基于ANSYS的某轮毂疲劳寿命分析

张小石，郝秀平，廖 辉，魏松波

（中北大学 机电工程学院，山西 太原 030051）

0 引言

采用传统的材料力学、弹性力学或断裂力学等，可以对一些简单的模型和受力进行分析，但是对于大量实际科学、工程计算问题，或者复杂模型和复杂载荷，由于数学上的困难，采用传统的方法并不一定能取得精确解。鉴于有限元理论的优点，对轮毂结构性能的分析可以采用有限元方法解决。本文利用ANSYS软件，通过设定材料的属性，对有限元模型施加相应的位移边界条件和载荷边界条件，再进行计算，得到某轮毂的应力、位移、应变以及疲劳载荷允许循环次数的数值解，通过对结果的分析，可对轮毂性能做出综合评价。

1 有限元模型的建立

在UG中建立某轮毂的三维实体模型，再将建好的模型导入ANSYS中，如图1所示。

图1 轮毂的三维实体模型

划分网格后，得到轮毂的有限元模型如图2所示。

2 采用接触分析得出轮毂上的应力分布规律

分析轮毂的受力情况，就轮毂与地面接触进行分析。设θ为载荷与x轴正方向的夹角，轮毂只在θ角为［180°，360°］处承受载荷，故在施加载荷函数中θ的取值为［180°，360°］。

图2 轮毂的有限元模型

当θ∈ ［180°，270°］时 的 载 荷 如 图 3 所 示；当θ∈［270°，360°］时的载荷如图4所示。

图3 θ∈［180°，270°］时的载荷函数求解

图4 θ∈［270°，360°］时的 载荷函数求解

取轮毂承载部分界面，其中 ［180°，360°］弧段为所要施加载荷的部分，设施加的压力为Pr，它在x，y方向的分力分别为Px，Py，由于载荷的对称性，综合图3、图4可知，x方向分力的合力为零。根据相关文献，Pr近似呈正弦函数分布，所以可以设施加载荷函数如下：

y方向分力为：

设轮毂承载面上承受的竖直方向的力为F，则它的值等于承载面上压力沿y方向在圆弧曲面上的积分，即：

结合图3和图4，有：

取F为135 k N，经过计算，最后解得轮毂的某点所承受的载荷为：

3 接触分析结果

接触分析时施加的载荷为角度的函数，我们可以通过控制所定义函数的上、下限来控制加载的范围，也可以对实体模型进行切割来控制加载范围，但是鉴于接触分析时是在180°≤θ≤360°的范围内加载，所以加载时只选择所要施加的半个圆柱面即可。利用ANSYS软件通过设定材料的属性，对有限元模型施加相应的位移边界条件和载荷边界条件，再进行计算，得到应力、位移的数值解。柱坐标系下轮毂的von Mises应力云图如图5所示。轮毂的合位移图如图6所示。

图5 轮毂的von Mises应力（Pa）

4 结果分析

通过上面求出的应力图和应变图，我们可以非常直观地观察轮毂的应力和应变的分布规律。最大应力节点号及其应力值如表1所示，最大位移的节点号及其位移值如表2所示。

图6 轮毂的合位移（mm）

表1 最大应力节点号及其应力值

表2 最大位移的节点号及其位移值

采用von Mises屈服条件对轮毂是否发生屈服进行判断。von Mises屈服条件为：

所选轮毂材料的屈服极限σs＝200 MPa，从表1中可以看出，最大的von Mises应力σi小于材料的屈服极限σs，所以轮毂不会发生屈服。

除了要关注材料是否发生屈服，还需要知道轮毂的位移是否合理，即它的刚度是否符合要求。轮毂的最大位移为0.002 mm，显然它是远小于经验值的，所以它的刚度也是符合要求的。

［1］ 刘朝勋，于力彪，郑慕侨，等.负重车轮轮盘结构优化减重分析［J］.中国制造业信息化，2003（2）：94－96.

［2］ 方伦浩.I－DEAS在铝合金轮毂有限元分析中的应用［J］.汽车工艺与材料，2007（12）：31－34.

［3］ 陈伟，张雪梅，冯小红，等.轮毂结构有限元分析［J］.机械，2006（9）：23－25.

［4］ 王焕定，焦兆平.有限单元法基础［M］.北京：高等教育出版社，2002.