【正文】 ，外偏矩為負(fù)），單位 m； W 一車輪或汽車制造廠規(guī)定的車輪上的最大垂直靜負(fù)荷或車輪的額定負(fù)荷，單位 N； S 一強(qiáng)化試驗(yàn)系數(shù)。m 最小循環(huán)次數(shù)也可根據(jù)車輪的尺寸及安全系數(shù)查 SAE J2530 得出，車輪試驗(yàn)參數(shù)見表 所示 。m 試驗(yàn)轉(zhuǎn)速 rpm 螺紋扭矩 N VFLM ?? （ ） 施加載荷 : LMFV? （ ） 求得 ： VF = 2) 螺栓預(yù)緊力 在試驗(yàn)過程中車輪通過五個(gè)螺栓固定。試驗(yàn)要求螺栓扭矩達(dá)到 110Nm，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)原理，普通螺紋力矩： )t an (2 21 vQdFT ?? ?? （ ） 21 螺栓軸向載荷 ： )t a n (221vQ dTF ???? () 螺紋中徑 2d ： Pdd ?? () 升角 λ ： 2arctan dnP?? ? () 當(dāng)量摩擦角 ： ?? co sar ct anar ct an ffvv ?? ( ) 其中，普通螺紋的牙型斜角為 30176。 代人數(shù)值得： ??QF N 3) 離心力 試驗(yàn)中，車輪以恒定的轉(zhuǎn)速 1700rpm轉(zhuǎn)動(dòng)。 車輪彎曲疲勞試驗(yàn)有限元模型 ANSYS 的分析過程分為三部分：前處理、計(jì)算、后處理。 ANSYS 提供兩種可交 互 使用的實(shí)體建模方法：自頂向下及自底向上；采用基于 NURBS 的三維實(shí)體描述法，幾十種圖素可以模擬任意復(fù)雜的幾何形狀，強(qiáng)大的布爾運(yùn)算實(shí)現(xiàn)模型的精雕細(xì)刻，方便的拖拉、旋轉(zhuǎn)、拷貝、縮放、蒙皮、倒角大大減少了建模時(shí)間，輔助工具（如選擇、組元、拾取、工作平面、局部坐標(biāo)系等）為建模提供了極大方便。 22 材料屬性主要指楊氏模量（ E）、密度（ DENS ），泊松比（ NUXY）等；幾何屬性由于所選用的元素類型不同而 不同，如桿類元素的幾何屬性是指： AREA（面積）、ISTRN（轉(zhuǎn)動(dòng)慣量）；而實(shí)體元素（ SOLID）沒有任何幾何屬性，因而不需要此命令。本課題采用的鋁合金型號為 A356(ZAL101)。 彈性模量 E： ， 密度 ρ ： 2690 Kg/m179。 車輪強(qiáng)度分析以國標(biāo) GB/T533420xx轎車 鋁合金 車輪性能要求和試驗(yàn)方法所規(guī)定的動(dòng)態(tài)彎曲疲勞試 驗(yàn) 作為分析依據(jù)，因此在模型中引入 加載軸。 圖 車輪分析模型 導(dǎo)入了車輪的實(shí)體模型后 ,緊接著定義該模型各項(xiàng)屬性。 23 圖 單元類型對話框 單擊 Add按鈕 ,彈出 Library of Element Types對話框選擇好自己要定義的元素類型 ,單擊 OK 按 鈕即可 ,如圖 所示。由于材料是各向同性的線彈性材料，其材料參數(shù)的定義步驟為選擇 Main MenuPreprocessorMaterial PropsMaterial Models命令，彈出 Define Material Model Behavior 對話框，如圖 所示。雙擊 Isotropic 將彈出 所示的對話框。 24 圖 定義材料參數(shù)對話框 圖 設(shè)置彈性模量和泊松比 定義完材料屬性后就可以對車輪模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分了。本設(shè)計(jì)使用的是自由網(wǎng)格，因?yàn)樗梢酝ㄟ^ Smartsize 自己控制網(wǎng)格的劃分精度。Smartsize 算法首先對待劃分網(wǎng)格的面或體的所有線估算單元邊長。由于所有的線和面在網(wǎng)格劃分開始時(shí)已經(jīng)指定大小，生成網(wǎng)格的質(zhì)量與待劃分網(wǎng)格的面或體順序無關(guān)。 圖 網(wǎng)格化的車輪模型 施加約束后模型如圖 所示 。 26 螺栓預(yù)緊力 圖 螺栓預(yù)緊力作用下車輪的應(yīng)力分布云圖 圖 螺栓預(yù)緊力作用下車輪的位移云圖 分析結(jié)果如圖 所示，由于車輪結(jié)構(gòu)受力為復(fù)雜應(yīng)力狀態(tài)，因此采用第四強(qiáng)度 27 理論，即 von mises 應(yīng)力表示。最大應(yīng)力值高于鋁合金材料的屈服強(qiáng)度 240Mpa， 進(jìn)入材料的塑性區(qū)間，螺栓孔區(qū)域的材料將產(chǎn)生塑性變形， 變形后結(jié)構(gòu)應(yīng)力重新分布，實(shí)際最高應(yīng)力值將小于線彈性下計(jì)算得出的應(yīng)力值。通過 ANSYS 有限元分析， 如圖 所示， 螺栓孔 處 最大變形量為 ，低于設(shè)計(jì)允許的 ，能夠滿足強(qiáng)度要求。 圖 離心力 分布云圖 在離心力作用下，車輪結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的應(yīng)力分布較為均勻，但是應(yīng)力值偏小。說明轉(zhuǎn)速產(chǎn)生的離心力對車輪整天結(jié)構(gòu)產(chǎn)生一定的應(yīng)力影響。 圖 彎矩作用下車輪的應(yīng)力云圖 如圖 所示，在彎矩作用下，結(jié)構(gòu) 最大應(yīng)力值為 164Mpa，位于螺栓孔附近。總的來說，結(jié)構(gòu)應(yīng)力值均小于 鋁 合金材料的屈服強(qiáng)度，證明了在靜載荷作用下，結(jié)構(gòu)強(qiáng)度是足夠的。 圖 試驗(yàn)載荷下車輪應(yīng)力分布 29 通過分析，得到以下結(jié)論： （ 1） 車輪所受最大應(yīng)力為 205Mpa，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。 （ 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，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。輪輻上的應(yīng)力受轉(zhuǎn)速及彎矩影響變化較小。但變化較小。 本章小結(jié) 本章詳細(xì)介紹了 ANSYS 軟件，并且運(yùn)用 ANSYS 軟件對汽車鋁合金車輪彎曲疲勞試驗(yàn)進(jìn)行了靜力仿真分析。 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。 （ 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。 （ 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。 （ 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。 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。進(jìn)行模態(tài)分析后，可以了解結(jié)構(gòu)的固有振動(dòng)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(lì)，從而消除過度振動(dòng)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。 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。 (2)設(shè)定模態(tài)分析選項(xiàng)考慮到對車輪動(dòng)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(dòng)力學(xué)特性研究的要求。在 010000Hz內(nèi)提取模態(tài)。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。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)。研究在各階模態(tài)下車輪結(jié)構(gòu) 31 的振動(dòng)特性。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。 結(jié)果分析 不考慮速度影響的自由振動(dòng)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(dòng)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 。前 6階頻率接近 0，為剛體模態(tài)，可以忽略。觀察振動(dòng)方向可以發(fā)現(xiàn)，其振動(dòng)方式表現(xiàn)為正交性。 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(dòng)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(dòng)各階頻率值與相應(yīng)的振型描述如表 。觀察振動(dòng)方向可以發(fā)現(xiàn)，其振動(dòng)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(dòng)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 。在 010000Hz范圍內(nèi)共提取了自由振動(dòng)的前 14階模態(tài)和約束振動(dòng)的前 8階模態(tài)。 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。所以，對車輪模型進(jìn)行改進(jìn)，減少了車輪的厚度。 圖 改進(jìn)后的車輪模型 改進(jìn)前的車輪 體積為 179。 重量為 ，重量 下降 了 17%。 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。 （ 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。 （ 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。輪輻于輪輞交接處應(yīng)力大小受轉(zhuǎn)速的影響而改 變。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。 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(dòng)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。前 6 階頻率接近 0，為剛體模態(tài)，可以忽略。觀察振動(dòng)方向可以發(fā)現(xiàn)，其振動(dòng)方式表現(xiàn)為正交性。 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(dòng)各階頻率值與相應(yīng)的振型描述如表 。觀察振動(dòng)方向可以發(fā)現(xiàn)，其振動(dòng)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(dòng)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 。 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%。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。 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。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 。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。將車輪的固有頻率和發(fā)動(dòng)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(dòng)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。 本文通過減少車輪的厚度 使 車輪的重量從 17%。