基于CAE與試驗對標(biāo)方法的汽車車輪研究

邱祖峰，羅茶根，舒華英

(1.江鈴汽車股份有限公司，江西 南昌 330001；2.南昌智能新能源汽車研究院，江西 南昌 330001；3.江西制造職業(yè)技術(shù)學(xué)院，江西 南昌 330001)

0 引言

輪輞是車輛上一個高速轉(zhuǎn)動的運動部件,其主要承載整個車輛、乘客和貨物,并將車輛驅(qū)動力施加于路面,實現(xiàn)車輛的運動,其對車輛的行駛安全性、平順性和乘員舒適性有重要影響,其剛度、強(qiáng)度、疲勞耐久性等特性將直接影響行駛系統(tǒng)的工作狀態(tài)和使用壽命[1,2]。針對輪輞的安全可靠設(shè)計,國家制定了相關(guān)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn),主要包括徑向滾動疲勞試驗和彎曲疲勞試驗。為了提高車輪的設(shè)計精度、縮短車輪產(chǎn)品的設(shè)計周期,本文以輕卡后輪輞為研究對象,基于有限元方法和試驗方法,通過模態(tài)特性驗證有限元模型的準(zhǔn)確性,研究其徑向滾動疲勞和彎曲疲勞特性,本文僅以徑向疲勞為例。

1 車輪有限元模型對標(biāo)

1.1 建立有限元模型

基于輕量化的趨勢,對該車輪輞進(jìn)行了輕量化設(shè)計,即將輪輻設(shè)計成變截面厚度,輪緣設(shè)計成等厚度。將輪輞3D數(shù)據(jù)導(dǎo)入Hypermesh 前處理軟件中,輪輻采用CTETRA四面體二級單元,輪緣采用CHEXA六面體單元,建立的輪輞有限元模型如圖1所示。其中單元網(wǎng)格平均尺寸為3 mm,螺栓連接采用RBE2-Bar-RBE2單元來模擬。輪輞的材料牌號為B590CL,其彈性模量為2.1×105MPa,泊松比為0.3,密度為7.8×10-9t/mm3,最小抗拉強(qiáng)度為590 MPa。

圖1 汽車輪輞有限元模型

1.2 輪輞的模態(tài)有限元分析結(jié)果

本文的輪輞各階模態(tài)頻率值提取方法采用Lanczos計算方法。其中低階頻率的模態(tài)等效質(zhì)量系數(shù)占比大,所以只提取輪輞的前6階自由模態(tài)用于模型的對標(biāo)研究。用有限元法得到的輪輞前6階固有頻率如表1所示,其振型圖如圖2所示。由分析結(jié)果發(fā)現(xiàn),1階和2階、3階和4階、5階和6階的頻率值都非常接近,并且振型相似,只是振動的方向不同,這是計算出來的重根值。

表1 汽車輪輞的模態(tài)分析結(jié)果

圖2 輪輞各階模態(tài)振型圖

1.3 輪輞模態(tài)試驗

為了對標(biāo)輪輞有限元模型的準(zhǔn)確性,現(xiàn)需對該輪輞進(jìn)行錘擊試驗方法測試,基于采集的脈沖響應(yīng)信號進(jìn)行自譜分析,識別并獲得結(jié)構(gòu)體系的固有頻率。表2為試驗結(jié)果與CAE分析結(jié)果的對比。由表2可以看出,CAE結(jié)果與試驗結(jié)果的誤差均在5%以內(nèi),驗證了所建立的CAE模型具有較高的準(zhǔn)確性和可靠性。

表2 CAE結(jié)果與試驗結(jié)果對比

2 車輪徑向靜強(qiáng)度分析

2.1 徑向疲勞試驗簡介

GB/T5909—2009中的徑向疲勞試驗是考察車輛在生命周期里的滾動受力壽命,該試驗按照車輪裝于車輛上的實際情況將車輪固定在試驗臺上,通過一個旋轉(zhuǎn)的驅(qū)動鼓對車輪施加一過輪心的徑向載荷,模擬車輪在行車中承受滾動垂向負(fù)載,要求車輪在試驗徑向載荷下經(jīng)歷一定循環(huán)后不得出現(xiàn)裂紋等失效形式[3],圖3為臺架試驗系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖。

圖3 臺架試驗系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖

根據(jù)GB/T5909—2009,輪輞受到的徑向疲勞試驗載荷F(N)計算公式如下:

F=FvK.

(1)

其中:Fv為車輪上最大垂直靜負(fù)荷或車輪的額定負(fù)荷,N;K為強(qiáng)化試驗系數(shù)。

在本次分析中K值取2.2,Fv為16 591.8 N,根據(jù)K值對應(yīng)的滿足車輪徑向疲勞試驗要求的最低循環(huán)次數(shù)為50萬次,以此作為本次車輪徑向疲勞壽命分析的評判標(biāo)準(zhǔn)。

2.2 有限元模型的邊界條件及載荷

試驗中輪輞的受力分為兩部分:一部分為輪胎的胎壓;另外一部分為由驅(qū)動鼓傳遞的徑向力。其中胎壓力均勻作用于輪輞上,具有完全周期對稱性,其作用于輪輞的合力幾乎為零,所以分析中忽略該載荷影響。

根據(jù)徑向疲勞試驗的實際安裝情況,有限元分析的邊界條件設(shè)置如下:約束車輪安裝孔周邊單元節(jié)點的6個方向自由度,徑向疲勞試驗中的徑向力通過在輪胎與輪轂胎座接觸部位施加均布載荷來實現(xiàn),徑向載荷近似余弦曲線規(guī)律分布于輪轂胎座與輪胎接觸部位左右各30°～40°范圍內(nèi)[4]。其中最大徑向分布載荷W0和隨角度θ變化的徑向分布載荷Wr計算公式由參考文獻(xiàn)[5]確認(rèn)如下:

(2)

(3)

其中:b為輪胎座受力寬度;R為輪胎座半徑。

根據(jù)本次所分析鋼車輪的徑向試驗載荷Fv=16 591.8 N,θ0=36°,輪胎座半徑R=202 mm,輪胎座受力寬度b=16 mm,可得最大徑向分布力W0=6.417 MPa,相關(guān)參數(shù)說明如圖4所示。

圖4 車輪載荷分布及幾何尺寸示意圖

圖5為有限元模型加載分區(qū),將輪心10個螺栓安裝孔通過剛性單元耦合在一起,并約束1～6自由度。同時對輪輞每旋轉(zhuǎn)36°建立如圖4所示的余弦分布載荷,分別建立10個分析工況。對圖5所示輪輞模型在第3區(qū)加載徑向載荷進(jìn)行靜力學(xué)分析。

圖5 輪輞有限元模型加載分區(qū)

2.3 靜力強(qiáng)度分析結(jié)果

本文采用Abaqus求解器,總共建立10個分析工況,形成分布的圓周加載;每個工況均繼承上個工況的分析結(jié)果,用靜力分析方法模擬徑向載荷旋轉(zhuǎn)一周,得到10個結(jié)果序列,圖6為在3區(qū)加載時的應(yīng)力云圖。從分析結(jié)果可以發(fā)現(xiàn),排除螺栓孔周圍約束單元,應(yīng)力集中區(qū)域發(fā)生在輪輻的減重孔邊緣,最大值為338.5 MPa。由于輪輞結(jié)構(gòu)具有對稱性,所以各個工況計算結(jié)果最大應(yīng)力值相當(dāng),應(yīng)力集中區(qū)域均發(fā)生在輪輻的減重孔邊緣。

圖6 在3區(qū)加載時輪輞應(yīng)力分布云圖

3 輪輞徑向疲勞分析[6]

3.1 線性損傷累積理論

本文采用線性損傷累積理論,即在循環(huán)載荷作用下,疲勞損傷可線性累積,且各應(yīng)力獨立且不相關(guān)。當(dāng)累積量達(dá)到臨界值時,構(gòu)件將發(fā)生疲勞失效。

每一個循環(huán)載荷造成的損傷為:

(4)

其中:N為當(dāng)前載荷等級S對應(yīng)的疲勞壽命。

在等幅載荷下共經(jīng)歷n次循環(huán)載荷造成的損傷為:

(5)

若構(gòu)件受到k個變幅載荷的作用,各荷載等級下的累積損傷D為:

(6)

其中:ni為第i階段荷載水平下對應(yīng)的循環(huán)次數(shù);Ni為第i階段荷載水平下對應(yīng)的疲勞壽命。

當(dāng)累積損傷達(dá)到臨界點時,結(jié)構(gòu)件就會失效。在實際工程中,通常采用線性疲勞累積Miner理論來分析疲勞問題,其基本思想是:在荷載作用下,如果結(jié)構(gòu)件所吸收的能量達(dá)到上限,就會發(fā)生疲勞破壞。

3.2 輪輞疲勞分析

將以上車輪10個工況下靜強(qiáng)度分析的應(yīng)力結(jié)果導(dǎo)入N_code疲勞軟件,獲取輪輞的應(yīng)力分布場。基于軟件的S-N求解模塊,將10個工況的應(yīng)力結(jié)果疊加0～1的動態(tài)單位幅值載荷,對其進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測分析,其材料B590CL的S-N曲線如圖7所示。

圖7 B590CL的S-N曲線

圖8為輪輞疲勞壽命分布云圖。從中可以看出,最弱的位置位于與車輪的剛性連接螺栓孔處,其最小壽命為2.328×106次,滿足設(shè)計要求。

圖8 輪輞疲勞壽命分布云圖

4 結(jié)論

本文采用有限元法對汽車輪輞進(jìn)行了模態(tài)分析。CAE結(jié)果與試驗結(jié)果誤差在5%以內(nèi),驗證了CAE模型具有較高的準(zhǔn)確性和可靠性?；隍炞C好的有限元模型,根據(jù)國家相關(guān)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定,對該輪輞進(jìn)行靜強(qiáng)度分析,最大應(yīng)力位于輪輻減重孔邊緣處,最大應(yīng)力值為338.5 MPa。根據(jù)強(qiáng)度分析結(jié)果,進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測分析,輪輞最小壽命為2.328×106次,滿足設(shè)計要求壽命。該研究方法可以提高設(shè)計效率和準(zhǔn)確性,縮短開發(fā)周期,為同類產(chǎn)品的設(shè)計開發(fā)提供了一套系統(tǒng)的方法和參考。