基于ABAQUS的汽車輪轂模態(tài)分析

李劍喬

摘要：以鋁合金汽車輪轂為研究對象，本文首先通過ABAQUS軟件對輪轂進行幾何建模，然后對輪轂進行有限元模型建立，通過靜力學分析得到其最大應力為213MPa，符合鋁合金性能要求，最后運用模態(tài)分析模塊得到整車的固有頻率及振型，計算分析結果表明輪轂結構的固有頻率能有效避開各種激勵頻率，避免反生共振，驗證其設計合理性。

Abstract： Taking the aluminum alloy wheel hub as the research object， this paper firstly uses ABAQUS software to geometrically model the wheel hub， and then sets up the finite element model of the wheel hub. Through static analysis， the maximum stress is 213 MPa， which meets the aluminum alloy performance requirements， and finally uses the mold. The state analysis module obtains the natural frequency and mode shape of the whole vehicle. The calculation and analysis results show that the natural frequency of the hub structure can effectively avoid various excitation frequencies， avoid the anti-resonance， and verify the rationality of its design.

關鍵詞：汽車輪轂;有限元分析;模態(tài)分析

Key words： wheel hub;finite element analysis;modal analysis

0? 引言

輪轂是輪胎內支撐輪胎的中心裝在軸上的金屬部件，其不僅需要承受車輛自重及載重作用壓力，還需承受車輛在行駛過程中由于轉向和路面狀況等不同情況下帶來的不同方向的作用力。輪轂結構比較復雜受力情況以及輪轂的結構形狀給研究工作帶來很多困難[1]。模態(tài)分析可以用作分析結構強度以及振動特性，它是動力學分析的基礎，也是驗證結構設計合理性非常重要的一個組成部分[2]。模態(tài)分析是機械結構振動特性分析的有效手段，它通過分析結構的動特性建立結構在已知激勵條件下的響應預測模型，進而預測結構在實際工作狀態(tài)下的動力學特性。本文以汽車某型輪轂為對象，利用ABAQUS分析軟件對其進行有限元建模以及靜力學分析驗證其結構強度的合理性，最后對其進行模態(tài)分析，通過得到的其前6階模態(tài)與振型顯示結構符合設計合理性，也為對輪轂的進一步分析優(yōu)化奠定基礎。

1? 有限元模型的建立

1.1 輪轂的結構模型

本文直接使用ABAQUS對該輪轂模型進行有限元建模以及后處理。三維建模過程中，對結構的一些局部細微特征如輪轂與主軸連接端上的螺栓孔、比較小的倒角和圓角等可以進行簡化，這些特征對分析結果的精確度影響并不大，且這些結構會導致有限元分析的時間加長可以對這些局部特征進行簡化[3]。

1.2 材料屬性的定義

根據汽車輪轂材料為鋁合金7050-T7451，在ABAQUS軟件中設置其彈性模量為66GPa，泊松比為0.3，密度為2700kg/m3。

1.3 網格劃分

在有限元分析中，對有限元模型進行合理的網格劃分是對分析結果影響最大且最直接的一個步驟。在對輪轂模型進行有限元網格劃分時，對輪輞部分使用六面體單元進行掃掠生成，對輪輻部分使用四面體單元自適應生成，共計40178個單元。建立好的模型網格如圖1所示。

1.4 輪轂的靜強度分析

考慮的輪轂在和包括輪轂自重以及來自汽車的重力載荷，慣性載荷等。為了簡化計算，只需根據IEC61400-1制定的載荷工況來計算作用在輪轂上的載荷。而輪轂上靜壓力作用的位置為整個輪輻外圈，作用大小約為2.4MPa。所得分析結果如圖2所示。

從輪轂的應力分析云圖中可以看出，最大應力出現在輪輞圓周遠離輪輻的區(qū)域，其最大應力值為213MPa，小于輪轂材料的許用應力503MPa，該輪轂設計滿足強度要求。

2? 模態(tài)分析

2.1 模態(tài)分析理論

汽車輪轂是鏈接制動鼓（制動盤）、輪盤和半軸的重要零部件，同時車體產生的震動也會傳遞到輪轂上，所以在對輪轂進行設計時，有必要對起進行預應力模態(tài)分析，來判斷其固有頻率是否與車架等其他部件的固有頻率重合，避免產生共振，引起輪轂失效破壞[4]。

在模態(tài)分析中，系統的外部激勵Ft=0，阻尼C=0。此時振動方程為

由于自由振動系統結構上個點的振幅不全為0，可以求出矩陣特征值ω和特征向量X。

2.2 模態(tài)分析與計算

模態(tài)分析通常用作測試結構的動態(tài)特性，通過所得測試結果對結構進行優(yōu)化，盡量避免結構件出現共振現象導致結構功能失效[5]。

在輪轂的實際使用情景中，輪轂通過法蘭盤將螺栓與螺紋孔進行連接，故只需對所有螺紋孔進行全位移約束即可。預應力模態(tài)分析時考慮載荷產生的應力對結構剛度的影響，在對鋁合金輪轂進行預應力模態(tài)分析時，只需在前文ABAQUS有限元靜力學分析的基礎上加入模態(tài)分析模塊，即可計算出輪轂的各階振型、頻率、最大變形量。計算的模態(tài)振型階數為前6階，得到的相應振型圖如圖3至圖8所示。相對應的固有頻率如表1所示。

從振型圖中可以看出，對于鋁合金輪轂，其1階振型為上、下振動，2階振型為左、右振動，3～4階振型主要為前后振動，5～6階振型主要為扭振。

本文中輪轂所對應的汽車類型為小型乘用車，發(fā)動機怠速轉速為800r/min，發(fā)動機在怠速工況下的頻率約為26.7Hz。由表1可知輪轂的各階頻率均避開了怠速工況下發(fā)動機的激勵頻率。該輪轂的一階固有頻率為219.87Hz，遠大于發(fā)動機在怠速工況下的頻率。當車在高速公路（車速90～120km/h）和一般路面（車速50～80km/h）行駛時其傳動軸不平衡引起的振動頻率范圍在40Hz～100Hz之間，由表1可知本文給出的幾個輪轂模態(tài)均在100Hz以上，未出現頻率重合避免發(fā)生共振。高速和一般路面激勵一般在1～3Hz，與輪轂模態(tài)無交錯。由于輪胎的不平衡所引起的激勵相對影響較小，所以此處可以不作考慮。由上述分析結果可知，該輪轂的結構強度符合設計要求，同時其各階固有頻率能夠避開在汽車行駛過程中所常見的激勵，各階固有頻率分布合理，避免了發(fā)生共振的可能性，故驗證了輪轂設計的合理性。

3? 結論

本文通過對汽車某型輪轂的有限元模型建立，并利用ABAQUS分析得到了汽車輪轂的強度分析結果以及前6階固有頻率和其對應振型，分析結果表明該輪轂模態(tài)分布合理，且能避開汽車行駛中常遇到的激勵，避免發(fā)生共振，驗證了其設計的合理性。達到縮短設計周期、降低成本、提高產品可靠性的目的。為NVH性能優(yōu)化提供了有效的參考依據。

參考文獻：

[1]鄭甲紅，杜翠.2MW風力發(fā)電機輪轂優(yōu)化設計[J].機械設計與制造，2011（7）：7-9.

[2]勒曉雄，吳穎江，彭為.轎車白車身模態(tài)試驗方法研究[J].汽車技術，2009（08）：39-43.

[3]賈紅玲，周亥平.轎車輪轂軸承軸向載荷特性分析[J].軸承，2010（2）：10-12.

[4]陳榮華.某型越野汽車動力總成的振動模態(tài)研究及殼體改進設計[D].南京：南京理工大學，2013.

[5]吳海波，李晉，石磊磊.輕型貨車車價的有限元建模及模態(tài)分析[J].公路與汽運，2012（4）：17-19.