摘要：為了減少汽車的油耗、降低排放污染和車身重量及降低汽車生產(chǎn)成本，選取某款轎車的輪轂為分析對象，根據(jù)輪轂的結構參數(shù)與外形采用SolidWorks軟件進行建模，并將構建的模型采用有限元軟件對汽車輪轂進行拓撲分析;最后在不改變輪轂結構強度、剛度的前提條件下，根據(jù)分析結果對輪轂結構進行輕量化優(yōu)化設計，并對優(yōu)化后的模型進行彎曲載荷、徑向載荷、沖擊載荷及模態(tài)分析校核。結果顯示，輪轂在結構強度、剛度沒有改變的情況下，采用有限元分析方法，能夠有效地進行汽車輪轂輕量化處理，優(yōu)化后的輪轂質(zhì)量從7.106 kg減輕到6.504 kg，共輕化了602 g，達到節(jié)約生產(chǎn)成本、降低車身質(zhì)量和排放污染，以及提高燃油經(jīng)濟性的目的，為輪轂的輕量化優(yōu)化設計提供了參考。

關鍵詞：輪轂;拓撲分析;有限元分析;輕量化設計

中圖分類號：U461 收稿日期：2022-06-17

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2022.09.010

1 前言

隨著能源的日益緊張及環(huán)保意識的增強，世界各國對汽車的油耗和尾氣排放指標制定了相應的法律法規(guī)。在此環(huán)境下，汽車的不斷優(yōu)化設計顯得更為緊迫，汽車輕量化設計技術作為一種能減少油耗、減少排放污染、降低車身重量及生產(chǎn)成本的有效途徑，被廣泛應用在汽車零部件結構優(yōu)化設計上。

一些學者對轎車輪轂輕量化設計進行了研究。閆龍龍[1]總結了現(xiàn)階段輪轂輕量化的主要方法，即減小輪轂尺寸、使用輕質(zhì)材料、采用先進的加工工藝、采用計算機進行結構設計等。唐淳等[2]通過對鑄造鋁合金輪轂進行減重，得到了最優(yōu)化的輪轂結構，同時借助有限元模擬軟件對輕量化的輪轂進行性能評價。武海濱等[3]通過對鋁合金輪轂的力學性能進行分析，再經(jīng)過有限元分析技術，找到了輪輻的最佳厚度和兩個輪輻之間的最佳角度范圍，以此有效地減輕了輪轂重量。孫文龍[4]采用有限元分析方法對某車型輪轂進行力學和模態(tài)分析，同時在Hypermesh軟件中替換多種輕質(zhì)材料應用于輪轂上并進行結構尺寸優(yōu)化，最后得到了不同材質(zhì)下輪轂的評價指標。王俊峰等[5]提出可以將碳纖維材料應用于汽車輕量化設計中，為我國汽車輕量化設計提供了新思路。

2 轎車輪轂輕量化設計研究思路

本文以某款轎車的輪轂為研究對象，在不改變輪轂的結構強度和剛度的情況下，對輪轂采用有限元分析方法進行仿真，用以實現(xiàn)輪轂的輕量化優(yōu)化設計。具體研究步驟如下：

a.根據(jù)國家標準《汽車輪輞規(guī)格系列》、輪轂類型及輪轂的結構尺寸參數(shù)，對研究的輪轂進行建模。

b.在ANSYS Workbench 中使用Topology Optimization模塊對初步設計好的模型進行拓撲優(yōu)化分析，進而得到一個較為完善的輪轂模型。

c.在ANSYS Workbench 中使用Static Structural模塊分別對鋁合金輪轂進行彎曲載荷、徑向載荷和沖擊載荷三種靜力學分析。

d.在ANSYS Workbench中使用Modal模塊對鋁合金輪轂進行模態(tài)分析。

e.得到分析結果后，根據(jù)結果優(yōu)化鋁合金輪轂的結構和尺寸，并對優(yōu)化后的模型進行檢驗。

3 輪轂模型的構建

根據(jù)國標《汽車輪輞規(guī)格系列》及汽車輪轂的類型可知，輪轂為5°深槽輪輞J型輪廓、輪輞直徑代號為15、輪輞輪廓為6 J;其他方面參數(shù)，螺栓孔的節(jié)圓直徑PCD值為112 mm，總共5個螺栓孔，規(guī)格為M14，中心孔CB值65 mm;選用的輪胎規(guī)格為195/65R15。輪轂的主要結構參數(shù)如表1所示。

根據(jù)上述的輪轂結構參數(shù)，采用SolidWorks進行建模，結果如圖1所示。

4 輪轂拓撲分析

將模型拖入ANSYS Workbench中，并依次連接 Static Structural和Topology Optimization兩個模塊進行輪轂拓撲分析。在對輪轂模型進行分析研究時，將5個螺栓孔和中心孔6個內(nèi)表面設置為固定約束;材料則按照實際使用的A356鋁合金進行設置。最終分析結果如圖2～圖3所示。

通過前面的拓撲優(yōu)化分析，紅色區(qū)域為可優(yōu)化區(qū)域，可以對輪轂進行輕量化優(yōu)化設計，因此對中心圓盤正面和背面進行切割處理。正面在每兩個螺栓孔之間挖出6個深度為7 mm的凹槽，并對邊緣進行倒圓角處理;背面在內(nèi)圓邊挖出6個深度為6 mm的凹槽，并對邊緣進行倒圓角處理;同時將輪輞厚度減少1 mm，并對整體模型進行邊緣倒圓角優(yōu)化處理，最終模型如圖4所示。經(jīng)計算，優(yōu)化前模型質(zhì)量為7.106 kg，優(yōu)化后模型質(zhì)量為6.504 kg，總計減重602 g。

5 輪轂有限元分析檢驗

5.1 彎曲載荷檢驗

彎曲載荷分析是通過試驗裝置來模擬汽車轉(zhuǎn)向時輪轂的抗彎性能。

所分析的轎車整備質(zhì)量為1 245 kg，則該轎車的重量為1 245×9.8=12 201 N，所以該轎車輪轂所承受的最大載荷Fmax為：

Fmax= [（w+n）3+G6] （1）

式中，w為汽車自身重量;n為載荷影響系數(shù);G為汽車滿載載荷，計算如下：

G =（5×70+100）×9.8=4 410 N

載荷系數(shù)：

n=n1× n2× n3× n4 （2）

式中，n1為輪轂制造質(zhì)量系數(shù)，一般取1～1.1;n2為路面工況影響系數(shù)，一般取1.1～1.2;n3為汽車裝載系數(shù)，一般取1.1;n4為其他影響系數(shù)，一般取1～1.1。

結合實際情況，各系數(shù)取值分別為n1=1，n2=1.1，n3=1.1，n4=1，可算出載荷影響系數(shù)n=1.21。

將以上計算的數(shù)據(jù)代入公式（1），計算出輪轂所承受的最大載荷Fmax=5 656 N。

輪轂彎曲載荷：

M = （μ×R+d）×Fu×Sa （3）

式中，μ為摩擦因數(shù)，取0.7;R為輪胎靜負載半徑，R = （15×25.4+195×0.65）×0.5=253.9 mm;d為輪轂偏距，取值為35mm;Fv為輪轂最大額定載荷，取Fv=Fmax;Sa為強化實驗系數(shù)，取值為1.6。

將以上數(shù)據(jù)代入公式（3），彎曲載荷M=1 925 N。

輪轂受到的加載力：

F=[ML] （4）

式中，L為加載臂的長度為0.4 m。因此，計算得加載力F=4 812.5 N。

根據(jù)以上的數(shù)據(jù)，對分析模型進行邊界約束條件設置并分析，其結果如圖5、圖6所示。

從云圖可以看出，最大形變量為0.349 4 mm，最大應力值為234 MPa，主要出現(xiàn)在輪轂與驅(qū)動軸連接處，最大應力值小于材料的屈服強度，說明彎曲載荷滿足設計要求。

5.2 徑向載荷校核

徑向載荷校核用來評價輪轂受到徑向載荷時的抗疲勞性能，要求輪轂在設定載荷下，經(jīng)過若干循環(huán)后不出現(xiàn)破壞現(xiàn)象。

輪轂徑向載荷計算：

F = Fr+K （5）

式中，K為強化系數(shù)，一般輪轂直徑代號為12/13/14/15/16/17時，強化系數(shù)為2.25。

由前述可知，分析車型的輪轂直徑代號為15，所以強化系數(shù)K=2.25，代入式（5）即求出輪轂徑向載荷值Fr=12 726 N。

根據(jù)計算出來的徑向載荷數(shù)值，對分析模型進行邊界約束條件設置并進行分析，其結果如圖7、圖8所示。

從云圖可以看出：徑向最大形變量為0.164 04 mm，出現(xiàn)在輪輞邊界處;徑向最大應力值為51.409 MPa，主要出現(xiàn)在輪輞內(nèi)表面處，小于材料的屈服強度，說明輪轂徑向載荷滿足設計要求。

5.3 沖擊載荷校核

按照國家標準，還應該對輪轂進行耐沖擊性能的測試，沖擊載荷主要驗證車輪受到側(cè)向沖擊力時的抗沖擊性能。

沖擊載荷D的計算：

D = 0.6 w+800 （6）

式中，w為車輪最大靜載荷，根據(jù)上文已知w=1 245 kg，因此，沖擊載荷D=927 kg。

沖擊試驗是一個瞬態(tài)動力學問題，為了分析簡便，本文將其進行簡化并轉(zhuǎn)變成靜力學來進行分析。在沖擊過程中，質(zhì)量為D的重錘以臨界速度v對輪轂進行撞擊，根據(jù)動量守恒定理，相當于一個大小為F的力在輪緣作用了t的時間，表達式為：

D × v = F × t （7）

式中，D為重錘質(zhì)量;F為沖擊載荷;[v=2gh]。

根據(jù)規(guī)定，重錘下落高度應在輪輞邊緣最高點上方230 mm處;計算得到下落的臨界速度為3.19 m/s;根據(jù)行業(yè)標準，沖擊作用時間取0.07 s，最終算得沖擊載荷為F=42 244 N。胎壓設定為該車正常的胎壓值200 kPa。

根據(jù)計算出來的沖擊載荷數(shù)值，對分析模型進行邊界約束條件并進行分析，其結果如圖9所示。

從云圖可以看出，最大的變形量為0.10 723 mm，最大等效應變?yōu)?0.70%，模型符合設計要求。

5.4 模態(tài)分析

模態(tài)分析的目的在于檢測輪轂的振動頻率是否會與路面的激勵頻率或發(fā)動機傳動系頻率相沖突，造成行駛過程不平穩(wěn)。

將模型導入ANSYS Workbench中的Modal模塊，對模型進行網(wǎng)格劃分，劃分方法選擇四面體（Tetrahedrons），網(wǎng)格大小設置為10 mm，提取前12階模態(tài)振型，設置輸出參數(shù)為Total Deformation并進行模態(tài)分析，其結果如圖10所示。

由模態(tài)分析結果可知，輪轂的振動頻率在372.07～1 276.9 Hz之間。一般車輛在馬路上正常行駛時，路面的激勵頻率在90 Hz左右，發(fā)動機和傳動系的激勵頻率在200 Hz左右，通過比較發(fā)現(xiàn)它們都遠小于輪轂的振動頻率，符合設計要求。

6 結語

采用有限元對汽車輪轂進行分析，并根據(jù)分析結果進行輪轂結構優(yōu)化設計，在不改變其結構強度、剛度及變形量的前提條件下，實現(xiàn)了對輪轂的輕量化優(yōu)化設計。優(yōu)化后，輪轂的質(zhì)量從7.106 kg減輕到6.504 kg，總計在質(zhì)量上輕化了602 g。本文的研究為節(jié)約生產(chǎn)成本、降低車身質(zhì)量及油耗及輪轂的優(yōu)化設計提供了一定的參考。

參考文獻：

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[2]唐淳，闞洪貴.汽車輕量化鋁合金輪轂設計[J].汽車實用技術，2021（3）：37-39.

[3]武海濱，閆紹峰，儀登利.鋁合金輪轂的有限元分析[J].遼寧工程技術大學學報（自然科學版），2010，29（2）：282-284.

[4]孫文龍.輕質(zhì)材料應用于汽車輪轂的輕量化技術研究[D].北京：北京理工大學，2016.

[5]王俊峰，馬祥林，張興龍，等.碳纖維在汽車輕量化中的應用[J].新材料產(chǎn)業(yè)，2015（2）：20-22.

作者簡介：

劉貽華，女，1982年生，講師，研究方向為汽車零部件設計。