麻春輝

(承德石油高等?？茖W(xué)校汽車工程系，河北承德 067000)

0 引言

當(dāng)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(shí)輪輻的形狀主要有Y字型、X字型、V字型和星型。為凸顯創(chuàng)新性和新穎性，本文作者設(shè)計(jì)了十輻Y字型輪轂，并運(yùn)用Solidworks建立三維模型，以補(bǔ)充相關(guān)研究的缺乏。

1 車輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及模型建立

輪輞與輪胎結(jié)合部分的尺寸由國標(biāo)(GB T3487—2005)規(guī)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(shè)計(jì)采用的輪輞輪廓是深槽輪輞J型輪廓。整體式車輪規(guī)格為7Jx17ET54，PCD值為5x112，輪轂螺栓規(guī)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(guī)格為225/45R17。運(yùn)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(yùn)動(dòng)中，輪胎的氣壓壓力、螺栓預(yù)緊力、輪轂旋轉(zhuǎn)時(shí)的離心力、彎矩會(huì)同時(shí)作用于輪轂結(jié)構(gòu)。輪胎

的氣壓壓力會(huì)均勻地分布在整個(gè)輪輞上，載荷方向?yàn)檩嗇y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(jì)，同理，汽車行駛時(shí)，輪轂本身產(chǎn)生的離心力也可以忽略不計(jì)[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(shí)，主要分析螺栓的受力，因?yàn)檩嗇炂渌糠值氖芰ψ罱K都要通過螺栓傳給汽車。

在受力當(dāng)中，最大的是預(yù)緊力，所以可對螺栓孔做剛化處理。根據(jù)轎車車輪在彎曲疲勞試驗(yàn)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(shù)；G為汽車滿載負(fù)荷。

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

G=(5×70+100)×9.8=4 410 N

結(jié)合實(shí)際情況，載荷影響系數(shù)ni=1.2。將各個(gè)數(shù)值代入式(1)，求得Fmax=5 319 N。

輪轂通過5個(gè)螺栓與安裝面進(jìn)行固定[3]。螺栓規(guī)格為M14x1.5,要求螺栓扭矩達(dá)到110 N·m，可知：

螺栓預(yù)緊力：

(2)

普通螺紋的牙型斜角為30°，其摩擦因數(shù)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(jù)螺栓規(guī)格，代入相關(guān)數(shù)值求得：F0=62 857 N。

汽車在實(shí)際運(yùn)行過程中，除了承受汽車的載重外，還會(huì)因?yàn)檩S的轉(zhuǎn)動(dòng)而受到彎矩。計(jì)算如下：

M=(Rμ+d)·F·S

(3)

將上述數(shù)值代入式(3)得到彎矩值M=2 349 N·m。

進(jìn)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(jù)A356鋁合金的材料屬性，需要將各個(gè)屬性的值輸入到ANSYS Workbench中。

3.2 網(wǎng)格劃分

通過自動(dòng)劃分網(wǎng)格的方法，將單元網(wǎng)格尺寸設(shè)置為20 mm，劃分出來的網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)為276 266個(gè)，單元為151 141個(gè)。具體如圖2所示。

圖2 劃分網(wǎng)格后的輪轂

3.3 定義約束

根據(jù)汽車車輪受力情況分析可知，輪轂是依靠5個(gè)螺栓固定住的，所以在對輪轂施加約束時(shí)，應(yīng)對5個(gè)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(zhuǎn)時(shí)的離心力可忽略不計(jì)，螺栓預(yù)緊力、彎矩會(huì)同時(shí)作用于車輪結(jié)構(gòu)，將前面的計(jì)算結(jié)果分別加載到車輪中。

4 靜力分析結(jié)果及數(shù)據(jù)分析

由于車輪受力為復(fù)雜應(yīng)力狀態(tài)，所以在進(jìn)行求解時(shí)采用第四強(qiáng)度理論，即用Von mises應(yīng)力表示[4]。求解出來的等效彈性應(yīng)變云圖如圖3所示，等效應(yīng)力云圖如圖4所示。

圖4 等效應(yīng)力云圖

在兩種載荷同時(shí)施加進(jìn)行求解后，可以得出如下分析：

(1)車輪所受的最大應(yīng)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(yīng)力主要由螺栓預(yù)緊力產(chǎn)生，彎矩和試驗(yàn)轉(zhuǎn)速對應(yīng)力影響較小，結(jié)構(gòu)的疲勞強(qiáng)度取決于循環(huán)周期內(nèi)的應(yīng)力變化大小，因此，盡管螺母與螺栓連接區(qū)域應(yīng)力值大，但它不會(huì)是疲勞破壞區(qū)域。

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

(3)車輪所受的最大應(yīng)變量為0.002 8 mm，在輪輻與安裝盤的連接處容易發(fā)生疲勞破壞，兩者交接處的應(yīng)力變化值較大，應(yīng)變值也是較大的，會(huì)受到應(yīng)力和彎矩的影響，同時(shí)也會(huì)受到試驗(yàn)時(shí)轉(zhuǎn)速的影響，但影響較小。所以，在車輪動(dòng)態(tài)試驗(yàn)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(xiàn)的區(qū)域。

5 結(jié)論

文中設(shè)計(jì)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(shí)施加在了車輪的試驗(yàn)裝置上，研究全部載荷對車輪的強(qiáng)度和變形情況。

分析結(jié)果表明，輪輻根部的連接處是最容易出現(xiàn)疲勞的部位，其次是螺栓孔和中心孔由于在轉(zhuǎn)動(dòng)過程中經(jīng)常受預(yù)緊力和彎矩也很容易出現(xiàn)疲勞，相對于整個(gè)車輪來說這幾個(gè)地方是比較脆弱的部位，所以在后期改進(jìn)時(shí)需要加強(qiáng)。在改進(jìn)輪轂結(jié)構(gòu)時(shí)，可以在螺栓孔之間安置徑向加強(qiáng)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(yù)緊力引起的應(yīng)力值較大，但螺栓預(yù)緊力是一個(gè)恒定的載荷，不會(huì)隨著轉(zhuǎn)速和時(shí)間等物理量而發(fā)生變化。因此，螺栓孔處出現(xiàn)疲勞的可能性不大。

經(jīng)過上述的計(jì)算和有限元分析，證實(shí)了該車輪在強(qiáng)度、剛度等方面的可靠性，也為后續(xù)的進(jìn)一步優(yōu)化改進(jìn)及模態(tài)分析、疲勞分析等提供有效基礎(chǔ)。