基于疲勞壽命的汽車鋁合金車輪輕量化研究

鄭風(fēng)云，馬媛媛，肖攀，于人杰

(中國汽車工程研究院股份有限公司，重慶 401122)

0 引言

汽車車輪是位于半軸和輪胎之間，用于承受主要負(fù)荷的轉(zhuǎn)動部件，具有承載車身質(zhì)量、半軸驅(qū)動、轉(zhuǎn)向節(jié)轉(zhuǎn)動和制動器制動等重要功能，所以車輪對汽車的可靠性能和安全性能至關(guān)重要。一般情況下，車輪在隨機(jī)交變載荷作用下工作，因此疲勞破壞是車輪失效的主要模式，所以車輪的疲勞耐久性能在研發(fā)前期需要重點(diǎn)關(guān)注。目前，車輪的疲勞性能主要是按GB/T 5334-2005《乘用車車輪性能要求和試驗(yàn)方法》[1]中提出的動態(tài)徑向疲勞性能試驗(yàn)和動態(tài)彎曲疲勞性能試驗(yàn)方法和相關(guān)要求來衡量。采用疲勞軟件按真實(shí)的試驗(yàn)工況進(jìn)行仿真分析，能夠快速得到比較準(zhǔn)確的疲勞損傷數(shù)據(jù)，并將仿真結(jié)果與目標(biāo)值對比分析，既可以判斷設(shè)計(jì)是否合理，又可以快速提出輕量化改進(jìn)方案，從而節(jié)省試驗(yàn)周期，減少成本，實(shí)現(xiàn)車輪輕量化。

車輪疲勞試驗(yàn)主要是模擬汽車正常行駛過程中的載荷情況，來驗(yàn)證車輪承受彎曲和徑向動載的能力。目前，國內(nèi)外學(xué)者主要采用數(shù)值模擬動態(tài)載荷的方式對車輪試驗(yàn)進(jìn)行研究。朱頎等人[2]采用有限元方法對鋼車輪徑向疲勞試驗(yàn)進(jìn)行分析，得到疲勞破壞的危險(xiǎn)區(qū)主要發(fā)生在車輪輪緣處，并通過優(yōu)化為設(shè)計(jì)提供了有效的改進(jìn)方法，減少了設(shè)計(jì)時(shí)間，降低了開發(fā)成本；汪謨清等[3]采用有限元法從徑向和彎曲兩個(gè)方面對卡車車輪進(jìn)行疲勞壽命分析，驗(yàn)證了有限元方法的正確性，為后續(xù)的研究奠定了基礎(chǔ)；吉軍等人[4]對鋁合金車輪進(jìn)行動態(tài)徑向疲勞仿真，研究結(jié)果表明車輪主要的疲勞損傷部位集中在輪緣、輻條根部、胎圈座處，為設(shè)計(jì)提出改進(jìn)建議；J STEARMS等[5-6]考慮了輪胎氣壓對車輪的影響，采用有限元法，建立合理的力學(xué)模型模擬鋁合金車輪徑向疲勞試驗(yàn)，得到了車輪的強(qiáng)度結(jié)果；P R RAJU等[7]使用有限元法完成了車輪輪轂徑向載荷作用下壽命的預(yù)測；王良模等[8]采用ABAQUS軟件仿真車輪的彎曲疲勞，得到易于產(chǎn)生疲勞破壞的集中點(diǎn)，代入S-N曲線預(yù)測出車輪的壽命，然后用疲勞臺架試驗(yàn)驗(yàn)證仿真結(jié)果的正確性。

然而，國內(nèi)外學(xué)者在進(jìn)行車輪疲勞有限元仿真時(shí)，很少考慮到復(fù)雜路面的影響。同時(shí)，優(yōu)化過程基本是以增加料厚來達(dá)到目的的方式。本文作者在實(shí)際工程中仿真多種車型車輪，總結(jié)出考慮實(shí)際路面情況對車輪疲勞壽命預(yù)測更為準(zhǔn)確，同時(shí)采用優(yōu)化材料工藝的方式來改變材料屈服和抗拉極限對輕量化實(shí)施最為明顯。該方法對后續(xù)車輪設(shè)計(jì)及改進(jìn)具有顯著的指導(dǎo)意義。

1 仿真模型建立

根據(jù)設(shè)計(jì)部門提供的車輪數(shù)模建立計(jì)算模型，對模型進(jìn)行有限元離散處理。該車輪采用鋁合金材料鑄造結(jié)構(gòu)，使用四面體單元建立車輪的實(shí)體模型，在HyperMesh軟件中劃分車輪有限元網(wǎng)格，得到模型815 095個(gè)單元，共209 070個(gè)節(jié)點(diǎn),車輪有限元模型如圖1所示。

圖1 車輪有限元模型

車輪材料參數(shù)如表1所示。

表1 材料參數(shù)

1.1 彎曲工況仿真試驗(yàn)

根據(jù)GB/T 5334-2005《乘用車車輪性能要求和試驗(yàn)方法》描述，試驗(yàn)臺應(yīng)有一個(gè)被驅(qū)動的旋轉(zhuǎn)裝置，車輪可在固定不動的彎矩下旋轉(zhuǎn)，或者車輪固定不動，而承受一個(gè)旋轉(zhuǎn)的彎矩。仿真試驗(yàn)時(shí)，用一個(gè)旋轉(zhuǎn)的彎矩模擬被驅(qū)動的旋轉(zhuǎn)裝置，GB/T 5334-2005中要求車輪不能繼續(xù)承受載荷；原始裂紋產(chǎn)生擴(kuò)展或出現(xiàn)應(yīng)力導(dǎo)致侵入車輪斷面的可見裂紋；如果在達(dá)到要求的循環(huán)次數(shù)之前，加載點(diǎn)的偏移量已超過初始全加載偏移量的20%，認(rèn)為車輪試驗(yàn)已經(jīng)失效。仿真試驗(yàn)時(shí)，由于看不到試驗(yàn)過程，只能通過仿真試驗(yàn)的損傷結(jié)果對疲勞破壞進(jìn)行評價(jià)，如果損傷值大于1視為車輪會發(fā)生疲勞破壞。

以建立車輪的實(shí)體模型為基礎(chǔ)，在ABAQUS軟件中建立車輪彎曲試驗(yàn)有限元仿真模型，用剛性單元抓取螺栓孔附近的單元，用BEAM單元模擬加載桿。約束方式：將車輪輪緣平均分成6份，按照每間隔60°約束60 mm寬的下部輪緣123456自由度。加載方式：沿Z軸、X軸加載周期性變化的集中力，試驗(yàn)載荷以每間隔36°沿圓周方向旋轉(zhuǎn)一周，分10步得到1個(gè)靜力結(jié)果。根據(jù)GB/T 5334-2005《乘用車車輪性能要求和試驗(yàn)方法》，得到加載彎矩公式(1)，加載力臂L設(shè)為1 000 mm，由公式(2)得到加載力F：

M=(μR+d)×FV×S

(1)

F=M/L

(2)

式中：M為試驗(yàn)彎矩；R為靜負(fù)載半徑；μ為路面與輪胎之間的摩擦因數(shù)；d為車輪偏距；FV為車輪額定負(fù)載；S為強(qiáng)化系數(shù)；L為力臂。

為了在ABAQUS中得到周期性載荷F，將該力在垂直于加載力臂的端面的平面上分解，得到分解公式(3)，式中力F(x)、F(z)為兩個(gè)相互垂直的力，ω為控制加載頻率，t表示加載時(shí)間。

(3)

根據(jù)文中研究的車輪規(guī)格，得到車輪的額定負(fù)載FV為825 kg，測得車輪偏距d為0.031 m，靜負(fù)載半徑R為0.344 m，根據(jù)GB/T 5334-2005得到路面與輪胎之間的摩擦因數(shù)μ為0.7，強(qiáng)化系數(shù)S為1.6，力臂L取1 m。將其代入公式(1)—(2)得到加載力F為3 586.7 N，由公式(3)在ABAQUS中加載后得到如圖2所示的彎曲工況仿真試驗(yàn)?zāi)Ｐ汀?/p>

圖2 彎曲工況仿真試驗(yàn)?zāi)Ｐ?/p>

1.2 徑向工況仿真試驗(yàn)

根據(jù)GB/T 5334-2005，在車輪轉(zhuǎn)動時(shí)，試驗(yàn)臺應(yīng)當(dāng)向其傳遞恒定徑向負(fù)荷，加載方向應(yīng)垂直于車輪表面且與車輪徑向方向一致，同時(shí)必須考慮輪胎胎壓的影響。仿真試驗(yàn)時(shí)，在車輪的胎圈座上加載余弦分布的旋轉(zhuǎn)面壓，同時(shí)，在輪輞旋壓面上加載車輪胎壓，完全模擬試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)要求。判定仿真試驗(yàn)失效的方式與彎曲工況相同。

同樣以輪的實(shí)體模型為基礎(chǔ)，約束車輪螺栓安裝孔兩層單元節(jié)點(diǎn)123456自由度，如圖3所示為徑向工況仿真試驗(yàn)?zāi)Ｐ?。在車輪中?-α，α)角度范圍內(nèi)，用局部坐標(biāo)系加載徑向余弦面壓，加載區(qū)域在輪輞胎圈座上，旋轉(zhuǎn)外載荷作用區(qū)域模擬轉(zhuǎn)鼓的轉(zhuǎn)動，文中以每旋轉(zhuǎn)36°作為一個(gè)載荷步，旋轉(zhuǎn)一周共10步，胎壓均布在輪輞上。依據(jù)GB/T 5334-2005單側(cè)徑向力按公式(4)計(jì)算：

(4)

式中：Wr為轉(zhuǎn)鼓作用于車輪的徑向載荷；W0為徑向分布載荷的最大值；K為強(qiáng)度試驗(yàn)系數(shù)；b為胎圈座有效受力寬度；rb為胎圈座半徑。

文中研究的車輪規(guī)格胎圈座半徑rb為255 mm，胎圈座有效受力寬度b為14.34 mm，參考GB/T 5334-2005強(qiáng)化系數(shù)K為2.25。將其代入公式(4)計(jì)算出W0為3.17 N/mm2，所以得到車輪的徑向載荷公式Wr=3.17×cos(2.5×θ)。根據(jù)GB/T 2978-2014[9]得到車輪胎壓為0.25 MPa，在ABAQUS軟件中，將這些載荷加載到模型中,得到如圖3所示的徑向工況仿真試驗(yàn)?zāi)Ｐ汀?/p>

圖3 徑向工況仿真試驗(yàn)?zāi)Ｐ?/p>

2 有限元仿真和疲勞壽命分析

2.1 有限元仿真

為了考慮材料的非線性以及加載周期性載荷，計(jì)算時(shí)采用ABAQUS求解器。因?yàn)檐囕喌膸缀涡螤詈徒Y(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，所以試驗(yàn)結(jié)果的應(yīng)力狀態(tài)比較適合使用von Mises平均應(yīng)力進(jìn)行評估，通過對每個(gè)載荷步得到的分析結(jié)果進(jìn)行比較，可以明確徑向和彎曲工況車輪的最大應(yīng)力對應(yīng)的時(shí)間步及此時(shí)的受力方向。圖4所示為徑向和彎曲工況的應(yīng)力分布云圖。

由圖4應(yīng)力分布云圖可以看出：徑向工況僅僅反映了車輪旋轉(zhuǎn)一周的試驗(yàn)結(jié)果中最大的加載區(qū)域的應(yīng)力情況，而彎曲工況顯示的則是載荷旋轉(zhuǎn)一周的應(yīng)力分布情況。從圖4中基本可以判定在動態(tài)載荷下車輪可能存在危險(xiǎn)的位置是輻條倒角處、輻條較薄弱區(qū)域以及輪緣上。但是，不能根據(jù)強(qiáng)度結(jié)果確定車輪是否會發(fā)生疲勞破壞，因?yàn)閺较蚝蛷澢抡嬖囼?yàn)的強(qiáng)度結(jié)果均小于材料的屈服極限。然而，車輪材料的強(qiáng)度能夠滿足要求不一定表示會發(fā)生疲勞破壞，因?yàn)榘l(fā)生疲勞破壞的機(jī)制是指在遠(yuǎn)低于材料強(qiáng)度極限甚至屈服極限的交變應(yīng)力作用下，材料發(fā)生破壞的現(xiàn)象。而實(shí)際車輪的工作載荷是在復(fù)雜路面上周期性變化的，所以文中采用交變應(yīng)力的方式對車輪進(jìn)行疲勞壽命分析。

圖4 仿真試驗(yàn)應(yīng)力分布云圖

2.2 疲勞壽命分析

文中采用疲勞軟件對車輪進(jìn)行疲勞壽命分析，一般情況下需要車輪的應(yīng)力時(shí)間歷程和材料疲勞性能參數(shù)。應(yīng)力時(shí)間歷程是根據(jù)上文強(qiáng)度仿真試驗(yàn)得到，而材料性能參數(shù)根據(jù)材料的拉伸試驗(yàn)獲得(見表2)，A356材料拉伸試驗(yàn)曲線如圖5所示。

表2 A356材料機(jī)械性能參數(shù)

圖5 A356材料拉伸試驗(yàn)曲線

在疲勞軟件中用單位交變正弦函數(shù)作為輸入通道進(jìn)行疲勞試驗(yàn)仿真，如圖6所示。對于徑向疲勞試驗(yàn)考慮胎壓的作用使用11個(gè)輸入通道，而彎曲試驗(yàn)僅僅是旋轉(zhuǎn)載荷的作用使用10個(gè)輸入通道，進(jìn)行一次仿真得到一個(gè)循環(huán)作用下車輪的損傷情況，然后根據(jù)GB 5334-2005，徑向工況的仿真試驗(yàn)循環(huán)50萬次，彎曲工況的仿真試驗(yàn)循環(huán)10萬次，最終得到車輪的損傷情況，如圖7所示。

圖6 交變載荷輸入通道

圖7 車輪疲勞損傷云圖

由圖7車輪損傷云圖可知，徑向工況出現(xiàn)損傷值大于1的位置主要在輻條和輪緣上，而彎曲工況主要是在輻條倒角“R”處，這與強(qiáng)度分析結(jié)果中應(yīng)力較大位置基本相符，但是并不是應(yīng)力大的位置損傷結(jié)果就一定大，因?yàn)檫@與交變載荷的作用頻率和大小密切相關(guān)。從損傷云圖分析可知，車輪在實(shí)際使用中存在發(fā)生疲勞破壞的可能性，具有較大的風(fēng)險(xiǎn)。該分析對象是輕量化車輪的初始方案，在沒有減小輪緣和輻條厚度的原始方案之前，該車輪的疲勞分析結(jié)果能夠滿足性能要求，同時(shí)，也得到了試驗(yàn)驗(yàn)證。后續(xù)將在此基礎(chǔ)上優(yōu)化出既能滿足性能目標(biāo)要求，又能達(dá)到輕量化減重的目的方案。

3 輕量化優(yōu)化

汽車輕量化一直以來是汽車生產(chǎn)商賴以追求的目標(biāo)，而車輪輕量化是其中的重要一項(xiàng)，傳統(tǒng)的輕量化方式基本已經(jīng)達(dá)到極限，再想繼續(xù)減輕車輪質(zhì)量，同時(shí)也能滿足性能要求基本上難以實(shí)施?，F(xiàn)在以傳統(tǒng)方式輕量化車輪，雖然仿真分析能夠滿足性能要求，但是實(shí)際路試中基本會有破壞發(fā)生，這是因?yàn)檐囕唽?shí)際受到的載荷是交變載荷，易發(fā)生疲勞破壞。所以，文中提出以疲勞壽命作為輕量化的目標(biāo)，能夠?qū)④囕喗蛔冚d荷作用頻率降低，同時(shí)又能滿足強(qiáng)度要求的位置，適當(dāng)減薄以達(dá)輕量化的目的。另外，以改變材料工藝的方式提高屈服和抗拉極限，同樣可以適當(dāng)減薄車輪局部厚度，實(shí)現(xiàn)車輪輕量化。

后續(xù)優(yōu)化的基礎(chǔ)是輕量化的初始方案，該方案是在滿足性能要求的沒有輕量化的基礎(chǔ)上，減薄料厚2.36 kg后，疲勞損傷結(jié)果不能滿足性能目標(biāo)。將車輪按材料的加工工藝，分為三部分，如圖8所示，分別是輪輻、輪輞、輪緣。

圖8 車輪材料工藝優(yōu)化示意圖

輪輻不經(jīng)過特殊工藝處理，所以輪輻的機(jī)械性能參數(shù)對應(yīng)表2所示的材料；輪輞采用旋壓工藝，材料性能參數(shù)得到提高，對應(yīng)表3所示的材料參數(shù)及圖9所示的拉伸試驗(yàn)曲線；輪緣因?yàn)樵谛龎汗に嚨幕A(chǔ)上，再經(jīng)過擠壓才成形，所以性能參數(shù)對應(yīng)表4所示的材料參數(shù)及圖10所示的拉伸試驗(yàn)曲線。因?yàn)檩嗇椬陨頉]有經(jīng)過特殊處理，同時(shí)之前的疲勞壽命分析也沒有滿足目標(biāo)性能要求，所以將輻條增厚1.5 mm，此時(shí)，車輪質(zhì)量增加了0.79 kg，經(jīng)過材料特殊處理和料厚的增減后，再進(jìn)行疲勞壽命分析，得到如圖11所示的車輪疲勞優(yōu)化后損傷云圖。

表3 A356材料經(jīng)旋壓后材料參數(shù)

圖9 A356材料經(jīng)旋壓后拉伸試驗(yàn)曲線

試件形狀圓材鋼號A356規(guī)格型號輪緣截面積/mm222.06試驗(yàn)項(xiàng)目拉伸試驗(yàn)取樣部件旋壓輪緣硬度93.3斷后截面積/mm28.21斷面面積比Z/%37最大拉伸力Fm/kN6.7抗拉強(qiáng)度/MPa304斷后延伸率A/%9斷后標(biāo)距/mm42.4原始標(biāo)距L0/mm39.5屈服強(qiáng)度/MPa264

圖10 A356材料經(jīng)旋壓和擠壓后拉伸試驗(yàn)曲線

圖11 車輪疲勞優(yōu)化后損傷云圖

由圖11可知，經(jīng)過以上優(yōu)化，車輪徑向工況的最大損傷為0.55，彎曲工況的最大損傷為0.33，均小于1，滿足疲勞破壞目標(biāo)要求。同時(shí)，車輪在原方案上減輕了1.57 kg，輕量化效果非常明顯。該方案已經(jīng)在試驗(yàn)中得到驗(yàn)證，能夠完成試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)的循環(huán)次數(shù)而不發(fā)生疲勞破壞。按照此方法，同時(shí)改變輻條倒角“R”可能對于輕量化優(yōu)化還存在一定的空間，但是，繼續(xù)減重而提高工藝成本于工程上并不適用，僅僅適合輕量化的理論研究。

4 結(jié)論

(1)采用交變載荷仿真車輪的疲勞壽命，是考慮了汽車在復(fù)雜路面的行駛情況，得到的分析結(jié)果更貼合實(shí)際，更具工程可靠性。

(2)車輪在行駛過程中受到復(fù)雜的載荷作用，結(jié)構(gòu)強(qiáng)度僅僅是車輪發(fā)生破壞的過程量，可以作為參考，但不適合作為車輪破壞的最終評價(jià)指標(biāo)。

(3)以疲勞壽命作為輕量化研究的目標(biāo)，采用優(yōu)化材料工藝的方式實(shí)現(xiàn)車輪輕量化，是輕量化實(shí)施的一個(gè)重要方向，具有較高的工程價(jià)值。