基于ANSYS汽車鋁合金輪轂的有限元分析

2020-12-23 03:17:04張舵遲瑞娟

汽車實用技術 2020年23期

張舵，遲瑞娟

（中國農業大學工學院，北京 100083）

前言

輪轂是汽車不可或缺的零部件，不僅要支撐汽車的整車重量，而且在汽車行駛過程中，還要受到路面和轉向時的不同大小、方向的作用力，對汽車的順利行駛和車內人員的乘坐舒適度起到了重要作用，故研究輪轂的應力和振動特性意義重大。童寒川、夏偉利用有限元軟件 ANSYS，對輪轂的彎曲性能進行了有限元分析，研究了輪轂的應力分布情況[1]。焦洪宇等人在獲得應力、應變云圖的基礎上，分析了輪轂的疲勞壽命和安全系數，并對疲勞強度是否符合國家標準進行了分析判斷[2]。李劍喬運用模態分析模塊得到了整車的固有頻率和振型，結果分析表明，輪轂結構的固有頻率能夠有效避開各種激勵頻率，避免共振產生[3]。

本文以汽車鋁合金輪轂為研究對象，利用Solidworks對其進行有限元建模，利用ANSYS驗證其結構強度合理性，最后進行模態分析，通過得到的前8階頻率與振型，驗證結構設計的合理性。

1 輪轂三維模型的建立

本文根據國家標準GB/T 3487-2005《汽車輪輞規格系列》[4]的要求，以整體式17英寸輪轂為研究對象，通過Solidworks對其建立三維有限元模型，規格為 7Jx17ET54，PCD值為5x112，螺栓規格 M14x1.5，性能等級為 8.8，中心孔直徑57.1mm，配合使用的輪胎規格為225/45R17，制造方法為低壓鑄造。經調查，當前對輪轂研究的文章以五輻、六輻的居多，八輻和十輻的較少，同時輪輻的形狀也是千差萬別，主要有Y字型、X字型、V字型和星型。本文設計輪轂為十輻Y字型，模型如圖1所示。為便于后續的有限元分析，將倒角、氣門孔、槽、不必要的凸臺等進行了簡化，簡化后的模型如圖2所示。

圖1 簡化前

圖2 簡化后

1.1 材料屬性

表1 材料屬性表

1.2 網格劃分

圖3 輪轂的網格劃分

網格劃分的目的是對模型實現離散化，把求解域分解成可得到精確解的適當數量單元。由于輪轂的整體結構不均勻，不同區域的厚度不一樣，且存在較多曲面，用一階單元進行網格劃分的分析精度不高，為了能夠很好地逼近輪轂的曲面邊界，提高分析精度，本研究采用十節點曲邊四面體單元進行網格劃分[5]。同時控制單元增長速率為平緩，提高網格的均勻化程度。劃分好的網格如圖3所示，其中有27814個節點，13976個單元。

2 輪轂的靜力分析

當汽車靜止時，輪轂受到的力有自身重力、胎壓、螺栓預緊力以及地面的反作用力。在施加載荷時，重力在此不予考慮；輪轂受到的壓強為2.5個大氣壓，為0.25MPa，方向指向軸心[6]；彎曲疲勞試驗中螺栓預緊力對分析結果沒有太大影響，所以這里不考慮施加螺栓預緊力[7]。但需要對所有輪轂螺栓孔進行全約束處理，視為與車軸的固定約束；地面反作用力是由于車重產生的，施加在輪輞下半圓周上。

根據轎車車輪在彎曲疲勞試驗中輪轂所受的最大載荷[8]可表示：

式中：W－汽車自重；ni－載荷影響系數；G－汽車滿載荷，G取5個人再加上貨物：

載荷影響系數：

式中：

n1－輪轂制造質量系數，取值1.05；

n2－路面工況影響系數，取值1.1；

n3－汽車裝載系數，取值1.05；

n4－其他影響系數，取值1.05。

計算得到載荷影響系數ni=1.27。求得Fmax=5319.28N。

汽車在實際運行過程中，除了承受汽車的載重外，還會因為軸的轉動而受到彎矩。計算如下：

式中：

μ－汽車在行駛過程中，輪胎與路面之間的摩擦系數，其值取為0.7；

R－輪胎的靜負荷半徑，取值為0.32m；

D－輪胎偏距，根據選定的輪轂參數取值為0.054m；

F－輪轂最大額定載荷，一般由輪轂廠規定，通常取F=Fmax；

S－強化試驗系數，取值為1.6。

將上述數值代入式（3）得到彎矩值M=2349N.m。進而可以算出偏心力：

式中：L為試驗加載力臂的長度，取值為0.6m。最后求得f=3915N。施加在單位面積上的壓力：

其中 d為載荷作用在所施加面上的寬度，r為所施加載荷面的半徑，θ為載荷分布夾角，這里取下半圓周。施加在輪輞外側的載荷分布函數為[9]：

其中x為加載面上的節點坐標值，a為加載面半徑。求解出的位移云圖和應力云圖如圖4、5所示。

圖4 位移云圖

圖5 應力云圖

從分析結果可以看出變形量最大為 0.43mm，位置在輪緣處。應力值最大為26.8MPa，位于螺栓孔附近，遠小于材料的屈服強度240MPa，所以該輪轂的強度滿足要求。

3 輪轂的模態分析

3.1 模態分析理論

模態分析亦即自由振動分析，主要用于確定結構和機械零部件的振動特性（固有頻率和振型），受不變載荷作用產生應力作用下的結構可能會影響固有頻率，尤其是對于那些在某一個或兩個尺度上很薄的結構，因此在某些情況下執行模態分析時可能需要考慮預應力的影響。而汽車輪轂是連接制動鼓（制動盤）、輪盤和半軸的重要零部件，同時車體產生的振動也會傳遞到輪轂上，所以在對輪轂進行設計時，有必要對其進行預應力模態分析，來判斷其固有頻率是否與發動機等其他部件的固有頻率重合，避免產生共振，引起輪轂失效破壞[10]。

進行預應力分析時首先需要進行靜力結構分析，計算公式為：

得出的應力剛度矩陣用于計算結構分析（[σ0]→[S]），這樣原來的模態方程即可修改為：

上式即為存在預應力的模態分析公式[11]。振動頻率ωi和模態φi由此得出。

3.2 結果分析

通過靜力學模塊與模態分析模塊的相互關聯求解出了輪轂前8階的振型與頻率。對應的固有頻率如表2所示，相應振型圖如圖6至13所示。

從表2中可以看出，第1階與第2階，第3階與第4階，第7階與第8階的頻率值非常接近，并且振型相似，只是振動方向不同，通過觀察振動方向可以發現，其振動方式表現為正交性，可以將這幾組相鄰子步頻率值看成是振動方程解的重根[12]。

從模態分析的振型結果可以看出，主要有四種模態，前兩階模態類型為外側輪緣的上下變形振動；第三、四階振型幅度不大，只是在外側輪緣有輕微變形；隨著階數的提高，最大變形處由外側輪緣轉移到了內側輪緣，在第六階時內側輪緣表現出了波浪式變形振動；第七階和第八階由于頻率值接近，所以表現出的都是輪輞和輪緣徑向的旋轉扭曲振動。從振型分析中可知，為確保車輪結構具有預期的疲勞壽命，應在設計和鑄造中注意輪緣部分的強度和鑄造質量，以提高車輪結構的彎曲疲勞壽命[13]。