轿车铝合金车轮强度初探

摘要：车轮是汽车行驶系统中很重要的部件，随着车身轻量化的发展铝合金材料的车轮得以广泛的应用；车轮的传统设计多凭借经验开展，存在着设计盲目性大、设计制造周期长、成本高等诸多弊端。旨在研究应用ANSYS有限元分析方法，结合CATIA来进行铝合金车轮强度的分析，并在此基础上对轿车铝合金车轮进行车轮优化设计，既保证轿车车轮的强度，又尽可能地减轻车轮的质量，实现轿车车轮的轻量化。

关键词：铝合金车轮，有限元，强度，优化

车轮产品的设计主要是对车轮的外观进行设计，其整个设计过程常常是根据设计人员的设计经验而进行的。而且在设计过程中，为了避免出现对模型进行反复修改，设计人员经常会留较大的设计余量，造成了材料资源的浪费，增加了制造成本。当测试的产品失败时，产品的结构尺寸需要修改，更多的设计人员凭借经验通过增加车轮局部材料提高目标车轮产品的强度，缺乏理论依据，具有很强的设计盲目性。

1构思和方法

1．1问题分析与解决途径为了减小汽车的自重，一是在提高所用材料强度，二是采用轻量化材料，利用有限元分析方法可使车轮的结构尺寸得以改进，同时提高车轮的强度和寿命，降低生产成本，缩短车轮产品的研发周期。本文将对铝合金车轮进行强度分析，并在强度分析的基础上，改变轮辐厚度，轮辋厚度实现对铝合金车轮的优化，大大缩短铝合金车轮的研发和制造周期。参照实际车轮尺寸，先用CATIA绘制车轮的三维模型，并导入ANSYS有限元分析软件。根据车轮在动态弯曲疲劳试验中的安装和加载情况，如图1所示，建立车轮轮辋、轮辐和加载轴的有限元模型，并进行约束、加载和计算。1．2理论证明车轮在垂直方向所受的作用力主要有两个，一个是轿车重量通过制动盘螺栓传递给车轮的载荷Wz；另一个是地面的法向反作用力Fz，这两个力统称为垂直力，如图2所示。由于车轮一般都有偏距，即车轮平面一般不在车轮总成竖直方向的中心平面上，这两个平面的距离就是车轮的偏距d，地面法向反作用力Fz是作用在轮胎中心平面上，而车轮的载荷Wz近似作用在车轮平面上，如图3表示。这样两者就会对车轮主要是轮辐产生弯矩，弯矩表达式可写成：M（Fz）＝Fz•d（1）车轮在Y方向所受的力矩My对车轮疲劳强度的影响远小于弯矩，在讨论车轮的疲劳强度时可以不考虑它们的影响。此外，对于辐板式车轮，因轿车制动或加速引起的制动力和驱动力以及转向引起的回正力矩，以及车轮在生产过程中产生的内应力相对于车轮承受的外部载荷来说都可以忽略。本文主要是要用ANSYS软件分析车轮在静力作用下的强度，Y方向的侧向力和X方向的驱动力也可忽略。因此，对轿车车轮有重要影响的作用力有轮胎充气压力、螺栓拧紧力矩、垂直力及它引起的弯矩。其中轮胎充气压力主要对轮辋影响大，螺栓拧紧力矩及弯矩主要对轮辐影响大，而垂直力对整个车轮的影响都非常重要。1．3关键参数与设计要点本文研究的是铝合金车轮，因此材料属性为铝合金的性质，而在汽车车轮中应用最广的就是A356型铝合金，故本文铝合金车轮材料选用A356。铝合金A356有着良好的铸造性，流动性高，无热裂倾向，线收缩小，气密性高，适合于车轮如此复杂结构的成型。考虑铸造工艺对材料的影响，车轮不同部位材料的力学性能有所不同，因此分别在轮辐和轮辋上取样，得出结果如表1所示。在定义时为了使分析更符合实际，故将轮辋和轮辐按前面表格的参数设置为不同种的A356型铝合金。由于所用的辅助轴不参与具体计算，只起到施加弯矩和力的作用，即它的材料属性不会影响最终的应力分布和数值，为方便设置，将其按A3钢的参数设置。

2实验与讨论

2．1实验方法与测试结果本文所采用的铝合金车轮轮辐料厚为3．5mm，轮辋料厚3mm，相对于整个车轮结构来说属于薄板结构。研究表明，只有对那些危险区域材料厚度变化较多或材料厚度较大的结构才有必要使用三维实体单元。在辅助加载轴末端施加一个载荷，垂直于加载轴末端，使车轮受到一个弯矩M的作用；经查阅相关文献结合受力分析的情况，确定施加的载荷F为3196N。模型施加载荷后，需要对车轮进行固定约束，在本课题中选取轮辋的外端面为固定约束。铝合金车轮的有限元模型完成后，用ANSYS软件进行模拟计算。在静态载荷加载条件下，车轮处于较复杂应力状态，因此车轮的应力分布用Von－Mises应力表示；利用ANSYS求解模块，对所施加载荷和约束的模型进行求解计算，得到的铝合金车轮模型应力分布如图4所示，局部应力集中的分布如图5。图4整体车轮有限元的应力分布图5局部车轮有限元的应力分布从图4中可以看到最大应力位于与施加载荷方向同向的通风散热孔处两侧，大小约为130．52MPa，轮辐凸起处也有应力集中的现象，应力梯度也比较大，应力值为72MPa左右。从铝合金车轮整体的应力分布状况可知，该车轮模型在使用铝合金材料时还有很大的优化空间，为在此基础上进行轻量化设计提供了空间。2．2与理论分析的对比参考文献中的车轮结构，最大应力分布在车轮最上方的通风孔两侧，大小约为301MPa；轮辐的凸起的地方也有应力集中现象，应力梯度也比较大，应力值在240MPa左右。与本文所用ANSYS软件分析后得到的应力分布情况相似。最后利用ANSYS有限元分析软件分别进行静力分析，8种优化设计方案如表3所示。通过这8组优化方案所得结果的比较得知，对铝合金车轮所受应力影响比较明显的轮辐结构尺寸是连接轮辐凸面与轮辐底面的外切圆弧R60的半径和轮辐凸面圆弧R15的圆心高度，以及铝合金车轮轮辋的厚度。将连接轮辐凸面与轮辐底面的外切圆弧半径增加到R70．5mm，轮辐凸面圆弧R15的圆心高度为113mm。为了实现更好的轻量化设计，将铝合金车轮的轮辋厚度由原来的3mm减小到2．5mm，轮辐厚度由原来的3．5mm减小到3．3mm。这样铝合金车轮的整体质量就有原有设计的10．212kg减小到9．121kg。为了进一步的验证优化后的铝合金车轮的强度，将经过优化设计后的铝合金车轮几何模型再一次导入ANSYS软件，并建立铝合金车轮的有限元模型，对其进行静力学分析。由图6可知，进行优化后的铝合金车轮的最大应力值为150．88MPa，也是在车轮轮辐的通风孔处。在轮辐凸面处的最大应力值为117．35MPa，较原来设计分析的铝合金车轮最大应力值增加了20．36MPa，但还是远小于车轮所采用的铝合金材料的许用应力240MPa。同时车轮质量减小了1．009kg，说明利用ANSYS有限元分析方法来指导进行车轮结构设计的优化是比较有效的，可以在满足强度要求的基础上达到车轮轻量化设计的目的。

3结束语

本文对所选用车轮的结构尺寸进行了优化设计，在保证产品质量的前提下，缩短了产品的设计周期，降低了产品的设计和制造成本。

参考文献

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作者：吴梦婷 盛建平 王坚 单位：上海大学机电工程与自动化学院