十輻Y字型輪轂鋁合金車輪設計及有限元分析

麻春輝

(承德石油高等?？茖W校汽車工程系，河北承德 067000)

0 引言

當前對輪轂的研究以五輻、六輻、七輻的居多，八輻和十輻的較少，同時輪輻的形狀主要有Y字型、X字型、V字型和星型。為凸顯創新性和新穎性，本文作者設計了十輻Y字型輪轂，并運用Solidworks建立三維模型，以補充相關研究的缺乏。

1 車輪結構設計及模型建立

輪輞與輪胎結合部分的尺寸由國標(GB T3487—2005)規定。常見的形式主要有深槽輪輞和平底輪輞，還有對開式輪輞和半深槽輪輞等。設計采用的輪輞輪廓是深槽輪輞J型輪廓。整體式車輪規格為7Jx17ET54，PCD值為5x112，輪轂螺栓規格M14x1.5，性能等級為8.8,制造方法為低壓鑄造。車輪配合使用的輪胎規格為225/45R17。運用SolidWorks建立模型如圖1所示。

圖1 車輪三維模型

2 車輪受力分析

在車輪運動中，輪胎的氣壓壓力、螺栓預緊力、輪轂旋轉時的離心力、彎矩會同時作用于輪轂結構。輪胎

的氣壓壓力會均勻地分布在整個輪輞上，載荷方向為輪輞的法向方向，由于氣壓相對其他壓力較小，并且該壓力具有均勻性和對稱性，所以可忽略不計，同理，汽車行駛時，輪轂本身產生的離心力也可以忽略不計[1]。由于汽車輪轂主要依靠螺栓與軸連接，所以在對輪轂做受力分析時，主要分析螺栓的受力，因為輪轂其他部分的受力最終都要通過螺栓傳給汽車。

在受力當中，最大的是預緊力，所以可對螺栓孔做剛化處理。根據轎車車輪在彎曲疲勞試驗中[2]，輪轂所承受的最大載荷可表示為：

(1)

式中：W為汽車自重；ni為載荷影響系數；G為汽車滿載負荷。

文中以大眾汽車某車型為例，根據該車型參數，W為1 170 kg，G取5人質量再加上貨物質量即：

G=(5×70+100)×9.8=4 410 N

結合實際情況，載荷影響系數ni=1.2。將各個數值代入式(1)，求得Fmax=5 319 N。

輪轂通過5個螺栓與安裝面進行固定[3]。螺栓規格為M14x1.5,要求螺栓扭矩達到110 N·m，可知：

螺栓預緊力：

(2)

普通螺紋的牙型斜角為30°，其摩擦因數f為0.2，由于螺紋為連接螺紋，要求自鎖性能好，故選用單線螺紋，即n=1。根據螺栓規格，代入相關數值求得：F0=62 857 N。

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：

M=(Rμ+d)·F·S

(3)

將上述數值代入式(3)得到彎矩值M=2 349 N·m。

進而可以算出偏心力：

f=M/L

(4)

式中：L為加載力臂的長度，取值為0.6 m，求出輪轂的偏心力f=3 915 N。

3 有限元分析

3.1 材料屬性

表1為材料屬性。

表1 材料屬性

根據A356鋁合金的材料屬性，需要將各個屬性的值輸入到ANSYS Workbench中。

3.2 網格劃分

通過自動劃分網格的方法，將單元網格尺寸設置為20 mm，劃分出來的網格節點為276 266個，單元為151 141個。具體如圖2所示。

圖2 劃分網格后的輪轂

3.3 定義約束

根據汽車車輪受力情況分析可知，輪轂是依靠5個螺栓固定住的，所以在對輪轂施加約束時，應對5個螺栓孔施加全約束。

3.4 施加載荷

在車輪的受力分析中，輪胎的氣壓壓力、輪轂旋轉時的離心力可忽略不計，螺栓預緊力、彎矩會同時作用于車輪結構，將前面的計算結果分別加載到車輪中。

4 靜力分析結果及數據分析

由于車輪受力為復雜應力狀態，所以在進行求解時采用第四強度理論，即用Von mises應力表示[4]。求解出來的等效彈性應變云圖如圖3所示，等效應力云圖如圖4所示。

圖4 等效應力云圖

在兩種載荷同時施加進行求解后，可以得出如下分析：

(1)車輪所受的最大應力為203 MPa，位于螺栓與螺母的連接處，其次位于輪輻上。整體所受應力主要由螺栓預緊力產生，彎矩和試驗轉速對應力影響較小，結構的疲勞強度取決于循環周期內的應力變化大小，因此，盡管螺母與螺栓連接區域應力值大，但它不會是疲勞破壞區域。

(2)輪緣、胎圈座、輪輞、槽底等部位的應力和應變沒有發生較大的變化，在試驗過程中可以很好地保證這些部位的強度和疲勞，因此這些部位屬于絕對安全區域。

(3)車輪所受的最大應變量為0.002 8 mm，在輪輻與安裝盤的連接處容易發生疲勞破壞，兩者交接處的應力變化值較大，應變值也是較大的，會受到應力和彎矩的影響，同時也會受到試驗時轉速的影響，但影響較小。所以，在車輪動態試驗過程中，兩輪輻夾角處及輪輻與安裝盤的交接處和螺栓孔附近是疲勞裂紋最容易出現的區域。

5 結論

文中設計了一種十輻Y字型輪轂車輪，分析了車輪的受載情況，并利用ANSYS軟件將多種載荷同時施加在了車輪的試驗裝置上，研究全部載荷對車輪的強度和變形情況。

分析結果表明，輪輻根部的連接處是最容易出現疲勞的部位，其次是螺栓孔和中心孔由于在轉動過程中經常受預緊力和彎矩也很容易出現疲勞，相對于整個車輪來說這幾個地方是比較脆弱的部位，所以在后期改進時需要加強。在改進輪轂結構時，可以在螺栓孔之間安置徑向加強筋或者增加輪輻的厚度來提高輪轂的疲勞壽命。

單純由螺栓預緊力引起的應力值較大，但螺栓預緊力是一個恒定的載荷，不會隨著轉速和時間等物理量而發生變化。因此，螺栓孔處出現疲勞的可能性不大。

經過上述的計算和有限元分析，證實了該車輪在強度、剛度等方面的可靠性，也為后續的進一步優化改進及模態分析、疲勞分析等提供有效基礎。