基于有限元的鋁合金車輪疲勞分析

陳 毅，侯存滿，趙海新

(承德石油高等?？茖W(xué)校 汽車工程系,河北 承德 067000)

車輪是汽車的重要旋轉(zhuǎn)類支撐零部件，不僅支撐著車輛本身的全部重量，而且還要受到汽車在行駛中因減速、轉(zhuǎn)彎、風(fēng)阻和路面不平等來自多個方向的各種動態(tài)載荷。車輪是簧下高速旋轉(zhuǎn)質(zhì)量元件，其旋轉(zhuǎn)時質(zhì)量增加所產(chǎn)生的耗能相當(dāng)于非旋轉(zhuǎn)件的1.2～1.5倍，同時車輪轉(zhuǎn)動慣量增大也嚴(yán)重的影響整車的平順性和加速性能[1]。汽車車輪的失效形式主要有強(qiáng)度斷裂和疲勞失效，其中由于疲勞斷裂引起的車輪破壞占80%以上。利用集CAD/CAE/CAM功能于一體的設(shè)計軟件Solidworks建立了鋁合金車輪的三維模型，并對車輪進(jìn)行彎曲疲勞分析和徑向疲勞分析進(jìn)行仿真分析。

1 車輪疲勞理論

在交變載荷的作用下，即使零件所承受的應(yīng)力低于材料的屈服應(yīng)力，但經(jīng)過長時間的工作周期后產(chǎn)生裂紋或斷裂的現(xiàn)象稱為金屬零件的疲勞[2]。車輪受到的載荷可以分為內(nèi)部載荷和外部載荷。內(nèi)部載荷有鑄造生產(chǎn)過程中產(chǎn)生的殘余應(yīng)力、充氣壓力和車輪螺栓預(yù)緊力等。外部載荷有行駛中地面激勵的隨機(jī)載荷、車輛重力作用于車輪的徑向力以及彎曲力矩等。車輪長期運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，輪輻和輪輞在內(nèi)外部載荷的交替作用下容易出現(xiàn)疲勞破壞。利用應(yīng)力壽命疲勞分析方法對車輪進(jìn)行疲勞分析，并利用適用于脆性材料的Goodman應(yīng)力修正方法對仿真結(jié)果進(jìn)行修正。

2 車輪靜應(yīng)力分析

汽車車輪的受力狀態(tài)有兩種情況：1)汽車在靜止?fàn)顟B(tài)下受到的重力靜應(yīng)力作用；2)汽車在行駛過程中受到動態(tài)循環(huán)載荷作用[3]。在鋁合金車輪三維模型基礎(chǔ)上建立其有限元模型，在分析過程中可以施加各種載荷和約束的邊界條件，為了提高分析的準(zhǔn)確性和高效性，將車輪輪輞表面進(jìn)行分割以便于加載約束和載荷，并去除較小的圓角等[4]。鋁合金車輪輪轂直徑是16寸，材料牌號選用A356，其彈性模量E=72 400 N/mm2，泊松比μ=0.33，密度ρ=2.7 g/cm3，屈服強(qiáng)度σs=150 MPa，抗拉強(qiáng)度σb=256 MPa。

由于該車輪結(jié)構(gòu)對稱，取1/5圓周72度作為研究對象，即輪輻中心線到最近的窗口中心線，那么設(shè)輪輻中心線為0度的話，窗口中心線就為36度。在車輛重力徑向載荷的作用下，在不忽略充氣壓力對輪輞的作用情況下，車輛在0度和36度時的應(yīng)力分布圖見圖1所示。

0度時的應(yīng)力分布圖顯示車輪最大應(yīng)力為68.144 MPa，最大應(yīng)力出現(xiàn)在0度載荷所對的輪輻上，并且靠近螺栓孔處。36度時的應(yīng)力分布圖顯示車輪最大應(yīng)力為60.711 MPa，最大應(yīng)力出現(xiàn)在36度載荷所對窗口的兩側(cè)輪輻上，并且靠近輪轂處。除了承載輪輻其余輪輻受力也較大，輪輻和輪輞相聯(lián)接的地方應(yīng)力也較大。0度載荷時最大應(yīng)力顯然大于36度時的最大應(yīng)力，說明車輪在0度載荷時的承載能力弱于36度時的承載能力，但是均遠(yuǎn)小于車輪材料的屈服強(qiáng)度極限，說明車輪在靜應(yīng)力載荷下安全系數(shù)較高。

3 車輪彎曲疲勞分析

根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5334-2005對乘用車車輪的性能要求和試驗(yàn)方法及標(biāo)準(zhǔn)的要求，輕合金材料車輪動態(tài)彎曲疲勞試驗(yàn)循環(huán)次數(shù)不少于105次，動態(tài)徑向疲勞試驗(yàn)循環(huán)次數(shù)不少于5×105次。在進(jìn)行鋁合金車輪的彎曲疲勞分析有限元模型時，需要給車輪施加一個彎矩。根據(jù)試驗(yàn)要求有限元模型設(shè)計成車輪和加載臂兩個部分，車輪和加載臂之間通過車輪螺栓聯(lián)接。考慮到車輪的實(shí)際使用要求并結(jié)合試驗(yàn)要求，加載臂的長度選取為500 mm。車輪和加載臂的有限元模型見圖2所示。

圖3是車輪在動態(tài)循環(huán)彎曲載荷下的生命圖解和損壞圖解。生命圖解顯示車輪生命周期最小的節(jié)點(diǎn)壽命值是6.068×105次。損壞因子也被稱為利用率，代表結(jié)構(gòu)消耗壽命的比率，由損壞圖解可以看出最大損壞百分比是1.648%。由此可以看出車輪的壽命值遠(yuǎn)高于標(biāo)準(zhǔn)值，車輪設(shè)計滿足彎曲疲勞安全的要求，同時說明該車輪輪輻厚度較大可以進(jìn)一步進(jìn)行車輪輕量化設(shè)計。

4 車輪徑向疲勞分析

在車輛的動態(tài)徑向疲勞試驗(yàn)中，需要給車輪作用一個大小恒定的徑向載荷，但是作用在車輪上的位置是隨著車輪的轉(zhuǎn)動時刻變化著。徑向力在某一方向上靜應(yīng)力較大的區(qū)域就是動態(tài)徑向疲勞試驗(yàn)中應(yīng)力幅值較大的地方[5]。通過圖1對車輪的靜應(yīng)力分析的結(jié)果，說明在0度方向載荷時的最大應(yīng)力要大于36度時的最大應(yīng)力。所以在徑向疲勞分析中選擇0度載荷方向作為研究對象，換言之如果0度載荷方向滿足設(shè)計要求，其余方向安全系數(shù)則會更高。

圖4是徑向疲勞分析結(jié)果，生命圖解表明車輪生命周期總數(shù)最少1.001×108次，可以近似認(rèn)為壽命趨于無限，由損壞圖解可以看出最大損壞百分比是0.5005%。結(jié)果表明車輪的徑向疲勞壽命要遠(yuǎn)高于徑向疲勞試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)的1×105，表明車輪的安全系數(shù)較高滿足性能要求。

5 結(jié)論

在車輪靜應(yīng)力分析的基礎(chǔ)上，對車輪的彎曲疲勞壽命和徑向疲勞壽命進(jìn)行了仿真預(yù)測，結(jié)果表明無論是彎曲疲勞分析還是徑向疲勞分析車輪的壽命要遠(yuǎn)高于國家標(biāo)準(zhǔn)的試驗(yàn)要求和性能使用?？梢缘贸鲕囕喌膹较蚱趬勖诌h(yuǎn)高于彎曲疲勞壽命，所以在車輪長期運(yùn)轉(zhuǎn)時彎曲疲勞給車輪帶來的疲勞失效損害更大。在車輪靜應(yīng)力分析中，0度載荷方向的最大應(yīng)力大于36度時的最大應(yīng)力，遠(yuǎn)小于材料的屈服極限。該車輪除輪胎座圈、輪輻靠近輪轂處和輪輻與輪輞的聯(lián)結(jié)處外，其余部位疲勞壽命值富裕過多，可以繼續(xù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，以提高汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性和安全性。

參考文獻(xiàn)：

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[3] 王燕平. 基于疲勞強(qiáng)度的鋁合金車輪結(jié)構(gòu)設(shè)計及分析[D].廣州：華南理工大學(xué),2012.

[4] 陳毅，杜蔚華，張全逾，等. 基于CATIA的路面養(yǎng)護(hù)車副車架設(shè)計[J]. 承德石油高等?？茖W(xué)校學(xué)報，2015，17(1)：52-57.

[5] 周渝慶. 鎂合金車輪疲勞壽命預(yù)測與優(yōu)化設(shè)計[D].重慶：重慶大學(xué),2008.