化[J].中國工程科學(xué)，2002，24(4)：617-619.