家用轎車輪轂結構及輕量化設計

馮葉陶　梁雙福　王謙　羅嘯

摘 要：輪轂是承載汽車安全的重要安全部件，輕量化設計是實現節能減排的、降低運輸成本的主要措施之一，本文進行了汽車結構設計與輕量化研究。以某型號家用轎車汽車輪轂為研究對象開展輕量化研究，利用UG軟件創建汽車輪轂三維實體模型，進行有限元靜力學分析，分析結果發現某型號家用轎車汽車輪轂剛度和強度存在一定的余量，在不影響汽車輪轂結構強度、剛度的前提條件下，對輪轂重新設計優化分析，輕量化后某型號家用轎車汽車輪轂質量從5.62kg減輕到5.37kg，質量減輕了4%。設計提出了汽車輪轂輕量化的分析體系，為之后汽車輪轂的輕量化和整車輕量化設計提供一些參考。

關鍵詞：輪轂 有限元分析 優化設計 輕量化

1 引言

輪轂（也可稱為輪圈或鋼圈）是承載汽車安全的重要安全部件，輕量化設計是實現節能減排的、降低運輸成本的主要措施之一。孝成美[1]通過ANSYS有限元分析，對輪輞的厚度進行降低了4.26%，以及優化了輪輻的厚度降低了30.08%，最終優化后的鋁合金的輪轂減重了2.13kg。宋淵[2]對輪轂的研究在ANSYS中對輪轂進行有限元分析、模態分析、材料彎曲實驗模型以及沖擊實驗模型，使整體的質量為6.62kg比初始值減輕了8%實現了輕量化效果。

輪轂結構設計和輕量化對汽車整體質量的減輕有著重要意義。本文以家用轎車汽車輪轂為研究對象開展輕量化研究，設計提出了汽車輪轂輕量化的分析體系。為之后汽車輪轂的輕量化和整車輕量化設計提供一些參考。

2 輪轂有限元模型的建立

輪轂主要由輪輞與輪輻組成，輻條的半徑大小和輪圈的半徑大小相接近，輻條的中央有大于車輪傳動軸的中心孔，中心孔的周圍有若干小孔（一般轎車的孔數為4—5個）用于螺栓固定，輻條與輪輞的曲面完全貼合輪轂主要尺寸如表1所示，建立的三維實體模型如圖1所示。

2.1 輪轂材料屬性選擇與網格劃分

本文研究以某型號家用轎車汽車輪轂采用A356鋁合金材料。鋁合金輪轂在高速行駛時在同等情況下，它的旋轉、徑向載荷、最大應力，都是輕于其他材料[3]。鋁合金和鎂合金輪圈在密度、延展性韌性、抗拉強度和剛度方面有很大的不同[4]。通過對比分析選擇合適的材料進行輕量化設計，材料屬性如表2所示。

為進行有限元分析，現將建立的輪轂三維實體模型導入ANSYA軟件中，采用六面體網格法進行網格劃分，將輪輞單元格的尺寸設置為4mm，輪輻單元格網格尺寸為6mm，合計共劃分網格393944個，單元數量為241641個，最后輪轂的有限元模型。

2.2 輪轂的受力加載

根據某型號家用轎車重量為參考，汽車的整備質量為輪轂的受力來源分析，輪轂所受力通過軟件計算為4200N，通過有限元軟件分析計算時，將輪轂的受力方向作用在輪輞上面，方向豎直向下，如圖3所示。

2.3 輪轂的靜力學分析

從鋁合金輪轂的總體形變來看，該輪轂的變形主要表現在螺栓孔與輪輻連接的最大變形量為0.23mm左右，而在輪輻與輪輞接觸的部分變形量為0.02mm，說明該輪轂對于軸承的連接強度優化是有必要的，可以適當的增加它的厚度及其邊緣過度方式改變輪轂在承受載荷的狀態下分散一部分應力如圖4所示。

輪轂的輪輞與輪輻的加載受力大小，主要表現出的結構是對輪輻的界面進行應力形變的數據分析，通過數據發現，輪輻的最小形變為1.09e-7mm。輪輻的最大形變為0.0005mm，從總體來說，輪輞受力的基礎面積是小部分的，可以細節化的減小輪轂的中心點力，則需要對輪轂的其他部分進行強度的整體設計優化，這才能使輪轂符合設計要求如圖5所示。

圖6顯示了鋁合金輪轂靜力分析的應力結果，從圖6中可以看出，正對窗口加載的最大應力為40.25Mpa，最小應力為0.003Mpa，小于鋁合金的材料抗拉強度。鋁合金最大位移量也是在施加沖擊載荷的區域處，最大移動量為4.47Mpa，在輪輞處，滿足鋁合金的輪轂剛度需求如圖所示。可以得出，輪轂強度和剛度存在一定余量，能夠輪轂進行輕量化設計如圖6所示。

3 模態分析

輪轂的沖擊實驗是一個外力在其中的第一時間內，一個外力載荷從一定的高度自由落地時接觸到輪胎，模態分析研究時研究結構動力特性的一種方法，主要分析的是模態的幾個階陣狀態[5]。

3.1 自由模態分析

由下列數據可以知道，自由模態的下的9階分析結果表明，前三階的固有頻率接近于零，故此發生這個現象的原因是輪轂僅產生在平面內的純滾動與輪轂的轉動，在剛體時的模態下，輪轂不產生形狀的變化。對于在輪轂可塑性彈性體模式下選擇結構的形狀特性的時候，在模態自由分析條件下，由于輪轂的變形階段是從第4階段模態開始的，于是從4階段開始分析仿真結果如圖7所示的數據。

3.2 固定模態分析

在輪轂的另外一種約束力情況下，由于輪轂運動的方式是旋轉受力矩的作用[6]，所以需要在輪轂的設置一個固定端。通過固定輪轂懂得螺栓孔得到彈性體模態分析下的另外一種分析固定頻率如表4與圖8所示。

輪轂的1階固有頻率為276.26Hz，模態變形量集中在輪輞上為19.762mm，輪轂9階固有頻率為649.3Hz，模態變形量在輪輞兩端為36.89mm，采用數據分析方法，通過軟件計算車速主要由80千米每小時到120千米每小時，路面產生的最大值為94.31HZ。輪胎產生的不相同的平衡力[7]，通過輪胎的滾動半徑，設置滾動半徑的尺寸為382mm。通過計算得出平衡量引起的最大值為5.5HZ，通過比較都是小于分析中的自由模態[8]數值和約束模態下的頻率值，表明符合設計要求，可以看出輪轂的結構設計是合理的。

4 輪轂輕量化設計

在ANSYS中對輪轂進行有限元分析，對輪轂進行應力及模態分析計算，在分析的安全系數之內進行輕量化設計。主要優化路線如圖9所示。

某型號家用轎車汽車輪轂剛度和強度存在一定的余量，在不影響汽車輪轂結構強度、剛度的前提條件下，對輪轂重新設計優化分析，輪轂質量從5.62kg減輕到5.37kg，質量減輕了4%。輕量化后的輪轂與優化前相比有以下變化：

選著A356鋁合金對比同類型的其他材料質量要減輕15%。

通過對輪輞的厚度減薄，輪輞減薄4mm，如圖10中的（b）所示。

輪輻的過度半徑從之前的110mm增加到了112mm。

5 結論

通過對輪轂的輕量化設計研究得出以下結論：

輕量化后某型號家用轎車汽車輪轂質量從5.62kg減輕到5.37kg，質量減輕了4%。最小等效應力0.003，最大應力為40Mpa，遠小于鋁合金輪轂的178Mpa。通過分析結果與輕量化設計一致，表明輕量化設計結果可行。

參考文獻：

[1]孝成美. 汽車輪轂的結構分析及輕量化設計[D].山東科技大學，2020.DOI：10.27275/d.cnki.gsdku.2020.001106.

[2]宋淵. 鋁合金輪轂輕量化設計（CAE）[D].合肥工業大學，2014.

[3]唐淳，闞洪貴.汽車輕量化鋁合金輪轂設計[J].汽車實用技術，2021，46（03）：37-39.DOI：10.16638/j.cnki.1671-7988.2021.03.01

[4]Charles J.Russo. The Design and Processing of Cast Aluminum Wheels for lmpactPerformance[C]. SAE Paper No.2001-01-0749.

[5]康淑賢. 汽車輪轂造型與輕量化設計方法研究[D].華僑大學，2013.

[6]張寧. 鋁合金輪轂受力狀態的有限元分析與優化設計[D].重慶大學，2010.

[7]劉貽華.基于有限元分析的轎車輪轂輕量化設計[J].專用汽車，2022，No.304（09）：30-33.

[8]劉程，劉偉，楊東績等.轎車車輪試驗模態對比分析[J].噪聲與振動控制，2020，40（02）：254-258．