電動汽車輪轂的結構優化

陳偉

（鹽城生物工程高等職業技術學校，鹽城 224000）

汽車部件的安全性一直是科研人員關心的焦點。輪轂是汽車行駛系統中的一個關鍵旋轉組件[1]，在確保輪轂安全性能的基礎上對其結構進行優化顯得尤為重要。

自然界中的蜂窩結構作為一種典型的輕質、高強結構，具有類似輪轂彎曲典型工況受力方式的受力特征[2]。文章利用蜂窩結構開展車輪輪輻部位仿生設計研究，將響應面優化法應用于蜂窩輪轂優化設計，完成輪轂的優化設計，并預測其疲勞壽命。

1 基于蜂窩結構的輪轂仿生設計

自然界中的蜂窩結構主要承受軸向力的作用。通過不斷演化，當蜂窩結構受軸向載荷時，蜂窩內部應力和變形較小，從而保護了蜂窩內部蟲卵安全[3]。蜂窩具有類似于輪轂彎曲典型工況受力方式的受力特征，因此基于蜂窩結構重新設計了輪輻位置。蜂窩仿生輪轂如圖1 所示。

2 仿生輪轂性能分析

2.1 蜂窩仿生輪轂與普通輪轂的性能對比

由于輪轂的特殊對稱結構，在輪轂彎曲載荷的作用下進行了2 種工況分析，工況1 為軸端載荷經過輪輻，工況2 為軸端載荷經過輪輻中部。不同彎曲載荷工況下的仿生輪轂和普通輪轂的有限元計算結果如圖2 所示。

初步設計出的2 種仿生輪轂在2 種不同工況下最大應力均發生在輪輻根部。2 種輪轂結構彎曲載荷真結果如表1 所示。由表1 可知，與普通輪轂相比，生輪轂的質量減少33.6%，尤其是輪輻位置減少最為顯。仿生輪轂的最大應力未超出輪轂材料許用應力范圍但同一彎曲工況下，其最大應力相較于普通輪轂有所加，疲勞壽命降幅過大，性能達不到國標要求[4]。

表1 2 種輪轂結構彎曲載荷仿真結果

2.2 仿生輪轂結構優化設計

為滿足輪轂疲勞壽命的要求，在輪轂應力集中位加裝環形加強筋。對設計出的仿生輪轂進行初步化，在確保安全性的前提下盡量實現輪轂結構輕量化優化后的模型如圖3 中所示。

圖3 仿生輪轂初步優化模型

3 蜂窩仿生輪轂響應面優化設計

3.1 設計參數確定

在輪轂響應面優化過程中，主要針對輪轂局部尺寸進行優化。輪轂中包含大量參數，為更精確地找到響應面目標參數中最重要的優化參數，本研究嘗試性地選取了5 個影響大、加工難度低的參數，作為灰色關聯度的分析對象。5 個參數分別為環形加強筋厚度X1、加強筋與法蘭面距離X2、輪輻蜂窩壁厚X3、減重孔壁厚X4以及輪輻蜂窩孔內徑X5，如圖4 所示。

圖4 輪轂初步設計參數

灰色關聯度分析本質上屬于相對性排序分析，數學模型比較簡單，適用于求解多變量的復雜系統[5]。運用MATLAB 軟件中的灰色關聯度分析，分析初選的5 個優化參數。優化因素對所選彎曲載荷最大等效應力和輪轂質量的關聯度如表2 所示。選擇關聯度較高的參數加強筋到法蘭面的距離X2、減重孔壁厚X4和輪輻蜂窩孔直徑X5，作為響應面分析優化參數，從而簡化計算過程。

表2 優化參數對應力及質量的關聯度

3.2 響應面法實驗設計

在響面應優化過程中，實驗設計尤為重要。本實驗采用Box-Behnken 設計方法，以X2、X4、X5為分析優化參數，以彎曲載荷工況2 中出現的最大等效應力最小為目標。優化參數的一般取值范圍為初始設計值±10%，如表3 所示。

表3 優化參數變化范圍

3.3 響應面模型分析

建立仿生輪轂的彎曲疲勞載荷有限元模型，對其進行彎曲載荷有限元分析。由于最大等效應力出現在工況2 中，在工況2 下進行仿真計算，結果如圖5 所示。彎曲載荷模擬結果表明，優化后仿生輪轂的最大變形為0.18 mm，最大等效應力為113.09 MPa，小于輪轂材料的許用應力。

圖5 響應面優化后工況2 下的仿生輪轂仿真結果

3.4 優化后疲勞壽命預測

將優化后仿生輪轂的有限元模擬計算結果導入NCode 疲勞計算軟件，運行疲勞壽命分析流程求解結果。圖6 為疲勞壽命預測結果，優化后仿生輪轂的最小循環次數約為1.72×105次，達到國標規定的商用汽車輪轂的最小循環次數。與經過拓撲優化的輪轂相比，蜂窩式仿生輪轂的質量減輕了約23%，質量減輕主要發生在輪輻位置。

圖6 優化后仿生輪轂疲勞壽命預測結果

4 結語

由于蜂窩結構具有輕質、高強等結構特征，采用蜂窩結構對輪轂結構進行仿生優化設計，并對輪轂輪輻進行再設計。對比不同工況下不同輪轂的性能指標，并對優化后的蜂窩仿生輪轂模型進行彎曲載荷仿真分析，發現仿生輪轂的最大等效應力增加過多，最低循環次數減少過多，不符合國標要求，未達到輪轂優化目的。采用響應面分析法確定了輪轂最優尺寸參數，進行進一步優化。最終優化后蜂窩仿生輪轂的最小循環次數約為1.72×105次，滿足國標對商用汽車輪轂彎曲疲勞壽命的要求。