基于有限元的鋁合金汽車輪轂彎曲疲勞研究

王軍

摘要：本文簡(jiǎn)要討論了鋁合金汽車輪轂的相關(guān)研究：鋁合金輪轂鋁合金成型工藝、鋁合金輪轂性能分析、增強(qiáng)鋁合金輪轂性能途徑;以有限元分析形式，探索了鋁合金輪轂彎曲應(yīng)力分布情況：有限元分析方法、鋁合金輪轂幾何參數(shù)、載荷分析、數(shù)據(jù)模擬、疲勞分析，以期獲取鋁合金汽車輪轂性能，獲取其彎曲疲勞性能，為相關(guān)研究提供研究依據(jù)。

關(guān)鍵詞：載荷;鋁合金;成型工藝

中圖分類號(hào)：O242.21? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文章編號(hào)：1674-957X（2021）06-0022-02

0? 引言

汽車輪轂位于汽車行駛系統(tǒng)中，作為汽車行駛系統(tǒng)中較為關(guān)鍵的組成元素，在符合汽車行駛系統(tǒng)相關(guān)性能的基礎(chǔ)上，應(yīng)盡可能地控制汽車輪轂質(zhì)量。一般工藝方法，難以在維護(hù)輪轂安全的同時(shí)控制其質(zhì)量，產(chǎn)品研發(fā)周期具有不受控性，生產(chǎn)成本無法獲得優(yōu)化。此外，車輪與各區(qū)域地形、地面在相互接觸時(shí)，將會(huì)在時(shí)間疊加背景下，承受各類彎矩與載荷的共同影響，對(duì)其性能耐久性發(fā)起挑戰(zhàn)。

1? 鋁合金汽車輪轂的相關(guān)研究

1.1 鋁合金輪轂成型工藝

現(xiàn)階段輪轂成型工藝主要表現(xiàn)為三種形式：第一種形式為鑄造輪轂，第二種形式為鍛造輪轂，第三種形式為MAT旋壓工藝。

第一種成型工藝中可分成重力、低壓兩種形式。①重力鑄造工藝是在鑄模中添加鋁液自身重力，繼而使模具獲得填充。重力鑄造的成型優(yōu)勢(shì)在于：鍛造成本較低。重力鑄造的成型缺陷在于：鍛造期間極易形成瑕疵問題。②低壓鑄造成型工藝在鑄模中添加鋁液，在添加期間借助了設(shè)備外部壓力，便于鋁液在特定壓力作用下形成凝固狀態(tài)。鋁液在受壓情況下，將會(huì)形成密度較大、強(qiáng)度較高的結(jié)構(gòu)。

第二種鍛造成型工藝在鍛壓機(jī)的輔助作用下，成功對(duì)固態(tài)鋁合金材料增加壓力，使其在擠壓狀態(tài)下成型。鍛造工藝生產(chǎn)獲得的產(chǎn)品，相比鑄造產(chǎn)品更具堅(jiān)固性能、質(zhì)量更為輕便。

第三種MAT旋壓工藝，相比鍛造與鑄造更具成型優(yōu)勢(shì)[1]。

1.2 鋁合金輪轂性能分析

汽車生產(chǎn)體系中，關(guān)于安全生產(chǎn)的內(nèi)容，給予了較為標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定：即新型輪轂應(yīng)完成三項(xiàng)性能測(cè)試：第一種測(cè)試為沖擊、第二種測(cè)試為徑向疲勞、第三種測(cè)試為彎曲疲勞。以第三種測(cè)試為主，開展輪轂彎曲疲勞性能的相關(guān)測(cè)試。測(cè)試裝置以彎曲疲勞性能測(cè)定設(shè)備為依據(jù)，開展性能分析，獲取輪轂運(yùn)行安全性能。結(jié)合標(biāo)準(zhǔn)手冊(cè)內(nèi)容可知：測(cè)定試驗(yàn)需在螺母位置添加115%重力。在此過程中，借助外力提升螺栓與螺母之間形成的協(xié)調(diào)性。添加重力允許偏差應(yīng)小于2.5%。

1.3 增強(qiáng)鋁合金輪轂性能途徑

增強(qiáng)鋁合金輪轂性能的途徑有兩種，第一種途徑為固溶，第二種途徑為沉淀。

①第一種固溶方法是將有益合金元素融合在鋁合金熔融液體中，保障益合金元素?cái)?shù)量的充足性。在加工處理的基礎(chǔ)上，便于有益合金元素能夠處于固溶體，以此借助固溶強(qiáng)化，增強(qiáng)鋁合金輪轂性能。

②第二種沉淀方法是在高溫條件下，綜合開展熱處理程序，在短時(shí)間內(nèi)迅速完成溫度下調(diào)，在低溫狀態(tài)下維持溫度一段時(shí)間，以此提升合金提取相的能力，加強(qiáng)合金應(yīng)力調(diào)整，以此提升合金性能。由此發(fā)現(xiàn)：沉淀方法在增強(qiáng)輪轂性能時(shí)，將會(huì)受到溫度條件的影響。

2? 有限元分析鋁合金輪轂彎曲應(yīng)力分布情況

2.1 有限元分析方法

有限元分析方法的關(guān)鍵在于：離散處理，將研究主體有效劃分成若干小單元，逐一開展研究活動(dòng);繼而添加較為適宜的條件、載荷等因素，便于獲得研究?jī)?nèi)容。結(jié)合虛功理念，有效確定單元?jiǎng)偠染仃?，科學(xué)獲取等效節(jié)點(diǎn);再結(jié)合理論力學(xué)相關(guān)平衡思想，加強(qiáng)結(jié)構(gòu)體節(jié)點(diǎn)形成位移與載荷關(guān)系分析，完成矩陣搭建;在矩陣聯(lián)合期間獲取節(jié)點(diǎn)位移范圍。通常較為復(fù)雜的問題，均可借助有限元方法予以分析。

2.2 鋁合金輪轂幾何參數(shù)

在有限元分析時(shí)，汽車輪轂材料為鋁合金，規(guī)格為A356。材料屬性如表1所示，材料力學(xué)性能如表2所示，三維分析模型為圖1所示。

2.3 載荷分析

測(cè)定輪轂彎曲疲勞性能期間，假設(shè)輪轂結(jié)構(gòu)承受的力包括：螺栓預(yù)緊力、旋轉(zhuǎn)離心力、彎矩。螺栓應(yīng)力作用于螺栓孔位置時(shí)，稱之為螺栓預(yù)緊力，此作用力將會(huì)在輪轂螺栓口周邊產(chǎn)生作用，具有內(nèi)力性質(zhì)，輪轂其他位置將不會(huì)受到此種應(yīng)力的影響[2]。為此，開展螺栓預(yù)緊力優(yōu)化處理方式，以微型車配置車輪為實(shí)體，結(jié)合實(shí)體相關(guān)彎曲疲勞試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)，計(jì)算輪轂?zāi)軌虺惺艿暮奢d最大值，具體計(jì)算方式為：①Fmax=■;關(guān)系式①中，汽車自身質(zhì)量為W，結(jié)合汽車實(shí)際運(yùn)行情況，n取值為1.21，G表示汽車最大能夠承受的負(fù)荷值。汽車性能參數(shù)，具體表現(xiàn)為：整體質(zhì)量為W=1260千克，載荷飽和承受量為L(zhǎng)=2000千克，G的計(jì)算方式為9.8×L，計(jì)算結(jié)果為12348牛。結(jié)合公式①獲得輪轂?zāi)軌虺惺艿暮奢d最大值為8247牛。

公式②M=（r×u+d）×F×S。在關(guān)系式②中：求解的是M力矩;u表示在汽車實(shí)際運(yùn)行期間，地面與汽車兩個(gè)主體之間形成的摩擦系數(shù)，此數(shù)值為0.7;r表示的是靜負(fù)荷半徑，具體取值為0.35;d表示的是輪轂偏徑，具體取值為0.034;F表示輪轂運(yùn)行能夠承受的荷載最大值，此參數(shù)為其賦值為8565牛;S表示的是行車安全系數(shù)，賦值為1.61。結(jié)合公式②、參數(shù)賦值情況，獲得M計(jì)算結(jié)果約為3837牛。

由于汽車輪轂曲面立體結(jié)構(gòu)具有繁雜性，為此汽車輪轂在增加負(fù)載時(shí)，受力分布不具有分析便利。為提升輪轂性能分析效果，將輪轂彎曲受力的F予以細(xì)分，將其從x、y兩個(gè)方面予以分解，x方向的分解力表示為Fx=sinwt×F，y方向分解力表示為Fy=coswt×F，其中t表示的受力時(shí)間，此數(shù)值具有動(dòng)態(tài)變化特征，w表示的是車輪轉(zhuǎn)動(dòng)期間形成的角速度。

2.4 數(shù)據(jù)模擬

開展數(shù)據(jù)模擬分析，在分析軟件中導(dǎo)入各類數(shù)據(jù)，導(dǎo)入的數(shù)據(jù)包括：鋁合金材質(zhì)、彈性模量、泊松比、材料密度等，將表1中A356鋁合金材料各項(xiàng)屬性完整導(dǎo)入。此外，輪轂曲面模型具有復(fù)雜性，在開展精準(zhǔn)分析期間，劃分主體為網(wǎng)格，劃分方式為單元?jiǎng)澐址?。單元?jiǎng)澐址軌虮Ｕ蟿澐制陂g，對(duì)分析主體具有針對(duì)性，減少客觀因素對(duì)分析過程產(chǎn)生影響。Solid186單元?jiǎng)澐址?，其劃分依?jù)是結(jié)合模型曲面存在的差異性，將其有效劃分為三棱柱、四面體單元等，以此緩解外觀不規(guī)則模型的劃分問題，提升網(wǎng)格劃分效果[3]。單元?jiǎng)澐滞瓿蓵r(shí)，節(jié)點(diǎn)數(shù)共計(jì)149458，單元數(shù)有85101，由此獲得有限元模型。在數(shù)據(jù)模擬期間，在輪轂兩個(gè)側(cè)面圓端位置，添加具有固定性質(zhì)的約束力，在軸遠(yuǎn)端完成集中力載荷的添加，以此完成彎曲狀態(tài)時(shí)荷載受力分布的模擬試驗(yàn)。

2.5 疲勞分析

①輪轂在較為繁雜應(yīng)力承受的情況下，結(jié)合第四強(qiáng)度理論中關(guān)于米塞斯應(yīng)力的相關(guān)內(nèi)容，完成輪轂在x、y兩個(gè)方向?qū)嶋H承受載荷力的性能模擬，獲取等效應(yīng)力分布分析結(jié)果。等效應(yīng)力分布的分析結(jié)果為：1）在y方向等效應(yīng)力的最大值情況為：軸輪位置應(yīng)力分析結(jié)果分別為151.2MPa、152.0MPa。分析數(shù)據(jù)顯示情況為：均值為75%。2）在x方向等效應(yīng)力最大值分別為151.3MPa、147.4MPa。分析數(shù)據(jù)顯示情況為：均值為75%。由此確定在x、y兩個(gè)方向，輪轂承受的最大應(yīng)力為152.0MPa。

②開展輪轂現(xiàn)場(chǎng)試運(yùn)行測(cè)試，設(shè)定20萬轉(zhuǎn)相條件，開展彎曲疲勞性能測(cè)試，獲得性能分析結(jié)果，具體表現(xiàn)為：輪轂正面、背面未表現(xiàn)出較為明顯的疲勞損壞問題;軸、輪轂相連位置表現(xiàn)出輕微受損情況;輪輻周邊輪芯位置具有性能受損趨勢(shì)。

③由仿真分析可知：輪轂承受等效應(yīng)力最大值為152

MPa，結(jié)合表2中σ2=204MPa發(fā)現(xiàn)，等效應(yīng)力最大值不大于材料在循環(huán)期間屈服性能，符合力學(xué)分析對(duì)輪轂疲勞強(qiáng)度的需求;204-152=52MPa，此數(shù)值將作為輪轂應(yīng)力承受的余量，與實(shí)際測(cè)量結(jié)果具有一致性。

④疲勞工具的結(jié)合使用，獲得輪轂運(yùn)行周期與安全情況：1）輪轂使用周期預(yù)測(cè)結(jié)果：le6最大值，經(jīng)軟件分析計(jì)算獲得輪轂壽命周期為98911min，即1649小時(shí)，大約合計(jì)為69天。2）輪轂安全系數(shù)為：15max、10、5、0.622、0。安全系數(shù)分別測(cè)定的是輪轂半徑、過渡圓角、輪輻、輪芯位置、軸與輪轂相連位置。在此期間，軸與輪轂相連位置安全系數(shù)為0，其次是輪芯位置。3）針對(duì)輪芯位置受損問題，采取過渡圓角半徑優(yōu)化措施，由原有30mm設(shè)計(jì)，優(yōu)化為55mm設(shè)計(jì)，提升過渡位置平緩效果，加強(qiáng)輪轂結(jié)構(gòu)優(yōu)化效果。4）針對(duì)軸與輪轂相連位置安全系數(shù)較低的問題，應(yīng)加強(qiáng)連接位置性能，減少輪轂發(fā)生彎曲疲勞問題。

⑤疲勞分析討論：借助各項(xiàng)數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)，輪轂大多數(shù)位置表現(xiàn)為le6循環(huán)可見。安全系數(shù)最低的區(qū)域在軸與輪轂兩者之間的連接位置，此分析結(jié)果較為精準(zhǔn)[4]。為此，在開展輪轂彎曲疲勞防護(hù)工作時(shí)，應(yīng)結(jié)合安全系數(shù)分布情況，具體開展具有針對(duì)性的性能提升工作，以此保障輪轂使用性能，減少彎曲疲勞問題帶來的輪轂性能欠佳現(xiàn)象，維護(hù)輪轂運(yùn)行能力，發(fā)揮有限元分析結(jié)果應(yīng)用的內(nèi)在價(jià)值。

3? 結(jié)論

①輪轂承受應(yīng)力最大值為152MPa，此應(yīng)力不大于材料循環(huán)體系中形成的屈服強(qiáng)度204MPa。針對(duì)輪轂開展的彎曲疲勞測(cè)定，順應(yīng)相關(guān)工藝的具體標(biāo)準(zhǔn)。②輪轂安全性能最小值，發(fā)生于軸、輪轂相連位置，應(yīng)加強(qiáng)連接位置性能。應(yīng)力集中分布在輪輻周邊輪芯位置，此位置作為應(yīng)力承受較大區(qū)域。在長(zhǎng)時(shí)間載荷作用下，形成性能受損問題。針對(duì)此處問題，采取過渡圓角半徑優(yōu)化措施，由原有30mm設(shè)計(jì)，優(yōu)化為55mm設(shè)計(jì)，提升過渡位置平緩效果，加強(qiáng)輪轂結(jié)構(gòu)優(yōu)化效果。

參考文獻(xiàn)：

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