基于ABAQUS的汽车轮毂模态分析

李剑乔

摘要：以铝合金汽车轮毂为研究对象，本文首先通过ABAQUS软件对轮毂进行几何建模，然后对轮毂进行有限元模型建立，通过静力学分析得到其最大应力为213MPa，符合铝合金性能要求，最后运用模态分析模块得到整车的固有频率及振型，计算分析结果表明轮毂结构的固有频率能有效避开各种激励频率，避免反生共振，验证其设计合理性。

Abstract： Taking the aluminum alloy wheel hub as the research object， this paper firstly uses ABAQUS software to geometrically model the wheel hub， and then sets up the finite element model of the wheel hub. Through static analysis， the maximum stress is 213 MPa， which meets the aluminum alloy performance requirements， and finally uses the mold. The state analysis module obtains the natural frequency and mode shape of the whole vehicle. The calculation and analysis results show that the natural frequency of the hub structure can effectively avoid various excitation frequencies， avoid the anti-resonance， and verify the rationality of its design.

关键词：汽车轮毂;有限元分析;模态分析

Key words： wheel hub;finite element analysis;modal analysis

0  引言

轮毂是轮胎内支撑轮胎的中心装在轴上的金属部件，其不仅需要承受车辆自重及载重作用压力，还需承受车辆在行驶过程中由于转向和路面状况等不同情况下带来的不同方向的作用力。轮毂结构比较复杂受力情况以及轮毂的结构形状给研究工作带来很多困难[1]。模态分析可以用作分析结构强度以及振动特性，它是动力学分析的基础，也是验证结构设计合理性非常重要的一个组成部分[2]。模态分析是机械结构振动特性分析的有效手段，它通过分析结构的动特性建立结构在已知激励条件下的响应预测模型，进而预测结构在实际工作状态下的动力学特性。本文以汽车某型轮毂为对象，利用ABAQUS分析软件对其进行有限元建模以及静力学分析验证其结构强度的合理性，最后对其进行模态分析，通过得到的其前6阶模态与振型显示结构符合设计合理性，也为对轮毂的进一步分析优化奠定基础。

1  有限元模型的建立

1.1 轮毂的结构模型

本文直接使用ABAQUS对该轮毂模型进行有限元建模以及后处理。三维建模过程中，对结构的一些局部细微特征如轮毂与主轴连接端上的螺栓孔、比较小的倒角和圆角等可以进行简化，这些特征对分析结果的精确度影响并不大，且这些结构会导致有限元分析的时间加长可以对这些局部特征进行简化[3]。

1.2 材料属性的定义

根据汽车轮毂材料为铝合金7050-T7451，在ABAQUS软件中设置其弹性模量为66GPa，泊松比为0.3，密度为2700kg/m3。

1.3 网格划分

在有限元分析中，对有限元模型进行合理的网格划分是对分析结果影响最大且最直接的一个步骤。在对轮毂模型进行有限元网格划分时，对轮辋部分使用六面体单元进行扫掠生成，对轮辐部分使用四面体单元自适应生成，共计40178个单元。建立好的模型网格如图1所示。

1.4 轮毂的静强度分析

考虑的轮毂在和包括轮毂自重以及来自汽车的重力载荷，惯性载荷等。为了简化计算，只需根据IEC61400-1制定的载荷工况来计算作用在轮毂上的载荷。而轮毂上静压力作用的位置为整个轮辐外圈，作用大小约为2.4MPa。所得分析结果如图2所示。

从轮毂的应力分析云图中可以看出，最大应力出现在轮辋圆周远离轮辐的区域，其最大应力值为213MPa，小于轮毂材料的许用应力503MPa，该轮毂设计满足强度要求。

2  模态分析

2.1 模态分析理论

汽车轮毂是链接制动鼓（制动盘）、轮盘和半轴的重要零部件，同时车体产生的震动也会传递到轮毂上，所以在对轮毂进行设计时，有必要对起进行预应力模态分析，来判断其固有频率是否与车架等其他部件的固有频率重合，避免产生共振，引起轮毂失效破坏[4]。

在模态分析中，系统的外部激励Ft=0，阻尼C=0。此时振动方程为

由于自由振动系统结构上个点的振幅不全为0，可以求出矩阵特征值ω和特征向量X。

2.2 模态分析与计算

模态分析通常用作测试结构的动态特性，通过所得测试结果对结构进行优化，尽量避免结构件出现共振现象导致结构功能失效[5]。

在轮毂的实际使用情景中，轮毂通过法兰盘将螺栓与螺纹孔进行连接，故只需对所有螺纹孔进行全位移约束即可。预应力模态分析时考虑载荷产生的应力对结构刚度的影响，在对铝合金轮毂进行预应力模态分析时，只需在前文ABAQUS有限元靜力学分析的基础上加入模态分析模块，即可计算出轮毂的各阶振型、频率、最大变形量。计算的模态振型阶数为前6阶，得到的相应振型图如图3至图8所示。相对应的固有频率如表1所示。

从振型图中可以看出，对于铝合金轮毂，其1阶振型为上、下振动，2阶振型为左、右振动，3～4阶振型主要为前后振动，5～6阶振型主要为扭振。

本文中轮毂所对应的汽车类型为小型乘用车，发动机怠速转速为800r/min，发动机在怠速工况下的频率约为26.7Hz。由表1可知轮毂的各阶频率均避开了怠速工况下发动机的激励频率。该轮毂的一阶固有频率为219.87Hz，远大于发动机在怠速工况下的频率。当车在高速公路（车速90～120km/h）和一般路面（车速50～80km/h）行驶时其传动轴不平衡引起的振动频率范围在40Hz～100Hz之间，由表1可知本文给出的几个轮毂模态均在100Hz以上，未出现频率重合避免发生共振。高速和一般路面激励一般在1～3Hz，与轮毂模态无交错。由于轮胎的不平衡所引起的激励相对影响较小，所以此处可以不作考虑。由上述分析结果可知，该轮毂的结构强度符合设计要求，同时其各阶固有频率能够避开在汽车行驶过程中所常见的激励，各阶固有频率分布合理，避免了发生共振的可能性，故验证了轮毂设计的合理性。

3  结论

本文通过对汽车某型轮毂的有限元模型建立，并利用ABAQUS分析得到了汽车轮毂的强度分析结果以及前6阶固有频率和其对应振型，分析结果表明该轮毂模态分布合理，且能避开汽车行驶中常遇到的激励，避免发生共振，验证了其设计的合理性。达到缩短设计周期、降低成本、提高产品可靠性的目的。为NVH性能优化提供了有效的参考依据。

参考文献：

[1]郑甲红，杜翠.2MW风力发电机轮毂优化设计[J].机械设计与制造，2011（7）：7-9.

[2]勒晓雄，吴颖江，彭为.轿车白车身模态试验方法研究[J].汽车技术，2009（08）：39-43.

[3]贾红玲，周亥平.轿车轮毂轴承轴向载荷特性分析[J].轴承，2010（2）：10-12.

[4]陈荣华.某型越野汽车动力总成的振动模态研究及壳体改进设计[D].南京：南京理工大学，2013.

[5]吴海波，李晋，石磊磊.轻型货车车价的有限元建模及模态分析[J].公路与汽运，2012（4）：17-19.