基于ANSYS的汽車輪轂單元載荷分析

呂新飛

摘要：輪轂是汽車系統(tǒng)重要的運(yùn)動(dòng)和支撐部件，從輪轂實(shí)際結(jié)構(gòu)出發(fā)，建構(gòu)SoliwdWorks實(shí)體模型，并將模型導(dǎo)入ANSYSWorkbench有限元分析軟件作為分析工具，通過模擬輪轂實(shí)際載荷，對(duì)輪轂的各項(xiàng)力學(xué)性能有限元分析，可以優(yōu)化輪轂設(shè)計(jì)、提高強(qiáng)度。

關(guān)鍵詞：輪轂;有限元;彎矩載荷

一、輪轂的幾何結(jié)構(gòu)、載荷分析

1.1輪轂的形狀結(jié)構(gòu)

本文輪轂為整體鑄造輻條式鋁合金輪轂，輪轂材料為ZL101A。通過三維軟件SolidWorks建立輪轂?zāi)Ｐ停嗇炆嫌?個(gè)直徑為Φ22mm的PCD孔，均勻分布在直徑為Φ108mm的圓周上。結(jié)合實(shí)際，將輻條表面形狀設(shè)計(jì)為多曲面結(jié)合，較平面設(shè)計(jì)可提高結(jié)構(gòu)的抗沖擊性能。輪轂為五輻條式，且大部分汽車輪轂均為5幅設(shè)計(jì)。據(jù)統(tǒng)計(jì)，轎車輪轂PCD數(shù)值5孔占70%以上。下面通過五幅輪轂展開分析。

1.2汽車輪轂的輕量化發(fā)展趨勢(shì)及材料選用

中國(guó)汽車行業(yè)的飛速發(fā)展帶來(lái)了一系列安全、能源等方面的問題，為了獲得更多經(jīng)濟(jì)效益和動(dòng)力性能，汽車工業(yè)發(fā)展要有新的技術(shù)工藝。汽車輪轂輕量化在節(jié)能減排、降低油耗等方面起著至關(guān)重要的作用，考慮汽車平穩(wěn)、舒適、無(wú)噪音等整體運(yùn)行情況，對(duì)汽車的結(jié)構(gòu)和形狀進(jìn)行優(yōu)化。根據(jù)RAYS的測(cè)算，減輕lkg非簧載質(zhì)量（例如，輪轂重量輕lkg，相當(dāng)于整車質(zhì)量輕15kg）鋁合金以其輕量、散熱性好、減震性好等諸多優(yōu)點(diǎn)大量應(yīng)用于汽車輕量化，推動(dòng)了汽車輕量化的發(fā)展。

二、建立有限元模型

2.1輪轂?zāi)Ｐ偷膶?dǎo)入、建立及簡(jiǎn)化

將在SolidWorks軟件中完成的零部件3D造型按照Parasolid標(biāo)準(zhǔn)輸出“.x_t”文件，導(dǎo)入ANSYS環(huán)境。因輪輻表面由多曲而構(gòu)成，結(jié)構(gòu)相對(duì)復(fù)雜，以采用自由網(wǎng)格劃分方式“AutomaticMethod”生成網(wǎng)格，而輪緣及胎圈座部分結(jié)構(gòu)較為規(guī)則，采用六面體法“Hex Donimant Method”生成網(wǎng)格。共生成12174個(gè)節(jié)點(diǎn)，4725個(gè)基本單元。為了節(jié)約仿真計(jì)算時(shí)間及相關(guān)計(jì)算難度，僅保持輪轂的基本尺寸，而其余如圓角、裝飾槽對(duì)應(yīng)力分析影響不大的結(jié)構(gòu)則進(jìn)行簡(jiǎn)化處理。

為了節(jié)約仿真計(jì)算時(shí)間及相關(guān)計(jì)算難度，僅保持輪轂的基本尺寸，而其余如圓角、裝飾槽對(duì)應(yīng)力分析影響不大的結(jié)構(gòu)則進(jìn)行簡(jiǎn)化處理。

2.2定義材料

本文研究的輪毅材料為ZL101A的鑄造鋁合金，該類型鋁合金不僅具有很好的鑄造性能，且通過熱處理可以達(dá)到較高強(qiáng)度、良好塑性、高沖擊韌性的理想綜合，成為汽車鑄造鋁輪轂的首選材質(zhì)，選用該類型鑄造鋁合金較為有代表性。

通過查閱相關(guān)資料，理想狀態(tài)下，該材料的輪轂材料特征參數(shù)如下：

密度：2.7g/cm3屈服強(qiáng)度（Yield Stress）：0.24Gpa泊松比（NUXY）：0.3楊氏模量（EX）：72.4Gpa

2.3施加約束條件

在對(duì)輪轂進(jìn)行靜力分析時(shí)，固定輪轂的五個(gè)螺栓孔，對(duì)輪轂三個(gè)平移自由度UX、UY、UZ以及三個(gè)旋轉(zhuǎn)自由度RX、RY、RZ都加以約束。

施加載荷

為了確保輪轂?zāi)苷Ｊ褂?，需要?duì)輪轂施加的載荷進(jìn)行定量的計(jì)算，而輪轂受力大小將受不同工況作用的影響，對(duì)模型進(jìn)行分析時(shí)，需要模擬輪轂實(shí)際受力情況，疲勞工況下，主要受彎矩載荷。

輪轂的所承受最大載荷可表示為：

Fmax=w·ni/3+G/6

W-汽車自身的重量 ni-載荷影響系數(shù) G-汽車滿載負(fù)荷 G取汽車滿載人數(shù)5人加上負(fù)載貨物之和，即G=（5*75+125）*9.8=4900N

參考各部分的系數(shù)選擇其載荷影響系數(shù)：

ni=nl·n2·n3·n4

（2-2）

nl-考慮輪轂制造質(zhì)量系數(shù)，yi 般取值：1-1.1 n2-考慮路面工況影響系數(shù)，一般取值：1.1-1.2 n3考慮汽車裝載系數(shù)，一般取值：1-1.1 n4-其他影響系數(shù)，一般取值：1-1.1

結(jié)合實(shí)際情況，各系數(shù)分別取值為1.05、1.15、1.05、1.05，由式（2-2）可得，載荷影響系數(shù)為ni=1.05*1.15*l.05*1.05=1.33

本文以09款科魯茲1.6L SL MT為例，根據(jù)車型參數(shù)配置，整車整備質(zhì)量1360kg，則該車的重量為W=1360*9.8=13328N，所以輪轂所承受的最大載荷為：Fmax=13328*1.33/3+4900/6=6725.4N

用夾具將輪轂固定不動(dòng)，在軸上施加一個(gè)力，使輪轂承受一個(gè)旋轉(zhuǎn)彎曲的力矩作用。試驗(yàn)彎矩公式如下：

M=（R·μ+d）·F·S

（2-3）

式中：M-力矩 R-靜載荷半徑，取值為0.35 μ-汽車運(yùn)動(dòng)時(shí)，地面與車輪產(chǎn)生的摩擦系數(shù)，取值為0.7 d-輪轂的偏徑，取值為0.35 F-輪轂最大額定載荷，由輪轂廠制造規(guī)定，取值為8521N S-安全系數(shù)，取值為1.61

根據(jù)所提供參數(shù)，結(jié)合式（2-3）求得M=3817N.從而求得偏心力f=M/L=6361.7N.

L-加載力臂的長(zhǎng)度，取值為0.6m

2.4結(jié)果分析

根據(jù)所得云圖顯示應(yīng)力結(jié)果上看，最大應(yīng)力值出現(xiàn)在輪輻根部與輪圈接觸的部位，最大應(yīng)力值為84.87Mpa，遠(yuǎn)小于屈服強(qiáng)度0.24Gpa。

三、小結(jié)

通過ANSYS Workbench中的靜力分析模塊，以09款科魯茲1.6LSL MT為例，對(duì)汽車輪轂進(jìn)行應(yīng)力分析，將模型進(jìn)行簡(jiǎn)化，提高計(jì)算速度。從分析結(jié)果可知，安全系數(shù)足夠。但由于汽車是運(yùn)動(dòng)的，靜力學(xué)分析并未考慮輪轂在旋轉(zhuǎn)時(shí)慣性力的影響，且該影響較大。故未來(lái)需綜合動(dòng)力學(xué)的分析，才能使分析結(jié)果更加符合實(shí)際情況。

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