基于有限元法的輪轂應力及變形分析①

楊 權， 梁 芹， 黃福安

(1.宿州學院 機械與電子工程學院, 安徽 宿州 234000;2.安徽車橋有限公司,安徽 宿州 234000)

0 引 言

輪轂作為汽車上重要的承重部件，它的性能尤為重要，行駛過程中輪轂不僅受到汽車整車自重和滿載貨物的壓力，同時還承受汽車經(jīng)過減速帶、凹坑和轉彎時受到的來自各方面的沖擊載荷力，如果輪轂性能滿足不了使用要求，汽車在行駛的過程中就會受到載荷沖擊發(fā)生塑性過量變形乃至失效，破壞汽車的安全性能，進而影響到駕駛員的性命安全。反之若汽車輪轂質(zhì)量過大，安全系數(shù)過大，不僅增加汽車的轉動慣量，增加油耗浪費資源，同時汽車的加速性能也會隨之降低，嚴重影響汽車的整車性能和駕駛性能。因此性能優(yōu)異的輪轂不僅可以節(jié)省材料還可以提高汽車的安全系數(shù)以及駕駛員的駕駛體驗。

對于輪轂受力，眾多學者進行了相關研究。王霄峰[1]利用有限元軟件對輪轂模型分別進行靜態(tài)分析及動態(tài)彎曲疲勞分析，通過對危險點的應力進行研究，對危險截面進行優(yōu)化；王旭[2]建立了商用車結構有限元模型，進行一階共振理論下的輪轂輕量化設計；金成旭應用有限元法結合拉伸試驗，預測了輪轂螺栓承受較大扭矩導致斷裂失效[3]；肖才遠利用有限元法對鋁合金輪轂進行沖擊研究，提出鋁合金材質(zhì)具有輕便、省油的優(yōu)勢，符合綠色環(huán)保理念[4]；郭勃文利用有限元軟件DYNA模塊，預測了輪轂危險截面出現(xiàn)的位置[5]；宋小艷以斯柯達昕動1.6L汽車輪轂為原型，開發(fā)了有限元虛擬設計平臺，縮短產(chǎn)品研發(fā)周期[6]；張國智研究輪轂輪緣的結構設計與工藝控制方法，提出屈服應力對輪轂輪緣抗沖擊性能影響最大[7]；李明通過對比傳統(tǒng)輪轂設計流程與運用有限元分析輔助設計流程，分析應用有限元方法進行設計的優(yōu)勢，使得設計流程更加科學高效[8]。針對不同工況下，輪轂的應力、變形以及安全系數(shù)進行研究。

此次分析基于安徽車橋有限公司生產(chǎn)的AQ502 01272 44410型輪轂，采用QT500材料鑄造成形，通過CATIA軟件建立三維模型，然后把模型導入到有限元分析軟件中進行網(wǎng)格劃分，討論不同工況下模型的受力，使得性能均處于安全范圍內(nèi)，從而保證車輛在行駛過程中具有良好的動力性、經(jīng)濟性和安全性。

1 有限元模型的建立

1.1 輪轂的有限元建模

運用CATIA對輪轂進行參數(shù)化建模，保留倒角、加強筋等特征，繪制三維模型如圖1所示，同時把文件保存為STP格式，為導入有限元軟件做準備。

圖1 輪轂的三維模型

添加QT500的材料屬性到材料庫并添加到輪轂中，通過ANSYS軟件當中的網(wǎng)格模塊對輪轂三維模型進行網(wǎng)格劃分。輪轂的失效一般發(fā)生在輪轂的輪邊支撐處，由于輪轂的結構復雜，含有多個曲面，因此對此處網(wǎng)格進行細化，從而真實準確模擬輪轂受力狀態(tài)，對于其他部位采用四面體自由網(wǎng)格，網(wǎng)格劃分如圖2所示，劃分好的網(wǎng)格節(jié)點數(shù)為110825，實體單元的數(shù)目為67394。

圖2 輪轂網(wǎng)格圖

1.2 輪轂載荷的添加

為了能夠順利的模擬整個有限元分析過程，需要消除輪轂模型的剛性位移，因此對輪轂施加對稱全約束邊界條件，約束施加在軸承所在的安裝面。此次分析根據(jù)輪轂實際工作狀態(tài)，分為二個工作狀況來分析。其一為汽車在靜止狀態(tài)下滿載或汽車在低速行駛狀態(tài)，其二為汽車在緊急制動狀態(tài)下受載。給輪轂添加約束時只需要給軸承與輪轂的接觸面進行約束，約束類型為六自由度的約束，既輪轂與軸承的接觸面約束即可。由上文可知，輪轂的分析分成二種工況，雖然不同的工況施加的載荷的大小不一樣，但是輪轂的受力面積以及方向都是一樣的，加載的位置主要在輪邊支撐處的外表面圓弧段的1/2圓弧位置內(nèi)，施加載荷如圖3所示。

圖3 輪轂受力位置圖

2 輪轂的有限元分析結果

對于汽車輪轂受力：在實際使用的過程中不僅有靜止，低速行駛狀態(tài)；由于道路狀況，還有人為因素還會遇到緊急制動情況。因此對輪轂的分析從以下兩種工況進行展開討論。

2.1 工況一：汽車在靜止狀態(tài)下滿載或在低速行駛

進行有限元分析的大型特種車橋輪轂所裝配的車型較大，并且在沙漠地形進行運輸工作，所以汽車的行駛速度較低，輪轂承受載荷可近似認為與靜態(tài)條件一樣，只承受車橋自重。研究的輪轂承受車橋重量18t，單個輪轂所受載荷為重載的一半，可知為9t。施加重力載荷，通過有限元分析得到輪轂的應力云圖如圖4所示。

圖4 輪轂應力分析云圖

輪轂受到了9×104N的載荷時，由圖可知輪轂受到的最大應力為101.73MPa。分析結果顯示最大應力發(fā)生在安裝止口處，存在一定的應力集中現(xiàn)象，發(fā)生了明顯形變。

如圖5所示輪轂在工況一的狀態(tài)下受到了九噸的載荷壓力并發(fā)生了形變位移，在現(xiàn)實中這種形變較小，人眼觀察不到，可通過軟件放大功能，標記不同顏色的方式展現(xiàn)出來，由圖可知輪轂發(fā)生了形變位移量達到2.3854×10-2mm。

圖5 輪轂位移分布圖

如圖6所示是輪轂在九噸載荷的壓力下的安全系數(shù)，圖中顏色不同的位置反映了輪轂不同位置的安全系數(shù)，安全系數(shù)越小越不安全，由圖可知輪轂的最小安全系數(shù)為2.45。

圖6 輪轂安全系數(shù)云圖

2.2 工況二：汽車在緊急制動狀態(tài)下應力變形分析

汽車行駛的過程中，由于環(huán)境因素，人為因素的影響，緊急制動情況經(jīng)常發(fā)生，也更容易出現(xiàn)事故。整車在制動的狀態(tài)下主要考慮行駛過程是以最大的制動能力進行減速的，地面的制動力對汽車車橋的輪轂會產(chǎn)生比較大的徑向沖擊載荷，此時單個輪轂它所受到的徑向沖擊載荷為F2。

F2=klog

(1)

式中：k為沖擊系數(shù)，一般取1.2。

代入數(shù)據(jù)可知F2為1.08×105N。施加沖擊載荷，通過有限元分析計算得到輪轂應力云圖如圖7所示。

圖7 輪轂最大應力分析云圖

如圖7所示為在工況二的狀態(tài)下，輪轂承受1.08×105N的沖擊載荷的內(nèi)部應力分布，輪轂受到的最大的應力為122.07MPa，相對于QT500的屈服強度360MPa明顯很小，可知輪轂滿足使用要求。但輪轂安裝止口處發(fā)生了明顯的彈性變形，位移量為2.8625×10-2mm，如圖8所示。變形量增加，相應的輪轂的安全系數(shù)為2.048，仍然在安全范圍內(nèi)，如圖9所示。

圖8 輪轂位移分布云圖

圖9 輪轂安全系數(shù)云圖

3 結 論

針對安徽車橋的AQ502 01272 44410型號的輪轂進行了應力分析、變形分析、安全系數(shù)分析，結果顯示：

(1)在靜止狀態(tài)下，輪轂承受靜力載荷9×104N，產(chǎn)生最大應力為101.73MPa，產(chǎn)生最大變形位移0.023mm，輪轂的安全系數(shù)為2.45。

(2)在緊急制動狀態(tài)下，輪轂承受沖擊載荷1.08×105N，產(chǎn)生最大壓力為122.07MPa，產(chǎn)生最大變形位移2.8625×10-2mmm，輪轂的安全系數(shù)為2.048。

(3)緊急制動狀態(tài)下，輪轂所承受的應力和變形均大于靜載和低速行駛過程，安全系數(shù)比靜載和低速行駛過程小，在行駛的過程中應盡量避免緊急制動。

(4)輪轂所用材料為QT500，屈服強度為360Mpa，無論是靜載還是緊急制動情況，輪轂滿足使用要求，輪轂的安全系數(shù)都在要求的2.0～2.5安全范圍內(nèi)。根據(jù)市場驗證報告，整車行駛十萬公里內(nèi)，輪轂未發(fā)生故障，有限元模擬可運用在類似零件的分析中。