基于ANSYS汽车铝合金轮毂的有限元分析

2020-12-23 03:17张舵迟瑞娟

汽车实用技术 2020年23期

张舵，迟瑞娟

（中国农业大学工学院，北京 100083）

前言

轮毂是汽车不可或缺的零部件，不仅要支撑汽车的整车重量，而且在汽车行驶过程中，还要受到路面和转向时的不同大小、方向的作用力，对汽车的顺利行驶和车内人员的乘坐舒适度起到了重要作用，故研究轮毂的应力和振动特性意义重大。童寒川、夏伟利用有限元软件 ANSYS，对轮毂的弯曲性能进行了有限元分析，研究了轮毂的应力分布情况[1]。焦洪宇等人在获得应力、应变云图的基础上，分析了轮毂的疲劳寿命和安全系数，并对疲劳强度是否符合国家标准进行了分析判断[2]。李剑乔运用模态分析模块得到了整车的固有频率和振型，结果分析表明，轮毂结构的固有频率能够有效避开各种激励频率，避免共振产生[3]。

本文以汽车铝合金轮毂为研究对象，利用Solidworks对其进行有限元建模，利用ANSYS验证其结构强度合理性，最后进行模态分析，通过得到的前8阶频率与振型，验证结构设计的合理性。

1 轮毂三维模型的建立

本文根据国家标准GB/T 3487-2005《汽车轮辋规格系列》[4]的要求，以整体式17英寸轮毂为研究对象，通过Solidworks对其建立三维有限元模型，规格为 7Jx17ET54，PCD值为5x112，螺栓规格 M14x1.5，性能等级为 8.8，中心孔直径57.1mm，配合使用的轮胎规格为225/45R17，制造方法为低压铸造。经调查，当前对轮毂研究的文章以五辐、六辐的居多，八辐和十辐的较少，同时轮辐的形状也是千差万别，主要有Y字型、X字型、V字型和星型。本文设计轮毂为十辐Y字型，模型如图1所示。为便于后续的有限元分析，将倒角、气门孔、槽、不必要的凸台等进行了简化，简化后的模型如图2所示。

图1 简化前

图2 简化后

1.1 材料属性

表1 材料属性表

1.2 网格划分

图3 轮毂的网格划分

网格划分的目的是对模型实现离散化，把求解域分解成可得到精确解的适当数量单元。由于轮毂的整体结构不均匀，不同区域的厚度不一样，且存在较多曲面，用一阶单元进行网格划分的分析精度不高，为了能够很好地逼近轮毂的曲面边界，提高分析精度，本研究采用十节点曲边四面体单元进行网格划分[5]。同时控制单元增长速率为平缓，提高网格的均匀化程度。划分好的网格如图3所示，其中有27814个节点，13976个单元。

2 轮毂的静力分析

当汽车静止时，轮毂受到的力有自身重力、胎压、螺栓预紧力以及地面的反作用力。在施加载荷时，重力在此不予考虑；轮毂受到的压强为2.5个大气压，为0.25MPa，方向指向轴心[6]；弯曲疲劳试验中螺栓预紧力对分析结果没有太大影响，所以这里不考虑施加螺栓预紧力[7]。但需要对所有轮毂螺栓孔进行全约束处理，视为与车轴的固定约束；地面反作用力是由于车重产生的，施加在轮辋下半圆周上。

根据轿车车轮在弯曲疲劳试验中轮毂所受的最大载荷[8]可表示：

式中：W－汽车自重；ni－载荷影响系数；G－汽车满载荷，G取5个人再加上货物：

载荷影响系数：

式中：

n1－轮毂制造质量系数，取值1.05；

n2－路面工况影响系数，取值1.1；

n3－汽车装载系数，取值1.05；

n4－其他影响系数，取值1.05。

计算得到载荷影响系数ni=1.27。求得Fmax=5319.28N。

汽车在实际运行过程中，除了承受汽车的载重外，还会因为轴的转动而受到弯矩。计算如下：

式中：

μ－汽车在行驶过程中，轮胎与路面之间的摩擦系数，其值取为0.7；

R－轮胎的静负荷半径，取值为0.32m；

D－轮胎偏距，根据选定的轮毂参数取值为0.054m；

F－轮毂最大额定载荷，一般由轮毂厂规定，通常取F=Fmax；

S－强化试验系数，取值为1.6。

将上述数值代入式（3）得到弯矩值M=2349N.m。进而可以算出偏心力：

式中：L为试验加载力臂的长度，取值为0.6m。最后求得f=3915N。施加在单位面积上的压力：

其中 d为载荷作用在所施加面上的宽度，r为所施加载荷面的半径，θ为载荷分布夹角，这里取下半圆周。施加在轮辋外侧的载荷分布函数为[9]：

其中x为加载面上的节点坐标值，a为加载面半径。求解出的位移云图和应力云图如图4、5所示。

图4 位移云图

图5 应力云图

从分析结果可以看出变形量最大为 0.43mm，位置在轮缘处。应力值最大为26.8MPa，位于螺栓孔附近，远小于材料的屈服强度240MPa，所以该轮毂的强度满足要求。

3 轮毂的模态分析

3.1 模态分析理论

模态分析亦即自由振动分析，主要用于确定结构和机械零部件的振动特性（固有频率和振型），受不变载荷作用产生应力作用下的结构可能会影响固有频率，尤其是对于那些在某一个或两个尺度上很薄的结构，因此在某些情况下执行模态分析时可能需要考虑预应力的影响。而汽车轮毂是连接制动鼓（制动盘）、轮盘和半轴的重要零部件，同时车体产生的振动也会传递到轮毂上，所以在对轮毂进行设计时，有必要对其进行预应力模态分析，来判断其固有频率是否与发动机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[10]。

进行预应力分析时首先需要进行静力结构分析，计算公式为：

得出的应力刚度矩阵用于计算结构分析（[σ0]→[S]），这样原来的模态方程即可修改为：

上式即为存在预应力的模态分析公式[11]。振动频率ωi和模态φi由此得出。

3.2 结果分析

通过静力学模块与模态分析模块的相互关联求解出了轮毂前8阶的振型与频率。对应的固有频率如表2所示，相应振型图如图6至13所示。

从表2中可以看出，第1阶与第2阶，第3阶与第4阶，第7阶与第8阶的频率值非常接近，并且振型相似，只是振动方向不同，通过观察振动方向可以发现，其振动方式表现为正交性，可以将这几组相邻子步频率值看成是振动方程解的重根[12]。

从模态分析的振型结果可以看出，主要有四种模态，前两阶模态类型为外侧轮缘的上下变形振动；第三、四阶振型幅度不大，只是在外侧轮缘有轻微变形；随着阶数的提高，最大变形处由外侧轮缘转移到了内侧轮缘，在第六阶时内侧轮缘表现出了波浪式变形振动；第七阶和第八阶由于频率值接近，所以表现出的都是轮辋和轮缘径向的旋转扭曲振动。从振型分析中可知，为确保车轮结构具有预期的疲劳寿命，应在设计和铸造中注意轮缘部分的强度和铸造质量，以提高车轮结构的弯曲疲劳寿命[13]。