基于ANSYS的汽車輪轂優(yōu)化設計

盧振生，陳宇佳，王艷玲，王迎輝，張全禹

(綏化學院，黑龍江 綏化152061)

隨著汽車保有量不斷地提升，截止2019年民用汽車擁有量25 376.38萬輛，據(jù)國家統(tǒng)計局統(tǒng)計2018年用于交通運輸、倉儲和郵政業(yè)汽油消費總量達到2.2739億t與2017年相比增加了3%[1].據(jù)《BP世界能源統(tǒng)計年鑒》的2019年度報告表明，以目前的石油消耗速度，石油只有不到50年的開采量[2]，作為燃油使用量最高的汽車已經成為了節(jié)能減排的研究對象，汽車的裝備質量每減1%可節(jié)油1%～2%[3]，而鎂合金具有密度低、抗沖擊性好、抗壓縮能力強、后續(xù)加工簡單及可回收性高等多種優(yōu)點，因此以鎂合金汽車輪轂為研究對象，通過對其結構優(yōu)化設計減小其質量，可提高汽車燃油經濟性，從而降低能源的消耗速度.

1 輪轂模型設計及靜力學仿真

1.1 輪轂模型的建立

本文所設計的輪轂以國家標準《乘用車輪輞規(guī)格系列》GB/T3487—2015為依據(jù)，針對AudiA6L車型的輪轂進行優(yōu)化設計，輪轂參數(shù)如表1所示[4]，根據(jù)該參數(shù)，使用Solid work實體建模軟件建立的輪轂模型如圖1所示.

圖1 輪轂實體模型Figure 1 Hub solid model

表1 鎂合金AZ31B力學性能參數(shù)Table 1 Mechanical property parameters of magnesium alloy AZ31B

由于國家標準沒有對左側槽的側邊進行限制，為了避免使用直線后與兩側的圓角連接處出現(xiàn)應力集中的現(xiàn)象，所以本文采用了樣條曲線對其進行過渡.

1.2 網格的劃分

由于SOLID186號單元具有二次位移的特點，適用于不規(guī)則模型[5]，且其具有任意的空間取向，能夠適應復雜的受力環(huán)境的特點[6]，而鎂合金汽車輪轂模型沿軸線呈現(xiàn)出不規(guī)則形狀，輪轂的圓周受非線性載荷，因此本文選擇SOLID 186號單元作為網格劃分單元，基于ANSYS自由網格對其進行單元劃分，自由網格具有自動化程度高和操作簡便的優(yōu)勢，本文選擇自由網格對其進行網格控制[7].

將實體模型導入ANSYS軟件中，在材料菜單中輸入相應的力學性能參數(shù)，具體參數(shù)如表2所示[8]；通過網格劃分控制器選擇智能尺寸劃分，精度等級為五級，網格劃分結果如圖2所示，劃分的單元數(shù)為295 050個.

圖2 輪轂網格劃分Figure 2 Hub meshing

表2 輪轂參數(shù)Table 2 Wheel hub parameter

1.3 輪轂徑向加載分析

為合理對汽車輪轂進行加載，本文依據(jù)汽車最大載荷計算公式可計算得到輪轂所受載荷，如式(1)所示[9].

(1)

其中：W為汽車自重取1 970 kg；G為汽車滿載負荷取4 410 N；ni為載荷影響因素，本文取1.27.通過上式計算可得最大載荷Fmax為8 907 N.

將徑向載荷Fmax通過函數(shù)編輯器加載至輪轂上，得到了徑向載荷分布圖像如圖3所示.

圖3 徑向載荷施加圖像Figure 3 Radial load application image

1.4 仿真結果分析

在汽車行駛時，輪轂作為直接與地面進行接觸的運動部件，要承受車身向下的垂直載荷和來自路面不平帶來的向上的沖擊力，同時輪轂的使用環(huán)境較為復雜，難以判定在某個特殊情況下輪轂材料的特性[10]，防止輪轂在復雜的受力環(huán)境中破損失效，增加輪轂的使用壽命，在各方面達到輪轂所需的強度要求，本文選擇對其各項應力進行分析，為計算汽車輪轂的應力分布和最大變形量出現(xiàn)的位置，選擇直接求解器對其進行應力和最大形變分布求解，圖4、5為根據(jù)第四強度畸變能理論計算得出的輪轂徑向載荷背面von-Mises圖和輪轂徑向載荷正面von-Mises圖.圖6為根據(jù)第一強度理論計算得出的輪轂最大拉應力分布圖.圖7為根據(jù)第二強度理論計算得出的輪轂最大伸長線應變分布圖.圖8為根據(jù)第三強度最大切應力理論(Tresca屈服準則).圖9為輪轂的最大形變量分布圖.

圖4 輪轂徑向載荷背面von-Mises圖Figure 4 Von-Mises diagram of hub radial load back

圖5 輪轂徑向載荷正面von-Mises圖Figure 5 Front von-Mises diagram of hub radial load

圖6 輪轂最大拉應力分布圖 Figure 6 Maximum tensile stress distribution of hub

圖7 輪轂最大伸長線應變分布圖Figure 7 Distribution diagram of maximum extension

圖8 輪轂最大切應力分布圖Figure 8 Maximum shear stress distribution of hub

圖9 輪轂的最大形變量分布圖Figure 9 Distribution diagram of maximum deformation of hub

由圖4、5可以看出在承受徑向載荷后，輪輻輻板正面和背面都出現(xiàn)了應力集中的情況，輪轂正面的最大應力為39.4 MPa，背面輻板處的最大應力達到了50.6 MPa，通過對比可知輪轂背面的擠壓強于正面，這是因為在輪輻輻板正面呈現(xiàn)拱形突起，在承受載荷之后有向后彎曲的趨勢，造成背部受到擠壓產生了較大的應力，根據(jù)第四強度的畸變能理論，構件內任意一點的形狀改變比能達到單項應力狀態(tài)下的極限應力值，材料發(fā)生屈服破壞[11]，在安全系數(shù)為2.34時，輪轂的屈服強度最大為58.547 MPa[12]，通過圖5、6可知最大應力并未超過鎂合金的屈服強度，符合鎂合金的力學性能.

由圖6可知，輪轂的最大拉應力主要集中于輪輻輻板處，大小為45.6 MPa，在安全系數(shù)為2.34時，鎂合金輪轂的極限抗拉強度為105.983 MPa，滿足鎂合金的力學性能，根據(jù)第一強度理論可知，材料破壞的主要因素是最大拉應力，當單方向上的周向拉應力達到臨界值時裂紋出現(xiàn)并沿著最大拉應力的方向開始拓展，裂紋逐漸擴大直至材料斷裂[13]，與第四強度畸變能理論不同，第一強度理論忽略了材料所受的剪切應力，在材料所受剪切應力較大或者多軸受載時就不能用拉應力來說明鎂合金的破壞極限.

由圖7可知由最大拉應變理論產生的應力為19.9 MPa小于拉應力的45.6 MPa、von-Mises等效應力的50.6 MPa，根據(jù)第二強度最大拉應變理論可知，當材料受載時，某一軸向載荷大于其余兩方向的外部載荷時，材料承受大載荷方向所產生的損傷較多，導致該方向上承壓能力大幅降低，當再次承受載荷時會升高該方向斷裂的可能性，從圖7可知此時的拉應力尚未達到鎂合金的力學性能的極限，不會導致輪轂發(fā)生損傷[14].

由圖8可知輪轂最大切應力也是集中于輻板靠近安裝面的部位，而且最大切應力為16.3 MPa，說明此時輪轂容易因為徑向的剪切在輻板處發(fā)生斷裂失效的情況，且第三強度理論認為最大切應力是引起材料屈服的主要因素，無論何種應力狀態(tài)，達到單向極限切應力材料將產生壓縮破壞[15]，從圖8可以看出此時的剪切應力未達到鎂合金屈服強度，因此本文并未選擇輻板進行加厚處理.

由圖9可知輪轂的最大變形量在輪緣處，大小為1.282 mm，形變量較小滿足剛度要求可以進行優(yōu)化設計[16].

2 輪轂優(yōu)化設計

將輪轂模型導入到ANSYS軟件Workbench模塊中，避免輪轂的外形發(fā)生改變，約束輪輞形狀與輪輻安裝面螺栓孔的輪廓為恒定，為使輪轂輕量化，以輪轂的整體質量為變量，得到輪轂質量隨拓撲優(yōu)化次數(shù)目標對象收斂圖(質量收斂圖)如圖10所示.

圖10 拓撲優(yōu)化次數(shù)目標對象收斂圖Figure 10 Topology optimization times target object convergence graph

由圖10可知當優(yōu)化次數(shù)超過38次以后輪轂優(yōu)化結果基本收斂，即使次數(shù)再次增加對于優(yōu)化結果來說沒有任何的意義，只會增加計算機的計算量，增加優(yōu)化時間；根據(jù)此種優(yōu)化方式輪轂的結構變化圖如圖11所示為輪轂結構變化圖，結構變化局部放大圖.

圖11 輪轂結構變化圖Figure 11 Change diagram of hub structure

由圖11可知，當輪轂質量保留85%，同時設定最大應力不超過100 MPa時，優(yōu)化目標區(qū)域為汽車的輪輻安裝面，所以本文對輪輻安裝面的厚度進行了修改，圖12為輪轂優(yōu)化之后網格劃分的結果.

圖12 輪轂優(yōu)化后的網格劃分Figure 12 Mesh generation after hub optimization

為了進一步驗證該優(yōu)化結構的合理性，對其von-Mises、拉應力、線應變、切應力和形變量進行計算分析，如圖13～17所示，分別為最大von-Mises、最大拉應力、最大伸長線應變、最大切應力和最大形變量的效果云圖.

圖13 輪轂徑向載荷von-Mises圖Figure 13 Von-Mises diagram of hub radial load

圖14 輪轂最大拉應力分布圖Figure 14 Maximum tensile stress distribution of hub

圖15 輪轂最大伸長線應變分布圖Figure 15 Distribution diagram of maximum extension linear

通過與圖4～9的對比可以發(fā)現(xiàn)，輪轂的最大von-Mises應力減少了1.5 MPa，最大拉應力增加了12.9 MPa，最大伸長線應變產生的應力減少了0.5 MPa，最大切應力增加了0.6 MPa，最大形變量增加0.012 3 mm，由此可知變化最大的為拉應力，由于輪輻安裝面的厚度減少，導致在螺栓處的作用面積減少，壓力分布較為集中使得輪轂的拉壓應力大幅度增加，達到58.5 MPa低于鎂合金的屈服強度，符合其力學特性，由于其余幾種應力變化幅度較小，不再進行分析，鎂合金在常規(guī)條件下屬于塑性材料，因此本文優(yōu)先使用Tresca屈服準則和von-Mises準則對鎂合金輪轂進行分析，通過圖13和圖16進行對比可知von-Mises應力大于切應力，為安全考慮本文采用von-Mises準則作為受力分析的強度準則，從圖16可以看出最大von-Mises應力為49.1 MPa，小于鎂合金的屈服強度極限；由圖17可知輪轂形變量最大處為1.305 mm，形變較小可以忽略不計，最終優(yōu)化后的輪轂質量為3.872 kg，質量小于目前量產的鍛制鎂合金輪轂的5.2 kg，優(yōu)化效果較為明顯[17].

圖16 輪轂最大切應力分布圖Figure 16 Maximum shear stress distribution of hub strain of hub

圖17 輪轂的最大形變量分布圖Figure 17 Distribution diagram of maximum deformation of hub

3 結 語

鎂合金作為一種新型材料能夠有效的減輕產品的質量，如果能夠對于汽車上的一些厚重的零件進行材料的改進能夠有效的減輕汽車的總體質量，同時大幅度的提高汽車的燃油經濟性.相比于鋁合金和鑄鐵來說，鎂合金不僅密度較低，而且因其較高的阻尼系數(shù)能夠大幅度減少汽車運動時帶來的噪聲和震動，可以提高駕駛員的舒適性，減輕長時間駕駛帶來的疲憊感，

相較于鋁合金來說鎂合金還擁有更加優(yōu)良的加工性，在相同的加工條件和設備下，鎂合金的生產成本和生產效率都要明顯的優(yōu)于鋁合金，所以能夠為生產商帶來更多的收益.但鎂合金也有自身的缺陷，作為活潑金屬鎂合金的耐腐蝕性不如鋁合金，如何通過提高鎂合金中其他材料的占比提升鎂合金耐腐蝕性成為目前的主要問題.因為汽車輪轂經常工作在惡劣的環(huán)境中，如果沒有良好的耐腐蝕性經過長時間的化學反應會導致其失去原本的性能，一旦出現(xiàn)性能缺陷就會給駕駛員帶來巨大的風險.