某微型客車鋼制車輪振動(dòng)疲勞壽命預(yù)測(cè)與輕量化設(shè)計(jì)

王維平，王　霄，張?jiān)魄?/p>

(江蘇大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江　212013)

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某微型客車鋼制車輪振動(dòng)疲勞壽命預(yù)測(cè)與輕量化設(shè)計(jì)

王維平，王霄，張?jiān)魄?/p>

(江蘇大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江212013)

摘要：微型客車長(zhǎng)期行駛在較差的路面上，其隨機(jī)路面激勵(lì)載荷頻率較高，不同方向的動(dòng)態(tài)載荷相互耦合會(huì)加劇對(duì)車輪的損傷，然而國(guó)內(nèi)外對(duì)車輪疲勞性能的研究大多將動(dòng)態(tài)載荷轉(zhuǎn)化為靜態(tài)載荷進(jìn)行分析，動(dòng)態(tài)疲勞分析相對(duì)較少。針對(duì)某公司的微型客車鋼制車輪提出了一種基于動(dòng)態(tài)振動(dòng)疲勞壽命的結(jié)構(gòu)輕量化設(shè)計(jì)方法。首先建立該款微型客車的Adams整車模型，提取該模型在虛擬三維路面上運(yùn)行時(shí)車輪所受到的時(shí)間激勵(lì)載荷，將該時(shí)域激勵(lì)載荷通過(guò)傅里葉變換轉(zhuǎn)換成頻域激勵(lì)載荷。根據(jù)車輪模態(tài)頻率與載荷頻率的關(guān)系以及載荷的特征，選擇振動(dòng)疲勞分析方法對(duì)車輪進(jìn)行疲勞壽命分析。最后根據(jù)疲勞壽命分析結(jié)果對(duì)車輪結(jié)構(gòu)進(jìn)行調(diào)整，在滿足疲勞壽命標(biāo)準(zhǔn)的前提下，使得車輪的質(zhì)量降低了15.2%。

關(guān)鍵詞：微型客車； 鋼制車輪； 振動(dòng)疲勞； 結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

車輪是汽車的重要旋轉(zhuǎn)零部件，汽車與地面之間所有的力和力矩均是通過(guò)車輪傳遞。車輪的結(jié)構(gòu)性能對(duì)整車安全性和可靠性有著重要的影響[1]。奇瑞研究院的張林波等[2]指出：“如果結(jié)構(gòu)的1階固有頻率大于3倍載荷頻率，可采用靜態(tài)(或者準(zhǔn)靜態(tài))疲勞分析方法，否則必須采用動(dòng)態(tài)疲勞分析方法；如果載荷比較復(fù)雜，具有隨機(jī)載荷特征時(shí)，需要考慮采用振動(dòng)疲勞分析方法?！鞭I車車輪因長(zhǎng)期工作在高等級(jí)路面上，路面載荷激勵(lì)頻率較低，車輪的靜態(tài)疲勞分析結(jié)果與動(dòng)態(tài)分析結(jié)果基本一致，故大多數(shù)學(xué)者將動(dòng)態(tài)載荷轉(zhuǎn)換成靜態(tài)載荷進(jìn)行分析[3]。華東理工大學(xué)的周祿禹[4]指出：“當(dāng)外界激振頻率與系統(tǒng)的固有頻率接近或者成倍數(shù)關(guān)系時(shí)系統(tǒng)會(huì)發(fā)生共振，通過(guò)計(jì)算鋁合金車輪固有頻率確定車輪不會(huì)共振，從而對(duì)該款車輪進(jìn)行靜態(tài)疲勞分析以估計(jì)其壽命”。吉林大學(xué)的張玉美[5]、上海理工大學(xué)的鄭松林等[6]在確定轎車車輪的模態(tài)頻率低于激勵(lì)載荷的頻率時(shí)以靜態(tài)疲勞分析替代振動(dòng)疲勞分析對(duì)車輪進(jìn)行壽命預(yù)測(cè)。然而對(duì)于微型客車，由于長(zhǎng)期高速行駛在低等級(jí)路面上，其路面激勵(lì)載荷頻率較高，對(duì)車輪的損傷較大。中北大學(xué)的安娟等[7]通過(guò)對(duì)比鋁合金車輪與鋼制車輪在滾動(dòng)工況下的應(yīng)力大小，得出鋼制車輪應(yīng)力隨車速增大而增大的趨勢(shì)大于鋁合金車輪，更容易出現(xiàn)疲勞。但是研究者對(duì)高頻激勵(lì)隨機(jī)載荷下的疲勞關(guān)注較少。

由于車輪的質(zhì)量好壞直接影響著人們的生命安全，為了確保安全性，許多主機(jī)廠所選用車輪的強(qiáng)度都過(guò)于富余，從而使得車輪過(guò)重，散熱性能變差，易引起輪胎內(nèi)壓增大，增加了爆胎機(jī)率，反而增加了安全事故發(fā)生的可能性[8]，所以在保證車輪安全的前提下對(duì)車輪進(jìn)行輕量化勢(shì)在必行。

鑒于以上兩點(diǎn)，本研究以車輪行駛過(guò)程中的路面隨機(jī)載荷為激勵(lì)，對(duì)某微型客車的車輪進(jìn)行振動(dòng)疲勞壽命分析，在滿足疲勞壽命值的基礎(chǔ)上對(duì)其進(jìn)行輕量化改進(jìn)設(shè)計(jì)，在保證車輪安全的同時(shí)提高了車輛的燃油經(jīng)濟(jì)性和平順性。

1鋼制車輪有限元模型建立與模態(tài)分析

該款微型客車所采用的車輪為15 in (38.1 cm)組合式鋼制輪轂，由輪輻和輪輞焊接而成。根據(jù)焊接工藝要求，輪輻和輪輞之間的焊縫由4段有效長(zhǎng)度為90 mm、高度為5 mm的角焊縫構(gòu)成，焊縫段之間有90°間隔，輪轂通過(guò)5個(gè)M12的螺栓連接到懸架上。車輪三維實(shí)體結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1　車輪三維實(shí)體結(jié)構(gòu)

輪輻與車軸連接處形狀比較復(fù)雜，為了保證重要特征的準(zhǔn)確表達(dá)，該部分網(wǎng)格尺寸為2 mm。為了提高計(jì)算效率，輪輻其他部分網(wǎng)格尺寸為3 mm，輪輞部分網(wǎng)格尺寸為4 mm。在車輪分析過(guò)程中可以忽略相對(duì)較小的鋼圈制造和裝配過(guò)程中產(chǎn)生的殘余應(yīng)力和輪胎氣壓[9]，所以本次分析忽略了螺栓預(yù)緊力、輪輞與輪輻之間的裝配應(yīng)力和輪胎氣壓等相對(duì)較小的力。車輪有限元模型如圖2所示。輪輞和輪輻通過(guò)使用penta單元模擬焊縫連接，輪輻與傳動(dòng)軸之間通過(guò)rbe2剛性單元連接。本款車輪輪輻材料為SPFH590，厚度為5.0 mm，輪輞材料為B420CL，厚度為4.0 mm。因?yàn)椴豢紤]車輪連接軸的疲勞，故不給定連接軸材料性能。車輪材料屬性如表1所示。車輪1階模態(tài)頻率為209.42 Hz，其1階振形如圖3所示。

圖2　車輪有限元模型

材料名稱抗拉強(qiáng)度/MPa屈服強(qiáng)度/MPa彈性模量/MPa泊松比密度/(t·m-3)輪輻SPFH5905904202060000.37.8輪輞B420CL420～520≥2902060000.37.8傳動(dòng)軸———2100000.287.9

2鋼制車輪受力載荷提取

在車輪的工作過(guò)程中，地面賦予車輪的力是一種隨機(jī)載荷，其幅值不斷變化，在工程中可以通過(guò)實(shí)際測(cè)量、類比相似車型和多體動(dòng)力學(xué)仿真提取等方法得到。本文采用多體動(dòng)力學(xué)仿真方法獲得載荷。根據(jù)表2、3等相關(guān)數(shù)據(jù)構(gòu)建該微型客車的多體動(dòng)力學(xué)模型。

表2　前懸架硬點(diǎn)坐標(biāo)值

表3　后懸架硬點(diǎn)坐標(biāo)值

該微型客車主要行駛于B、C級(jí)路面上，為了保證在比較惡劣的條件下仍然能滿足相應(yīng)疲勞壽命的要求，在行駛控制文件中設(shè)定車輛以恒定速度V=65 km/h在C級(jí)路面上直線行駛。該車三維虛擬仿真模型如圖4所示。該車后軸承載能力強(qiáng)于前輪，后輪更容易出現(xiàn)疲勞破壞，因此本次分析提取后軸左側(cè)車輪輪心位置[10]在虛擬仿真中所承受的X,Y,Z方向上的載荷，其時(shí)間歷程載荷如圖5所示。

圖4　整車虛擬仿真模型

雖然時(shí)域信號(hào)可以方便地描述隨機(jī)載荷，但通常需要非常長(zhǎng)的信號(hào)記錄來(lái)描述一個(gè)完整的隨機(jī)載荷過(guò)程。將隨機(jī)載荷及響應(yīng)信號(hào)用功率譜密度(PSD)函數(shù)分類，動(dòng)態(tài)結(jié)構(gòu)模擬成一個(gè)線性傳遞函數(shù)，在頻域內(nèi)進(jìn)行疲勞分析是非常方便的[2]。車輪同時(shí)受到X,Y,Z三個(gè)方向上載荷的作用，載荷之間相互耦合會(huì)加劇車輪的損傷，因此將X,Y,Z三個(gè)方向上的載荷及相互之間的耦合載荷作為本次分析的輸入載荷。時(shí)間載荷(圖5)經(jīng)傅里葉變換轉(zhuǎn)換成頻域載荷，如圖6所示。

圖5　后軸車輪載荷-時(shí)間歷程曲線

圖6　X,Y,Z方向以及各方向間的相關(guān)頻域載荷

由圖6可見(jiàn)：在X方向上的頻域載荷中0～20 Hz占主要部分，20～71.43 Hz部分趨于平穩(wěn)，但是不可忽略；Y方向頻域載荷在0 Hz附近所占比例較高，后面部分載荷比例顯著下降；Z方向頻域載荷主要由0～40 Hz部分構(gòu)成，60～71.43 Hz部分趨于0；Z與X方向上的載荷在0～30 Hz部分相關(guān)性較高，Y和Z方向與Y和X方向上的載荷在0～71.4 Hz整個(gè)頻域內(nèi)相關(guān)性都比較高，這說(shuō)明X,Y,Z三個(gè)方向上的載荷相關(guān)性較大，這將加劇車輪的振動(dòng)，使得車輪的損傷增加。

3鋼制車輪振動(dòng)疲勞壽命預(yù)測(cè)

在工程中比較常用的疲勞分析方法有靜態(tài)、動(dòng)態(tài)和隨機(jī)振動(dòng)疲勞分析等方法。車輪在實(shí)際情況下受到的即為隨機(jī)載荷。車輪的1階模態(tài)頻率值為209.42 Hz，隨機(jī)載荷激勵(lì)頻率范圍為0～71.43 Hz，車輪的1階模態(tài)頻率值低于3倍載荷頻率，根據(jù)文獻(xiàn)[2]中選擇適當(dāng)疲勞分析方法的原則選用振動(dòng)疲勞分析方法。

根據(jù)車輪的實(shí)際結(jié)構(gòu)，在車輪的有限元模型中設(shè)置Z方向分別為車輪輪心正對(duì)螺栓孔中心位置、正對(duì)輪輻螺栓孔之間的凸臺(tái)的中間位置、正對(duì)螺栓孔與凸臺(tái)的中間位置；Y方向?yàn)檐囕喌妮S向。在X,Y,Z三個(gè)方向施加0～71 Hz的單位激勵(lì)載荷，得到車輪其他位置在激勵(lì)載荷下的應(yīng)力狀態(tài)。如圖7、8所示，在單位載荷的激勵(lì)下輪輞的應(yīng)力遠(yuǎn)小于輪輻的應(yīng)力，一般不會(huì)產(chǎn)生疲勞破壞，所以在進(jìn)行疲勞壽命分析時(shí)，為計(jì)算簡(jiǎn)便，將輪輞和輪輻的材料均定義為SPFH590。已知材料的極限強(qiáng)度Su=590 MPa，根據(jù)文獻(xiàn)[11]，取K=0.5。工程中通常用冪函數(shù)式Sm·N=C來(lái)描述材料的S-N曲線。將以上兩參數(shù)代入方程即可求得m=11.752，C=1.06×1035，可求得材料的S-N曲線方程S11.752·N=1.06×1035。取載荷類型因子CL=1，表面狀況系數(shù)β=0.95，尺寸系數(shù)ε=0.72，疲勞缺口系數(shù)Kα=1.15[11]，對(duì)材料S-N曲線進(jìn)行修正得到修正后的零部件S-N曲線方程為S11.752·N=2.364×1032。材料修正前后S-N曲線如圖9所示。將上述載荷、車輪在不同頻率下的激勵(lì)響應(yīng)和材料信息與Goodman[12]公式結(jié)合求解，得到車輪的疲勞壽命分析結(jié)果，如圖10所示。

圖7　0 Hz激勵(lì)下的車輪應(yīng)力分布

圖8　70 Hz激勵(lì)下的車輪應(yīng)力分布

圖9　材料修正前后的S-N曲線

圖10中焊縫處有應(yīng)力集中，由于缺乏焊縫材料的S-N曲線，企業(yè)也不要求把焊縫作為重點(diǎn)關(guān)注的對(duì)象，所以不考慮焊縫的疲勞壽命值。在圖10中：除去焊縫后，疲勞壽命最低點(diǎn)出現(xiàn)位置相同，均處于車軸與輪輻連接的軸頸處；圖10(a)中該位置的壽命值最低，為10.9(折算壽命為1.59×105萬(wàn)km)，圖10(b)、(c)中危險(xiǎn)位置的壽命值比較相近，為11.0(折算壽命值為2×105萬(wàn)km)。由計(jì)算所得到的最危險(xiǎn)點(diǎn)的壽命值均遠(yuǎn)高于達(dá)到報(bào)廢標(biāo)準(zhǔn)的50萬(wàn)km(公司所要求的疲勞壽命標(biāo)準(zhǔn))。對(duì)比圖10(a)、(b)、(c)可見(jiàn)：圖 (a)中輪輻中間凸起處壽命值為11.8，顯著低于圖10(b)、(c)中對(duì)應(yīng)位置的壽命值。圖10(a)是車輪所承受的豎直方向的載荷正對(duì)著連接螺栓孔中心的工況，圖10(b)、(c)分別為Z軸正對(duì)螺栓孔與凸臺(tái)中間位置和Z軸正對(duì)凸臺(tái)中間位置。當(dāng)豎直方向載荷在遠(yuǎn)離凸臺(tái)靠近螺栓孔處時(shí)，輪輻通風(fēng)孔與車輪安裝面之間的凸起處壽命值降低，而豎直方向載荷在靠近凸臺(tái)遠(yuǎn)離螺栓孔時(shí)，該位置的壽命值升高。由此可知，螺栓孔的存在削弱了該部分的壽命值，而凸臺(tái)部分對(duì)壽命值起到加強(qiáng)的作用。

4鋼制車輪結(jié)構(gòu)輕量化改進(jìn)設(shè)計(jì)

由以上疲勞分析結(jié)果可知，車輪的壽命值遠(yuǎn)高于標(biāo)準(zhǔn)值，可知該款車輪選用的強(qiáng)度過(guò)大，車輪的質(zhì)量過(guò)重，增加了油耗，也使得車輛的平順性下降，因此有必要對(duì)車輪進(jìn)行輕量化。根據(jù)文獻(xiàn)[5，12-13]的分析結(jié)果，選擇輪輻和輪輞的厚度、通風(fēng)孔直徑和凸臺(tái)的尺寸作為設(shè)計(jì)變量。將輪輞的厚度減薄1 mm，輪輻的厚度減薄1.6 mm，凸臺(tái)向外擴(kuò)大2 mm，并將輪輻通風(fēng)孔的直徑擴(kuò)大2 mm。經(jīng)過(guò)此結(jié)構(gòu)調(diào)整后車輪的疲勞壽命分析結(jié)果如圖11所示。

圖10　車輪的疲勞壽命分析結(jié)果在

圖11　輕量化后的車輪的疲勞壽命分析結(jié)果

對(duì)比圖11中的3個(gè)工況可見(jiàn)：(a)工況下車輪的疲勞壽命值最低，出現(xiàn)在輪輻通風(fēng)孔與車輪安裝面之間的凸起位置，為7.4(折算壽命為50.24萬(wàn)km)。車輪初始結(jié)構(gòu)疲勞危險(xiǎn)位置為輪輻軸頸處，其疲勞壽命值為10.9，遠(yuǎn)高于公司所規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)。經(jīng)過(guò)結(jié)構(gòu)改進(jìn)后，其對(duì)應(yīng)位置的疲勞壽命值降低為8.2，且疲勞危險(xiǎn)位置轉(zhuǎn)移到了輪輻通風(fēng)孔與車輪安裝面之間的凸起處，該處的疲勞壽命值滿足公司所給定的要求。

該微型客車車輪初始結(jié)構(gòu)疲勞壽命值過(guò)于富余，使得車輪的質(zhì)量過(guò)大，為12.56 kg。經(jīng)過(guò)結(jié)構(gòu)改進(jìn)后，車輪的疲勞壽命值接近公司所規(guī)定的疲勞標(biāo)準(zhǔn)值，質(zhì)量降低到10.65 kg，降低了15.2%，輕量化效果明顯。

5結(jié)束語(yǔ)

將動(dòng)力學(xué)仿真與有限元仿真技術(shù)結(jié)合在一起，模擬某微型客車車輪在C級(jí)路面上的實(shí)際受力情況，對(duì)其進(jìn)行振動(dòng)疲勞分析。根據(jù)分析結(jié)果可知該車輪強(qiáng)度過(guò)于富余，質(zhì)量過(guò)大。通過(guò)對(duì)輪輞、輪輻的厚度，通風(fēng)孔直徑和凸臺(tái)的尺寸進(jìn)行調(diào)整，在滿足公司所要求的疲勞壽命值的前提下，使得車輪的質(zhì)量降低了15.2%，從而增強(qiáng)了車輪的散熱效果，減少了油耗，提高了車輛的平順性。

本方法能在設(shè)計(jì)之初缺少實(shí)體樣車的條件下比較真實(shí)地模擬車輪的受力情況，對(duì)粗選車輪進(jìn)行疲勞分析，為后續(xù)車輪結(jié)構(gòu)的改進(jìn)和確定提供指導(dǎo)意見(jiàn)，可最大程度地減少對(duì)實(shí)驗(yàn)的依賴，降低開(kāi)發(fā)成本。

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(責(zé)任編輯劉舸)

Evaluation of Vibration Fatigue Life of Steel Wheel on Mini-Bus and Structural Redesign Based on Weight Reduction

WANG Wei-ping, WANG Xiao, ZHANG Yun-qing

(School of Mechanical Engineering， Jiangsu University， Zhenjiang 212013， China)

Abstract:Mini-bus usually travels on a road of poor conditions, and the frequency of random pavement excitation load is higher, and dynamic loads coupled with each other in different directions, which intensify damage to the wheel. But most of researches at home and abroad coverted dynamic loads into static, and few attention was paid into the dynamic. So a method of structural design of lightweight based on vibration fatigue life was presented. We established the Adams model of the vehicle, and extracted load-time history of a wheel when the Adams model is traveling on the 3D virtual pavement, then transformed it into load-frequency history. According to the relationship between the wheel’s modal frequency and load’s and characteristics of loads, the analysis method of vibration fatigue was applied on the wheel to predict the fatigue life. At last, we redesigned the structure of the wheel on the basis of the finite element result about fatigue life, and under the prediction of satisfying the fatigue life, the mass of the wheel is reduced by 15.2%.

Key words:mini-bus; steel wheel; vibration fatigue; structural optimization design

中圖分類號(hào)：U461

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A 1674-8425(2016)03-0009-07

doi:10.3969/j.issn.1674-8425(z).2016.03.002

作者簡(jiǎn)介：王維平(1989—)，男，湖北荊門人，碩士研究生，主要從事汽車振動(dòng)與疲勞壽命研究。

基金項(xiàng)目：江蘇高校優(yōu)勢(shì)學(xué)科建設(shè)工程資助項(xiàng)目

收稿日期：2015-09-15

引用格式：王維平，王霄，張?jiān)魄?某微型客車鋼制車輪振動(dòng)疲勞壽命預(yù)測(cè)與輕量化設(shè)計(jì)[J].重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué))，2016(3):9-15.

Citation format：WANG Wei-ping, WANG Xiao, ZHANG Yun-qing.Evaluation of Vibration Fatigue Life of Steel Wheel on Mini-Bus and Structural Redesign Based on Weight Reduction[J].Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science)，2016(3):9-15.