【導(dǎo)讀】目前，大部分汽車車輪已使用鋁及其合金做作為材料，利用現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法，在此基礎(chǔ)上進(jìn)一步實(shí)現(xiàn)車輪的輕量化則是本文的研究所在。在研究了CAD軟件Pro/E以及有限元分析軟件ANSYS的功能及其主要特點(diǎn)后，著重進(jìn)行了了應(yīng)用ANSYS對鋁合金車輪進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析的具體過程。最后，改進(jìn)車輪模型，改進(jìn)結(jié)果表明，車輪的重量有了顯著的減少。該方法具有普遍性，適用于指導(dǎo)任何其言型號車輪的設(shè)計(jì)和分析。

　　

【正文】 力仿真分析。主要研究了 以 下幾方面的內(nèi)容： （ 1）分析車輪在彎曲疲勞試驗(yàn)中的受載情況。 首先 采用 ANSYS 軟件分別對三種載荷進(jìn)行單獨(dú)加載，研究各種載荷對結(jié)果強(qiáng)度的影響。 再將三種載荷同時(shí)加載，研究車輪的應(yīng)力分布。 （ 2） 分析結(jié)果表明，螺栓預(yù)緊力僅對螺栓孔局部產(chǎn)生影響，并引起該區(qū)域的塑性變形，對車輪其它部位影響極小，可忽略。 （ 3）恒定的試驗(yàn)轉(zhuǎn)速下結(jié)構(gòu)產(chǎn)生離心力，且分布均勻，不隨旋轉(zhuǎn)彎矩的 變化而變化。 （ 4）輪輻和安裝盤上的應(yīng)力主要是由試驗(yàn)彎矩和試驗(yàn)轉(zhuǎn)速引起的，是疲勞裂紋容易出現(xiàn)的區(qū)域。螺栓孔處局部應(yīng)力雖然大，但是它主要是有螺栓預(yù)緊力引起的，而螺栓預(yù)緊力是一個(gè)恒定的載荷，不隨時(shí)間變化而變化，因此螺栓孔處一般情況下不會出現(xiàn)疲勞破壞。 （ 5）通過對車輪應(yīng)力云圖的分析，得出車輪的危險(xiǎn)區(qū)域?yàn)檩嗇棅A角出及輪輻與輪輞的交接處，符合實(shí)際情況。 30 第 4 章 車輪 的模態(tài)分析 模態(tài)分析定義 模態(tài)分析用于確定設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)或機(jī)器部件的振動特性，即結(jié)構(gòu)固有頻率和振型，它們是承受動態(tài)載荷情況下結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中的重要參 數(shù)．同時(shí)，也可以作為其它動力學(xué)分析問題的起點(diǎn)，例如瞬態(tài)動力學(xué)分析、諧響應(yīng)分析和譜分析。 ANSYS的模態(tài)分析可以對有預(yù)應(yīng)力的結(jié)構(gòu)和循環(huán)對稱結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析。 在很多場合，模態(tài)分析都起到了舉足輕重的作用。進(jìn)行模態(tài)分析后，可以了解結(jié)構(gòu)的固有振動頻率和振型，這使設(shè)計(jì)工程師們可以避開這些頻率或最大限度地減少對這些頻率上的激勵，從而消除過度振動和噪聲，避免在使用中由于共振的因素造成的不必要的損失。使用 ANSYS有限元軟件系統(tǒng)，還可以使振動模態(tài)動態(tài)化從而提供一個(gè)清晰的動態(tài)圖象來描述結(jié)構(gòu)在受到激勵時(shí)的表現(xiàn)。 模態(tài) 分析的步驟 進(jìn)行模態(tài)分析要定義分析類型和分析選項(xiàng)，施加約束，指定載荷步選項(xiàng)，然 后進(jìn)行固有頻率的計(jì)算。具體的步驟如下： (1)指定分析類型創(chuàng)建一個(gè)新的分析，選擇分析類型為模態(tài)分析。 (2)設(shè)定模態(tài)分析選項(xiàng)考慮到對車輪動態(tài)特性影響較大的頻率集中在低、中頻段，因此提取模型的低、中頻段的各階模態(tài)，即能滿足對車輪進(jìn)行動力學(xué)特性研究的要求。ANSYS軟件計(jì)算頻率范圍的選取是指選取求解和提取模態(tài)的頻段。在 010000Hz內(nèi)提取模態(tài)。模態(tài)提取方法主要取決于模型的大小 (相對于計(jì)算機(jī)的計(jì)算能力而言 )和具體的應(yīng)用場合．綜合比 較幾種方法，由于鋁合金車輪的有限元模型含有較多的節(jié)點(diǎn)和單元。另外，結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性使得有限元模型中不免含有形狀較差的實(shí)體單元。結(jié)合模型與電腦硬件配置；忽略結(jié)構(gòu)中小阻尼的影響，采用 Block Lanczos(分塊 Lanczos)法進(jìn)行模態(tài)提取。由于車輪空間結(jié)構(gòu)復(fù)雜，使得分析結(jié)果中可能會存在局部模態(tài)，因此有必要多求取幾階模態(tài)，以確保掌握它的全部低階模態(tài)。本文中自由模態(tài)計(jì)算設(shè)定提取最低的 14階模態(tài)，約束情況的模態(tài)設(shè)定提取最低的 8階模態(tài)。研究在各階模態(tài)下車輪結(jié)構(gòu) 31 的振動特性。 (3)定義邊界條件首先不加任何約束和邊界條件 ，計(jì)算車輪自由振動的模態(tài)參數(shù)。隨后考慮車輪實(shí)際工作情況并加以簡化，在車輪內(nèi)側(cè)法蘭面上施加固定約束。 由于速度對車輪固有頻率的影響可以忽略不計(jì)，所以本文僅研究不考慮速度影響的車輪模態(tài)分析。 結(jié)果分析 不考慮速度影響的自由振動計(jì)算結(jié)果 不考慮速度影響 (速度 v=0)情況下車輪自由振動各階固有頻率的相應(yīng)振型圖和節(jié)點(diǎn)位移圖分布，分別如圖 。車輪自由振動各階頻率值與相應(yīng)的振型描述如表 。前 6階頻率接近 0，為剛體模態(tài)，可以忽略。通過表 ，經(jīng)比較可以發(fā)現(xiàn)，第 7和 8階、第 9和 10階和第 12和 13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。觀察振動方向可以發(fā)現(xiàn)，其振動方式表現(xiàn)為正交性。我們可以將這幾組相鄰子步的頻率值看成是振動方程解的重根。 圖 車輪第 7階振型 32 圖 車輪第 8階振型 圖 車輪第 9階振型 33 圖 車輪第 10階振型 圖 車輪第 11階振型 34 圖 車輪第 12階振型 圖 車輪第 13階振型 35 圖 車輪第 14階振型 表 車輪各階頻率 階數(shù) 頻率值（ Hz） 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 不考慮速度影響的約束振動計(jì)算結(jié)果 不考慮速度影響 (速度 v=0)情況下車輪約束振動各階頻率值與相應(yīng)的振型描述如表 。通過表 ，經(jīng)比較可以發(fā)現(xiàn)，第 1和 2階、第 3和 4階和第 6和 7階的頻率值都 36 非常接近， 并且振型相似，只是振動的方向不同。觀察振動方向可以發(fā)現(xiàn)，其振動方式表現(xiàn)為正交性．我們可以將這幾組相鄰子步的頻率值看成是振動方程解的重根．在車輪內(nèi)側(cè)法蘭面上施加固定約束，計(jì)算所得各階固有頻率的相應(yīng)振型圖和節(jié)點(diǎn)位移圖分布分別如圖 。 表 車輪各階頻率 階數(shù) 頻率值（ Hz） 1 2 3 4 5 6 7 8 圖 車輪第 1階振型 37 圖 車輪第 2階 振型 圖 車輪第 3階振型 38 圖 車輪第 4階振型 圖 車輪第 5階振型 39 圖 車輪第 6階振型 圖 車輪第 7階振型 40 圖 車輪第 8階振型 本章小結(jié) 本章首先建立車輪的模態(tài)分析有限元模型，然后運(yùn)用分塊 Lanczos法對轎車鋁合金車輪進(jìn)行了模態(tài)計(jì)算。在 010000Hz范圍內(nèi)共提取了自由振動的前 14階模態(tài)和約束振動的前 8階模態(tài)。 車輪約束振動下 ， 一階模態(tài)固有頻率值為 ，而 四缸汽油 發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速區(qū)間一般為 06000rpm，頻率區(qū)間為 0200Hz，遠(yuǎn)小于車輪的固有頻率，所以不會發(fā)生共振。 41 第 5 章 車輪 結(jié)構(gòu) 的改進(jìn) 車輪結(jié)構(gòu)改進(jìn) 從上面的分析可以看出來，車輪受到的應(yīng)力遠(yuǎn)小于車輪的許用應(yīng)力，存在改進(jìn)的必要。改進(jìn)主要是縮減材料的厚度， 以達(dá)到輕量化的目的。所以，對車輪模型進(jìn)行改進(jìn)，減少了車輪的厚度。改進(jìn)后的模型如圖 所示 。 圖 改進(jìn)后的車輪模型 改進(jìn)前的車輪 體積為 179。， 重量為 ，改進(jìn)后的車輪 體積為179。， 重量為 ，重量 下降 了 17%。 車輪改進(jìn) 后的前后對比 對改進(jìn)后的車輪 進(jìn)行 靜態(tài)強(qiáng)度 分析 分析 結(jié)果 如圖 所示 。 42 圖 改進(jìn)后的車輪應(yīng)力分布 通過分析，得到以下結(jié)論： （ 1）車輪所受最大應(yīng)力為 255Mpa，位于螺母座附近，主要是由螺栓預(yù)緊力產(chǎn)生的，受試驗(yàn)轉(zhuǎn)速及加載彎矩影響較小，改變彎矩，該節(jié)點(diǎn)應(yīng)力值變化不大。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，盡管螺母座區(qū)域應(yīng)力值大，但它不會是疲勞破壞區(qū)域。 （ 2）輪輞的應(yīng)力同時(shí)受彎矩和轉(zhuǎn)速的影響，但該處應(yīng)力值小，變化量也小， 介于~ 之間。 在試驗(yàn)過程中不可能發(fā)生 強(qiáng)度或疲勞破壞，是安全區(qū)域。 （ 3）兩輪輻夾角處及輪輻 與 安裝盤的交接處應(yīng)力同時(shí)受彎矩和轉(zhuǎn)速的影響 ,應(yīng)力值介于 ~142MPa 之間 ，改變試驗(yàn)轉(zhuǎn)速及試驗(yàn)彎矩，該處的應(yīng)力值有較大的變化。輪輻上的應(yīng)力受轉(zhuǎn)速及彎矩影響變化較小。輪輻于輪輞交接處應(yīng)力大小受轉(zhuǎn)速的影響而改 變。但變化較小。所以，在車輪動態(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。 分析顯示，改進(jìn)后的車輪強(qiáng)度符合要求，且應(yīng)力分布更均勻，材料利用更合理。 對改進(jìn)后的車輪進(jìn)行模態(tài)分析 （ 1） 不考慮速度影 響 (速度 v=0)情況下車輪自由振動各階固有頻率的相應(yīng)振型圖和節(jié)點(diǎn)位移圖分布，分別如圖 至圖 所示。車輪自由振動各階頻率值與相應(yīng)的振型描述如表 所示。前 6 階頻率接近 0，為剛體模態(tài)，可以忽略。通過表 ，經(jīng) 43 比較可以發(fā)現(xiàn)，第 7 和 8 階、第 9 和 10 階和第 12 和 13 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。觀察振動方向可以發(fā)現(xiàn)，其振動方式表現(xiàn)為正交性。我們可以將這幾組相鄰子步的頻率值看成是振動方程解的重根。 表 車輪 各階頻率值 階數(shù) 頻率值 Hz 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 圖 第 1 階振型 44 圖 第 2 階振型 圖 第 3 階振型 45 圖 第 4 階振型 圖 第 5 階振型 46 圖 第 6 階振型 圖 第 7 階振型 47 圖 第 8 階振 型 圖 第 9 階振型 48 圖 第 10 階振型 圖 第 11 階振型 49 圖 第 12 階振型 圖 第 13 階振型 50 圖 第 14 階振型 （ 2） 不考慮速度影響 (速度 v=0)情況下車輪約束振動各階頻率值與相應(yīng)的振型描述如表 。通過表 ，經(jīng)比較可以發(fā)現(xiàn)，第 1和 2階、第 3和 4階和第 6和 7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。觀察振動方向可以發(fā)現(xiàn)，其振動方式表現(xiàn)為正交性．我們可以將這幾組相鄰子步的頻率值看成是振動方程解的重根．在車 輪內(nèi)側(cè)法蘭面上施加固定約束，計(jì)算所得各階固有頻率的相應(yīng)振型圖和節(jié)點(diǎn)位移圖分布分別如圖 。 表 車輪各階頻率 值 階數(shù) 頻率 Hz 1 2 3 4 5 6 7 8 51 圖 第 1 階振型 圖 第 2 階振型 52 圖 第 3 階振型 圖 第 4 階振型 53 圖 第 5 階振型 圖 第 6 階振型 54 圖 第 7 階振型 圖 第 8 階振型 55 分析結(jié)果顯示，改進(jìn)后車輪的約束振動，一階頻率值為 ，四缸汽油發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速區(qū)間一般為 06000rpm，頻率區(qū)間為 0200Hz，遠(yuǎn)小于車輪的固有頻率，所以不會發(fā)生共振。 本章小結(jié) 本章首先對車輪模型進(jìn)行了改進(jìn)，對比改進(jìn)前后的車輪，車輪重量下降了 17%。并對改進(jìn)后的車輪進(jìn)行強(qiáng)度分析和模態(tài)分析，分析結(jié)果顯示改進(jìn)后的車輪強(qiáng)度滿足要求，固有頻率也滿足要求，且車輪的應(yīng)力更加均勻。說明了改進(jìn)后的車輪在滿足設(shè)計(jì)要求的前提下，重量得到了明顯的降低，材料利用率得到 的較好的提高。 56 結(jié) 論 本文是基于有限元分析的轎車鋁合金車輪的設(shè)計(jì)，結(jié)合了 CAD 軟件 Pro/E和有限元分析軟件 ANSYS，對車輪從模型的建立到結(jié)構(gòu)強(qiáng)度及模態(tài)的分析進(jìn)行了研究。 研究結(jié)果如下： （ 1） 車輪結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度分析 根據(jù)車輪彎曲疲勞試驗(yàn)工況在 ANSYS 里建立起車輪的有限元模型，通過靜力分析研究車輪結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。首先對螺栓預(yù)緊力、旋轉(zhuǎn)離心力和試驗(yàn)彎矩單獨(dú)加載，研究三種載荷各自對車輪結(jié)構(gòu)強(qiáng)度產(chǎn)生的影響。分析表明螺栓預(yù)緊力在螺栓孔附近產(chǎn)生很大的集中應(yīng)力， 最大 應(yīng)力值 為 294MPa 超出材料的屈服極限，使材料發(fā)生塑性變形，但螺栓預(yù)緊力對輪 轂、輪輻、輪輞 等部位作用效果近乎為零，對結(jié)構(gòu)的疲勞性能也沒明顯影響 。試驗(yàn)彎矩和旋轉(zhuǎn)離心力 才是影響車輪結(jié)構(gòu)彎曲疲勞性能的主要因素。本設(shè)計(jì)中的 試驗(yàn)彎矩和旋轉(zhuǎn)離心力對 車輪 產(chǎn)生的最大 應(yīng)力 分別為 164MPa 和 ， 明顯低于材料的許用應(yīng)力 240MPa，強(qiáng)度符合要求。 （ 2） 車輪的模態(tài)分析 使用 ANSYS 軟件建立車輪模態(tài)分析有限元模型，分析了車輪的自由振動和約束振動，得出了車輪各階的固有頻率。將車輪的固有頻率和發(fā)動機(jī)的輸出頻率比較， 車輪一階模態(tài)固有頻率 為 ，而四缸汽油發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速區(qū)間一般為 06000rpm，頻率區(qū)間為 0200Hz,兩者相差很大，說明沒有共振發(fā)生，符合要求。 （ 3） 車輪模型的改進(jìn) 通過 分析，發(fā)現(xiàn)設(shè)計(jì)的車輪應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料的許用應(yīng)力，存在改進(jìn)的必要。 本文通過減少車輪的厚度 使 車輪的重量從 17%。并且對改進(jìn)后的車輪進(jìn)行強(qiáng)度分析和模態(tài)分 析，結(jié)果明改進(jìn)后的車輪強(qiáng)度和固有頻率均符合要求，且受力更加均勻 ，材料利用率得到了提高。