輪胎受力測試臺架的有限元靜力分析

王旭飛，周 鑫

(陜西理工大學 機械工程學院，陜西 漢中 723000)

輪胎受力測試臺架的有限元靜力分析

王旭飛，周 鑫

(陜西理工大學 機械工程學院，陜西 漢中 723000)

汽車的縱向、側向和垂向運動均受輪胎的力學特性影響。輪胎力學特性的研究需要通過輪胎受力測試臺進行測試。臺架是測試臺的主要組成部分，臺架的強度和剛度性能對測試臺的測量精度影響較大。為了確定臺架關鍵部位的結構，利用CATIA三維建模軟件建立臺架模型，通過ANSYS有限元分析軟件對臺架結構進行靜力學仿真計算。根據(jù)仿真結果分析，采用增加筋板的方法對臺架結構進行了改進，最終使得臺架最大變形量為0.555 mm，最大應力為56.216 MPa，符合臺架結構設計要求。

輪胎； 臺架； 結構； 有限元

車輛驅動、制動、轉向以及承載均來自于輪胎接地印跡內(nèi)各方向上的力和力矩，車輛的動力學性能以及底盤控制系統(tǒng)的開發(fā)很大程度上都依賴于輪胎力學特性的研究。然而，由于輪胎結構、材料特性、行駛環(huán)境以及使用工況非常復雜，使得輪胎成為一個“側向—縱向—垂向”復雜耦合的非線性動力學系統(tǒng)，極大地增加了輪胎力學特性研究的難度[1]。

輪胎的力學特性對汽車的動力性、經(jīng)濟性、平順性、安全性以及操縱穩(wěn)定性都有至關重要的影響。目前還沒有一種很好的理論模型能夠滿足研究者預測輪胎的各種特性[2]。因此，輪胎的試驗研究一直是輪胎力學性能研究的重要方法。通過試驗，一方面可以幫助研究人員探究輪胎的特性，另一方面也可以用來驗證理論模型的特性。

目前，輪胎試驗臺可以分為轉鼓試驗臺、平帶式試驗臺、平臺式試驗臺和試驗拖車這4種類型，這些輪胎檢測設備結構過于笨重和龐大，主體結構設計復雜。根據(jù)輪胎在實際路面上受力的特點和要求，研發(fā)了一臺結構簡單且主體結構空間相對較小的單輪受力測試臺，用于普通小型汽車的輪胎力學性能測試研究，其中臺架是輪胎受力測試臺的主體結構，臺架的強度和剛度決定了輪胎受力測試臺的性能。為了研究輪胎受力測試臺架的強度和剛度，利用CATIA三維實體建模軟件和ANSYS有限元分析軟件對臺架進行結構靜力學仿真分析，在節(jié)約時間和成本的基礎上，設計出滿足要求的臺架結構。

1 建立臺架模型

圖1 臺架三維模型

圖2 臺架有限元網(wǎng)格

臺架主體采用槽鋼焊接，其他部位如固定輪轂支架、傳感器支座、電機支座等采用角鋼和鋼板通過螺栓連接，臺架的總體尺寸為1000 mm×600 mm×1000 mm。利用三維建模軟件CATIA建立輪胎受力測試臺架的三維模型(如圖1所示)，并對孔、圓角及焊接等一些細小部位進行簡化[3-5]。臺架主要材料為Q235鋼，具有良好的塑形、韌性、焊接性能、冷加工性能和一定的強度[6]。

2 有限元分析

有限元方法已經(jīng)作為一種成熟的分析手段，在科學研究、工程設計與評判中發(fā)揮著巨大的作用。一個完整的有限元分析過程包括前處理、計算處理和后處理3個階段。前處理生成結構的有限元模型，計算處理給出各節(jié)點的數(shù)據(jù)或圖線變化等結果，后處理對計算結果進行分析。

2.1 網(wǎng)格模型

網(wǎng)格劃分是有限元前處理中關鍵的一步，網(wǎng)格劃分的質(zhì)量決定著分析結果的準確性。將圖1所示的三維模型導入到ANSYS軟件中，設置臺架模型材料為Q235鋼。模型結構為較規(guī)則的平面立體，所以采用Hex Dominant網(wǎng)格劃分方法劃分網(wǎng)格[7]，通過Sizing設置Element Size的值為10 mm。劃分網(wǎng)格后，得到206 092個節(jié)點，40 110個單元。臺架有限元網(wǎng)格如圖2所示。

2.2 定義載荷和約束

有限元前處理包括了定義載荷和約束，對于線性靜態(tài)臺架結構分析，主要用于計算在固定不變的載荷作用下結構的應力和應變關系，不考慮慣性載荷和阻尼的影響。臺架載荷包括了輪胎承載時的垂向載荷，以及其他連接部位零部件的重力。假設一輛小型轎車總質(zhì)量約為1200 kg，則單個輪胎大約有3000 N的垂向載荷。輪胎受力測試臺各連接部位部件的質(zhì)量數(shù)據(jù)如表1所示。

表1 臺架主要部件的質(zhì)量

在臺架縱向，即圖2中X軸方向，從左往右在3個連接平面上分別布置輪轂及附件、傳感器及支架、電機等，輪胎承載的垂向載荷也作用在第一個連接平面上。根據(jù)載荷的大小和方向，施加方法為：在連接輪轂和輪轂附件的第一固定平面上表面添加沿Z軸正方向2791.8 N的載荷，在連接傳感器及支架的第二固定平面添加沿Z軸負方向183.7 N的載荷，在連接電機的第三固定平面添加沿Z軸負方向252.0 N的載荷。設置位移約束，對臺架的下底面限制沿X、Y和Z方向的平移；同時設置重力載荷為9.8 m/s2[8]。

2.3 靜力分析

結構靜力分析在Mechanical中完成，采用ANSYS默認求解器對臺架進行求解。求解完成后，從計算結果中提取臺架模型Total Deformation圖和Von-Mises應力云圖，結果如圖3所示。從圖中可以看出，最大變形量出現(xiàn)在固定輪轂和輪轂附件的連接平面前端。數(shù)值結果為臺架總的最大變形量為0.845 mm，最大Von-Mises應力為182.940 MPa。

(a) 總變形圖 (b) 應力云圖圖3 臺架模型總變形圖和應力云圖

臺架的工作要求是總的變形量不超過0.600 mm，強度滿足許用應力要求，通過比較可以得到當前臺架結構的剛度條件不符合設計要求。材料Q235的屈服應力σs為235.000 MPa，安全系數(shù)為2，則許用應力[σ]/2=117.500 MPa，通過比較得知當前臺架的強度條件也不符合設計要求。

3 結構改進設計

3.1 添加筋板

根據(jù)材料力學和機械結構設計的理論，當局部結構應力較大時，通過在相應的位置增加筋板等構件可以有效地改善局部結構的性能[9-10]。觀察仿真結果，在連接輪轂和輪轂附件的第一固定平面與相鄰的中間槽鋼立柱出現(xiàn)了約0.3 mm的變形量，所以對固定輪轂和輪轂的支架與中間槽鋼立柱之間添加三角形筋板[11]。通過CATIA三維建模軟件對臺架進行結構改進，改進后的臺架三維模型如圖4所示。

圖4 改進后的臺架三維模型

3.2 改進后分析

把圖4建立的臺架三維模型導入到ANSYS有限元分析軟件中，利用相同的步驟和方法，對其改進后的模型再進行仿真分析。求解成功后得到改進臺架模型的Total Deformation圖和Von-Mises應力云圖如圖5所示。從圖中的結果可知：總的最大變形量為0.555 mm，小于設計最大變形量0.600 mm；最大Von-Mises應力為56.216 MPa，小于設計許用應力117.5 MPa。

(a) 總變形圖 (b) 應力云圖 圖5 改進后的臺架模型總變形圖和應力云圖

通過改進設計前后的分析數(shù)據(jù)對比，說明在固定輪轂和輪轂的支架與中間槽鋼立柱之間添加三角形筋板的方法，可以提高臺架結構的剛度和強度，滿足臺架的設計要求。

3.3 加工制造

圖6 輪胎受力測試臺架

根據(jù)臺架改進后的結構，選擇型鋼材料，通過下料、焊接、打孔、連接等步驟，完成了輪胎受力測試臺架的試制，臺架實物如圖6所示。

4 結 論

本文利用CATIA三維建模軟件和ANSYS有限元分析軟件，對輪胎受力測試臺架進行仿真分析。對臺架模型進行有限元靜態(tài)分析之后，得到Total Deformation圖和Von-Mises應力云圖，發(fā)現(xiàn)初次設計的臺架模型不能滿足安全系數(shù)和最大變形量不超過0.600 mm的設計要求。通過在局部添加筋板，對臺架結構進行改進，改進設計后的Total Deformation和Von-Mises應力都明顯降低，且滿足了臺架剛度和強度的設計要求。最后根據(jù)臺架改進后的結構，完成了臺架的試制。利用仿真設計的方法不但大大節(jié)約了設計時間，同時還避免了盲目的加工制造，為后期研究輪胎受力測試平臺提供了時間保證和質(zhì)量保障。

[1] 郭孔輝.UniTire統(tǒng)一輪胎模型[J].機械工程學報,2016,52(12):90-99.

[2] 郭孔輝,楊一洋.輪胎力學特性試驗臺的運動學分析[J].機械工程學報,2013,49(20):63-70.

[3] 茅啟園,沈建明.基于ANSYS Workbench 的加工中心橫梁有限元分析與優(yōu)化[J].組合機床與自動化加工技術,2016(6):78-80.

[4] 吳宗澤.機械設計手冊[M].北京:機械工業(yè)出版社,2002:198.

[5] 張文寵,楊洪濤,王福元.三坐標GPS定位精度標定機結構設計與特性分析[J].組合機床與自動化加工技術,2015(7):53-56.

[6] 曾正明.機械工程材料手冊[M].北京:機械工業(yè)出版社,2010:132-134.

[7] 郭金龍,王維新,李霞,等.振動深松機機架的有限元分析[J].中國農(nóng)機化學報,2016,37(7):6-9.

[8] 文懷興,亢亞?。匦尿寗邮烬堥T銑床滑枕的結構設計與分析[J].組合機床與自動化加工技術,2016(1):46-48.

[9] 馬保建,黃勇.破冰清雪設備的設計及其機架的有限元分析[J].機械,2016,43(7):42-46.

[10] 叢丹,孫齊．基于有限元分析法對密煉機減速器箱體的優(yōu)化設計[J].橡塑技術與裝備,2016,42(17):56-58.

[11] 向光輝,薛建彬,封尚.水輪機現(xiàn)場修復專用機床的有限元分析與結構改進[J].組合機床與自動化加工技術,2014(8):108-111.

[責任編輯：魏 強]

Finite element static analysis of framework of tire loading test bench

WANG Xu-fei,ZHOU Xin

(School of Mechanical Engineering,Shaanxi University of Technology,Hanzhong 723000,China)

The longitudinal,lateral and vertical movement of the automobile are all subject to the influence by the mechanical properties of the tire. The mechanical characteristics of the tire has been studied by the tire loading test bench. The framework is the main part of the tire loading test bench,and the strength and stiffness of the framework may exert a greater influence on the accuracy of measurement of the test bench. In order to determine the structures of the framework’s key parts,the CATIA software is used to make the model of the framework,and the ANSYS software is used to static simulation calculation of framework. According to the result analysis,rid plate has been used to improve the framework structure. Eventually,the maximum deformation of the framework is 0.555 mm; the maximum stress of the framework is 56.216 MPa. The result conforms to the requirements of the framework structure design.

tire; framework; structure; finite element method

2096-3998(2017)03-0001-04

2016-11-15

2017-01-19

陜西省科技廳工業(yè)攻關項目(2016GY-050)；陜西理工大學科研基金資助項目(SLGKY14-02)

王旭飛(1975—)，男，陜西省武功縣人，陜西理工大學副教授，碩士生導師，碩士，主要研究方向為汽車節(jié)能與能量轉換技術；周鑫(1992—)，男，陜西省宜川縣人，陜西理工大學碩士研究生，主要研究方向為汽車節(jié)能與能量轉換技術。

TH823; U467.4

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