基于CAE與試驗對標方法的汽車車輪研究

邱祖峰，羅茶根，舒華英

(1.江鈴汽車股份有限公司，江西 南昌 330001；2.南昌智能新能源汽車研究院，江西 南昌 330001；3.江西制造職業技術學院，江西 南昌 330001)

0 引言

輪輞是車輛上一個高速轉動的運動部件,其主要承載整個車輛、乘客和貨物,并將車輛驅動力施加于路面,實現車輛的運動,其對車輛的行駛安全性、平順性和乘員舒適性有重要影響,其剛度、強度、疲勞耐久性等特性將直接影響行駛系統的工作狀態和使用壽命[1,2]。針對輪輞的安全可靠設計,國家制定了相關行業標準,主要包括徑向滾動疲勞試驗和彎曲疲勞試驗。為了提高車輪的設計精度、縮短車輪產品的設計周期,本文以輕卡后輪輞為研究對象,基于有限元方法和試驗方法,通過模態特性驗證有限元模型的準確性,研究其徑向滾動疲勞和彎曲疲勞特性,本文僅以徑向疲勞為例。

1 車輪有限元模型對標

1.1 建立有限元模型

基于輕量化的趨勢,對該車輪輞進行了輕量化設計,即將輪輻設計成變截面厚度,輪緣設計成等厚度。將輪輞3D數據導入Hypermesh 前處理軟件中,輪輻采用CTETRA四面體二級單元,輪緣采用CHEXA六面體單元,建立的輪輞有限元模型如圖1所示。其中單元網格平均尺寸為3 mm,螺栓連接采用RBE2-Bar-RBE2單元來模擬。輪輞的材料牌號為B590CL,其彈性模量為2.1×105MPa,泊松比為0.3,密度為7.8×10-9t/mm3,最小抗拉強度為590 MPa。

圖1 汽車輪輞有限元模型

1.2 輪輞的模態有限元分析結果

本文的輪輞各階模態頻率值提取方法采用Lanczos計算方法。其中低階頻率的模態等效質量系數占比大,所以只提取輪輞的前6階自由模態用于模型的對標研究。用有限元法得到的輪輞前6階固有頻率如表1所示,其振型圖如圖2所示。由分析結果發現,1階和2階、3階和4階、5階和6階的頻率值都非常接近,并且振型相似,只是振動的方向不同,這是計算出來的重根值。

表1 汽車輪輞的模態分析結果

圖2 輪輞各階模態振型圖

1.3 輪輞模態試驗

為了對標輪輞有限元模型的準確性,現需對該輪輞進行錘擊試驗方法測試,基于采集的脈沖響應信號進行自譜分析,識別并獲得結構體系的固有頻率。表2為試驗結果與CAE分析結果的對比。由表2可以看出,CAE結果與試驗結果的誤差均在5%以內,驗證了所建立的CAE模型具有較高的準確性和可靠性。

表2 CAE結果與試驗結果對比

2 車輪徑向靜強度分析

2.1 徑向疲勞試驗簡介

GB/T5909—2009中的徑向疲勞試驗是考察車輛在生命周期里的滾動受力壽命,該試驗按照車輪裝于車輛上的實際情況將車輪固定在試驗臺上,通過一個旋轉的驅動鼓對車輪施加一過輪心的徑向載荷,模擬車輪在行車中承受滾動垂向負載,要求車輪在試驗徑向載荷下經歷一定循環后不得出現裂紋等失效形式[3],圖3為臺架試驗系統結構示意圖。

圖3 臺架試驗系統結構示意圖

根據GB/T5909—2009,輪輞受到的徑向疲勞試驗載荷F(N)計算公式如下:

F=FvK.

(1)

其中:Fv為車輪上最大垂直靜負荷或車輪的額定負荷,N;K為強化試驗系數。

在本次分析中K值取2.2,Fv為16 591.8 N,根據K值對應的滿足車輪徑向疲勞試驗要求的最低循環次數為50萬次,以此作為本次車輪徑向疲勞壽命分析的評判標準。

2.2 有限元模型的邊界條件及載荷

試驗中輪輞的受力分為兩部分:一部分為輪胎的胎壓;另外一部分為由驅動鼓傳遞的徑向力。其中胎壓力均勻作用于輪輞上,具有完全周期對稱性,其作用于輪輞的合力幾乎為零,所以分析中忽略該載荷影響。

根據徑向疲勞試驗的實際安裝情況,有限元分析的邊界條件設置如下:約束車輪安裝孔周邊單元節點的6個方向自由度,徑向疲勞試驗中的徑向力通過在輪胎與輪轂胎座接觸部位施加均布載荷來實現,徑向載荷近似余弦曲線規律分布于輪轂胎座與輪胎接觸部位左右各30°～40°范圍內[4]。其中最大徑向分布載荷W0和隨角度θ變化的徑向分布載荷Wr計算公式由參考文獻[5]確認如下:

(2)

(3)

其中:b為輪胎座受力寬度;R為輪胎座半徑。

根據本次所分析鋼車輪的徑向試驗載荷Fv=16 591.8 N,θ0=36°,輪胎座半徑R=202 mm,輪胎座受力寬度b=16 mm,可得最大徑向分布力W0=6.417 MPa,相關參數說明如圖4所示。

圖4 車輪載荷分布及幾何尺寸示意圖

圖5為有限元模型加載分區,將輪心10個螺栓安裝孔通過剛性單元耦合在一起,并約束1～6自由度。同時對輪輞每旋轉36°建立如圖4所示的余弦分布載荷,分別建立10個分析工況。對圖5所示輪輞模型在第3區加載徑向載荷進行靜力學分析。

圖5 輪輞有限元模型加載分區

2.3 靜力強度分析結果

本文采用Abaqus求解器,總共建立10個分析工況,形成分布的圓周加載;每個工況均繼承上個工況的分析結果,用靜力分析方法模擬徑向載荷旋轉一周,得到10個結果序列,圖6為在3區加載時的應力云圖。從分析結果可以發現,排除螺栓孔周圍約束單元,應力集中區域發生在輪輻的減重孔邊緣,最大值為338.5 MPa。由于輪輞結構具有對稱性,所以各個工況計算結果最大應力值相當,應力集中區域均發生在輪輻的減重孔邊緣。

圖6 在3區加載時輪輞應力分布云圖

3 輪輞徑向疲勞分析[6]

3.1 線性損傷累積理論

本文采用線性損傷累積理論,即在循環載荷作用下,疲勞損傷可線性累積,且各應力獨立且不相關。當累積量達到臨界值時,構件將發生疲勞失效。

每一個循環載荷造成的損傷為:

(4)

其中:N為當前載荷等級S對應的疲勞壽命。

在等幅載荷下共經歷n次循環載荷造成的損傷為:

(5)

若構件受到k個變幅載荷的作用,各荷載等級下的累積損傷D為:

(6)

其中:ni為第i階段荷載水平下對應的循環次數;Ni為第i階段荷載水平下對應的疲勞壽命。

當累積損傷達到臨界點時,結構件就會失效。在實際工程中,通常采用線性疲勞累積Miner理論來分析疲勞問題,其基本思想是:在荷載作用下,如果結構件所吸收的能量達到上限,就會發生疲勞破壞。

3.2 輪輞疲勞分析

將以上車輪10個工況下靜強度分析的應力結果導入N_code疲勞軟件,獲取輪輞的應力分布場?；谲浖腟-N求解模塊,將10個工況的應力結果疊加0～1的動態單位幅值載荷,對其進行疲勞壽命預測分析,其材料B590CL的S-N曲線如圖7所示。

圖7 B590CL的S-N曲線

圖8為輪輞疲勞壽命分布云圖。從中可以看出,最弱的位置位于與車輪的剛性連接螺栓孔處,其最小壽命為2.328×106次,滿足設計要求。

圖8 輪輞疲勞壽命分布云圖

4 結論

本文采用有限元法對汽車輪輞進行了模態分析。CAE結果與試驗結果誤差在5%以內,驗證了CAE模型具有較高的準確性和可靠性。基于驗證好的有限元模型,根據國家相關行業標準規定,對該輪輞進行靜強度分析,最大應力位于輪輻減重孔邊緣處,最大應力值為338.5 MPa。根據強度分析結果,進行疲勞壽命預測分析,輪輞最小壽命為2.328×106次,滿足設計要求壽命。該研究方法可以提高設計效率和準確性,縮短開發周期,為同類產品的設計開發提供了一套系統的方法和參考。