摘 要：針對汽車輕量化的需求，以某款轎車的鋁合金輪轂為研究對象，利用ANSYS軟件進(jìn)行參數(shù)化建模和有限元分析，計(jì)算并分析了不同輪輻數(shù)量和輪輻厚度對輪轂最大變形量和等效應(yīng)力的影響，并從中選出滿足使用要求的輕量化優(yōu)化方案，對后續(xù)輕量化設(shè)計(jì)工作具有實(shí)用意義和借鑒作用。

關(guān)鍵詞：ANSYS 鋁合金輪轂 輪輻 輕量化

1 引言

汽車輪轂是支撐輪胎，緩沖外界沖擊，實(shí)現(xiàn)輪胎與路面的接觸，保證車輛的行駛性能的圓柱形金屬部件。汽車在行駛中，車輪與地面的相互作用力，以及使汽車運(yùn)動(dòng)的力矩都是通過輪轂來實(shí)現(xiàn)的。因此輪轂的強(qiáng)度大小是汽車穩(wěn)定、可靠運(yùn)行的重要因素[1]。

輕量化趨勢是未來汽車的必然選擇，而研究汽車輪轂的輕量化設(shè)計(jì)，也必須考慮到其機(jī)械性能能否滿足要求[2]。如閆龍龍[3]通過減小輪轂尺寸、使用輕質(zhì)材料、采用計(jì)算機(jī)進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)等方式實(shí)現(xiàn)了輪轂的輕量化。武海濱等[4]結(jié)合鋁合金材料特性，利用有限元分析技術(shù)，計(jì)算出輪輻的最佳厚度和兩個(gè)輪輻之間的最佳角度范圍，減輕了輪轂的重量。王俊峰等[5]探討了碳纖維材料在汽車輕量化設(shè)計(jì)中的應(yīng)用。本文以某款轎車的鋁合金輪轂進(jìn)行研究，利用有限元分析軟件ANSYS建構(gòu)了鋁合金輪轂?zāi)Ｐ?，?jì)算出不同輪輻數(shù)量和厚度條件下的應(yīng)力分布，通過強(qiáng)度分析，圍繞鋁合金輪轂的結(jié)構(gòu)和工藝等方面展開輕量化設(shè)計(jì)。

2 汽車輪轂簡介

輪轂主要由輪輞、輪輻、偏距、輪緣與槽底構(gòu)成。輪輞與輪胎裝配相配合，支撐輪胎的車輪部分；輪輻與車軸輪轂實(shí)施安裝連接，支撐輪輞的車輪部分。輪轂組成部分如圖1所示。

目前市場上的汽車輪轂主要分為3種：鋼制輪轂、鋁合金輪轂以及鎂合金輪轂。鋼制輪轂在市場上已不多見，大部分適應(yīng)用于卡車或必須承載重量較大的車輛所使用，優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)強(qiáng)度高與耐沖擊性良好，但缺點(diǎn)是重量重；鋁合金輪轂以鋁合金為基本材料，并適當(dāng)加入各種金屬元素，如：錳、鎂、鉻等元素，鋁合金輪圈除了在造型上更加多變外，還具有形性好、質(zhì)量輕，具有可回收等一系列優(yōu)點(diǎn)，對減輕車身重量、節(jié)能減排都有著很大的影響；鎂合金輪轂在汽車上的使用并非最近才出現(xiàn)的，是近幾年來汽車市場上較為少見的產(chǎn)品，碳纖維輪圈具有高強(qiáng)度低重量的物理特性，同等體積的碳纖維強(qiáng)度為鋼制輪轂10倍，重量卻僅有鋼制輪轂的1/4，但制造成本也比傳統(tǒng)工藝高許多，且目前無法量產(chǎn)化，因此目前只有頂級(jí)轎車或跑車才會(huì)使用。就目前來看，主流的還是鋁合金輪轂。

3 有限元模型的分析

3.1 ANSYS軟件

ANSYS是CAE軟件中的一種，具有國際化、先進(jìn)性和通用性這三大特征，其功能十分有用且強(qiáng)大。本文中所使用的有限元素分析軟件為ANSYS Workbench 16.0，其功能主要可分為三個(gè)階段模塊，分別為前處理模塊、分析求解器與后處理模塊。

3.1.1 前處理模塊

首先，依照研究要求選擇結(jié)構(gòu)分析的模態(tài)，并將完成設(shè)計(jì)之CAD模型匯入到分析模態(tài)中，接下來定義模型的材料機(jī)械性質(zhì)，根據(jù)不同的材料性質(zhì)與靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析的需求輸入相關(guān)參數(shù)，設(shè)定其密度、泊松比與彈性模量等，之后進(jìn)行網(wǎng)格元素的劃分。軟件提供產(chǎn)生網(wǎng)格的方式可分為直接法與自動(dòng)生成法兩種，其中直接法是沒有經(jīng)過建立實(shí)體模型的程序，直接產(chǎn)生節(jié)點(diǎn)與元素；而自動(dòng)生成法則是利用現(xiàn)有的實(shí)體模型外觀，由軟件自動(dòng)計(jì)算網(wǎng)格的大小與分布情形，故本研究使用的是自動(dòng)生成法產(chǎn)生網(wǎng)格，不僅可省略復(fù)雜網(wǎng)格的編排，亦可有效縮短網(wǎng)格運(yùn)算時(shí)間，最后依照測試條件進(jìn)行接觸與邊界條件設(shè)定。

3.1.2 分析求解器

完成各項(xiàng)邊界條件的設(shè)定后，即可由計(jì)算機(jī)輔助分析來執(zhí)行求解，在求解過程中，將透過計(jì)算機(jī)來運(yùn)算力學(xué)方程式及數(shù)學(xué)矩陣，若分析為線性問題，則只需進(jìn)行一次矩陣計(jì)算；但若是非線性問題，則必須經(jīng)過相當(dāng)龐大的運(yùn)算次數(shù)，此時(shí)，所切割的元素越多，有限元素分析所求出的解將會(huì)趨于近一個(gè)定值，此即為有限元素模型是收斂的正確解，亦為可以信任的解，但元素愈多的同時(shí)，計(jì)算機(jī)的CPU與內(nèi)存運(yùn)算就會(huì)愈大，雖然收斂性視為分析的必要性，但也必須考慮分析所使用的計(jì)算機(jī)性能與時(shí)間兩者之間的衡量。

3.1.3 后處理模塊

經(jīng)由計(jì)算取得分析結(jié)果后，可依照上述設(shè)定所求解的內(nèi)容進(jìn)行整理與分析，一般而言，結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析所顯示的結(jié)果，不外乎重視其等效應(yīng)力、變形量與應(yīng)力集中位置等數(shù)據(jù)的探討，可透過計(jì)算結(jié)果以圖形色階及圖表來顯示值線、梯度、向量與變形等數(shù)據(jù)，最后將分析結(jié)果的圖形、表格及曲線圖等數(shù)據(jù)輸出為報(bào)告，即完成有限元素分析流程。最主要的目的是當(dāng)產(chǎn)品模型設(shè)計(jì)完成后，經(jīng)由計(jì)算機(jī)仿真輔助分析來求解各元素節(jié)點(diǎn)的位移與應(yīng)力等物理量后，不僅可以初步了解產(chǎn)品結(jié)構(gòu)受到負(fù)載后的物理 變形與力學(xué)性能，亦可設(shè)計(jì)變更出具有可行性與合理性的產(chǎn)品，大大縮短產(chǎn)品的生命周期且節(jié)省開發(fā)成本。

3.2 有限元模型的建立

本文以某款轎車的鋁合金輪轂為研究對象，在軟件ANSYS中導(dǎo)入三維輪轂?zāi)Ｐ停ㄈ鐖D2），并對該模型進(jìn)行簡化，僅保留輪轂的基本尺寸結(jié)構(gòu)，以便更好地符合ANSYS軟件的分析要求。

在對輪轂?zāi)Ｐ瓦M(jìn)行分析研究時(shí)，將4個(gè)螺栓孔和中心孔6個(gè)內(nèi)表面施加固定約束。材料按實(shí)際使用的鋁合金ZL101A-T6進(jìn)行設(shè)置，材料屬性如表1所示[6]。由于輪轂的形狀復(fù)雜，采用自動(dòng)生成法劃分網(wǎng)格，顯示節(jié)點(diǎn)數(shù)量為：286204、元素?cái)?shù)量為：158083，輪轂網(wǎng)格的劃分如圖3所示。施加輪轂載荷700kg于輪轂中心的四個(gè)螺栓孔-Y 方向處，換算為6864.7N的負(fù)載荷重。

3.3 有限元分析

輪轂加載后，利用ANSYS軟件進(jìn)行計(jì)算，得到輪轂的等效應(yīng)力及發(fā)生變形的位移量，如圖4所示。由分析圖中可觀察到輪轂最大變形量多集中于輪圈PCD左上方之外圍處（紅標(biāo)處）；最大等效應(yīng)力則發(fā)生于輪輻挖空之尖角處（紅標(biāo)處）。從結(jié)果中可以看出產(chǎn)生：原始鋁合金輪轂（5支輪輻、輪輻側(cè)面厚度21 mm）強(qiáng)度皆滿足安全性，且仍有相當(dāng)大的空間。輪轂在受車重的負(fù)荷下，最大變形量約計(jì)為0.013mm、最大等效應(yīng)力約為8.6MPa，遠(yuǎn)低于母材的屈服強(qiáng)度246MPa，且應(yīng)力值仍在彈性區(qū)內(nèi)，因此，仍有可優(yōu)化的空間。

4 模型輕量化設(shè)計(jì)及分析

4.1 輕量化設(shè)計(jì)方案

優(yōu)化輪轂重量是汽車輕量化的必要手段。輪轂的優(yōu)化必須在在不改變結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度的情況下，對輪轂采用有限元分析方法進(jìn)行仿真，用以實(shí)現(xiàn)輪轂的輕量化優(yōu)化設(shè)計(jì)[7]。

為了減輕輪轂整體的重量，本文盡可能地節(jié)省輪轂在制造時(shí)的材料體積，進(jìn)而達(dá)到節(jié)能減排與輕量化的目的，同時(shí)不致使輪轂整體產(chǎn)生造型不佳及結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的問題，達(dá)到成品設(shè)計(jì)優(yōu)化的成果。由于汽車輪轂在輪緣與中心螺絲固定位置為輪胎及傳動(dòng)軸互相配合的區(qū)域，皆為標(biāo)準(zhǔn)尺寸故不易變動(dòng)外型。因此，本文主要針對輪輻的數(shù)量與外型作為減重的設(shè)計(jì)區(qū)域，其減重方式主要分為兩個(gè)部分：其一是減少輪輻的數(shù)量，由原樣的五支輪輻減為四支與三支輪輻；其二則是減少原版鋁合金輪圈的輪輻側(cè)面厚度，主要參考市面上多款輪轂的輪輻厚薄度設(shè)計(jì)，以及應(yīng)裝配要求來調(diào)整輪轂的內(nèi)部空間，由原本的21mm減少至15mm，其設(shè)計(jì)亦可間接增加制動(dòng)盤與內(nèi)部結(jié)構(gòu)在裝配時(shí)的使用空間。如圖5所示。

4.2 輕量化設(shè)計(jì)后的分析結(jié)果

按上述方案對輪轂?zāi)Ｐ瓦M(jìn)行重構(gòu)，分別將原模型調(diào)整為：5幅輪轂（輪輻厚度15mm）、4幅輪轂（輪輻厚度21mm）和4幅輪轂（輪輻厚度15mm）。按相同受力參數(shù)加載后，得到輪轂的等效應(yīng)力及發(fā)生變形的位移量，如圖6、圖7和圖8所示。分析圖顯示最大變形量依序?yàn)?.026mm、0.017mm及0.032mm；最大等效應(yīng)力依序?yàn)?3.9MPa、9.6MPa及14.8MPa。其中5幅輪轂（輪輻厚度15mm）模型的最大變形位置與最大等效應(yīng)力位置集中于輪轂PCD左上方外圍處（紅標(biāo)處）及輪輻挖空之尖角處（紅標(biāo)處）；4幅輪轂（輪輻厚度21mm）模型的最大變形量集中于輪圈中間下方處、PCD外圍處（紅標(biāo)處），最大等效應(yīng)力則同樣發(fā)生于輪輻挖空之尖角處（紅標(biāo)處）；4幅輪轂（輪輻厚度15mm）模型最大變形量集中于輪圈中間PCD外圍上方處（紅標(biāo)處），最大等效應(yīng)力則同樣發(fā)生于輪輻挖空之尖角處（紅標(biāo)處）。

以上三種模型分析結(jié)果，如表2所示。就變形量而言，三個(gè)模型的應(yīng)力值均在彈性區(qū)內(nèi)，因此，變形量的變化并不納入考慮，但等效應(yīng)力的變化則比較明顯。從屈服強(qiáng)度、變形量與最大應(yīng)力作用點(diǎn)的要求出發(fā)，4輻輪轂（輪輻厚度15mm）的設(shè)計(jì)較能符合減重目標(biāo)，該設(shè)計(jì)模型在靜態(tài)負(fù)荷滿足屈服強(qiáng)度的要求下，與原始輪轂整體重量7780g相比，可有效減重約8.6%，合計(jì)約670g。所以從靜態(tài)分析結(jié)果看，對輪輻的數(shù)量和輪輻側(cè)面厚度相組合的輕量化方案是可行的，分析結(jié)果可作為后續(xù)動(dòng)態(tài)分析、碰撞分析的比較結(jié)果研究。

5 結(jié)語

本文針對目前市面上常見的汽車鋁合金輪轂，在不改變結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、剛度及變形量的情況下，采用ANSYS有限元分析軟件對輪轂進(jìn)行建模分析與輕量化優(yōu)化設(shè)計(jì)。優(yōu)化后，輪轂的質(zhì)量從7780g 減輕到7110g，總計(jì)在質(zhì)量上輕化了670g。本文的研究為節(jié)約生產(chǎn)成本、降低車身質(zhì)量及油耗及后續(xù)的動(dòng)態(tài)分析提供了一定的參考。

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