载货车车轮轮辐结构优化分析
设计与研究汔
载货车车轮轮辐结构优化分析
翁运忠,张小格
(衷风汽车车轮有限公司,湖北十堰442042)
摘要:通过三维有限元弹性接触分析,对用于EQl118车型两种不同结构的车轮轮辐进行了韧步优化,并
介绍了汽车车轮轮辐的有限元分析方法及其步骤
美键词:有限元;结构优化;接触分析
中圈分类号:U46334文献标识码:A文章编号:1005.2550(2002)01-0018-03
Structureoptimizationfordiscintruck
WengYunzhong,ZhangXiaoge
(DFMWheelc0.Ltd,Shiyan442042,China)
Abstr~t:ByusirLgelastfocontact8nsiswithfiniteelen~ntmethodin3D,structureoptimizationfortwok
inds
0fdiscsinEQl118truckismadeFinileelementanalysismethodandstepsfordiscareintroduced
Keywords:finiteelementmethod;structureoptimization;contactanalysis
在当今激烈的市场竞争环境中,各公司都在致
力于改进产品的质量,提高产品的性能和寿命,缩
短产品投放市场的周期,并降低成本.而采用计算
机化的工程分析手段来优化产品设计,可大大增强
产品的竞争力因为利用计算机无须建立产品原形
样品即可通过工程分析软件快速有效地揭示各类
参数的变化对产品性能的影响,从而达到降低成本
的目的.为开拓汽车车轮的市场.提高车轮的质量
和性能,必须采用有限元分析(FEA)的手段,以较短
的时间获得较理想的产品结构
近年来有用户反映用于EQ1l18车型的
7.o0T一2O车轮存在不同程度的失效.由实际情况来
看,车轮的失效主要是由于轮辐的开裂,开裂部位一
般是在轮辐螺栓孔或通风孔处附近.在此通过对车
轮进行结构优化分析来提高车轮的强度,因轮辐的
受力情况比挡圈和轮辋要复杂得多,所以对车轮台
成进行分析时主要是对车轮的轮辐进行分析.
以下是利用SDRC/I—Deas8m2有限元分析软
件,以7OOr_2O车轮整圆式和四瓣式两种轮辐为
例,介绍车轮轮辐的有限元分析方法及步骤
收稿日期:2001.10.26
l8?
1车轮轮辐模型的建立
1.1几何模型的建立
为了便于不同情况边界条件的建立及分析后
的比较,将轮辐和轮毂,螺栓,螺母一起建立一个比
较复杂的实体模型,并对轮辐一轮毂模型进行整体
分析,这样以轮辐产品图及其实物尺寸为参考,再
根据轮毂,螺栓,螺母的相关尺寸并适当进行简化,
分别建立5种车轮轮辐的几何模型.
1.2有限元模型的建立
对于7.O一2O车轮整圆式和四瓣式轮辐,为
了比较全局定义和局部定义两种划分网格方法的
区别,对这两种轮辐分别采用两种方法来划分网
格
7.?T一2O车轮安装时是以轮辐球面孔定位,
轮辐主要受到螺母球面和轮毂安装面传递的作用
力及螺栓预紧力.根据试验条件给定数据,分别算
出两种轮辐所受的弯矩,由此确定额定载荷作用在
轮毂轴上的位置,将轮辐和轮毂,螺栓,螺母之间的
作用力根据接触面建立多个接触对,对于螺栓预紧
力则采用温度法,即根据有关公式算出车轮每个螺
汔设计与硼究
栓预紧力的等效温度并施加在螺栓的节点上,同时
轮辐四周固定.
2模型的分析及其后处理
对不同结构的轮辐利用SDRC/I—Deas8m2有
限元分析软件分别进行线性静力分析(LinearStatic
Analysis),绘出该软件根据形状改变比能理论(第四
强度理论)算出的米赛斯屈服应力分布图(VonMises
StressContour),以此确定轮辐的最大应力.
根据轮辐的通风孔,气I’q~L和螺栓孔在汽车行
驶时相对于地面的位置及载荷的影响,对于整圆式
轮辐有l6种不同的情况,对于四瓣式轮辐只有4种
不同的情况,在确定分析
时因轮辐结构的对称
性只需分析几种典型的方案为了比较全局定义和
局部定义两种划分网格的方法,以及是否施加螺栓
预紧力和不同的接触边界条件建立方式的区别,分
3种情况来进行比较
(1)采用全局定义法划分网格,不施加螺栓预紧
力,接触条件为自动搜索.
因该方案分析时问太长,对于整圆式轮辐只分
析气门孔在正上方时的情况,对于四瓣式轮辐只分
析通风孔在正上方时的情况,分析结果如表1所示.
表l700T_-20车轮两种轮辐分析结果比较卜-
运算时轮辐螵栓孔处轮辐通风孔处
间晟大应力值/MPa最大应力值/M
整圆式34h
轮辐12rain1783416271
四瓣式】9h2011O143
.
03轮辐44rain
(2)采用局部定义法划分网格,不施加螺桂预紧
力,根据接触面建立多个接触对
同样这里对于整圆式轮辐只分析气门孔在正上
方时的情况,对于四瓣式轮辐只分析通风孔在正上
方时的情况,分析结果如表2所示.
表27o0T一20车轮两种轮辐分析结果比较{二
运算轮辐螵栓孔处轮辐通风孔处
时间最大应力值/MPa最大应力值/MPa
整圆式Ih139.
48141.29轮辐43rain
}
四瓣式lh
轮辐29rain16830I21.64
(3)采用局部定义法划分网格,施加螺栓预紧
力,根据接触面建立多个接触对.
对于整圆式轮辐和四瓣式轮辐各分析4种典型
方案,分析结果如表3,表4所示.
表5700T一20车轮整四式轮辐分析结暴
运算螵栓孔趾通风L处
气门孔位置时间最大应力最大应力
/rain值/MPa值/MPa
正上方83132.O5l4l”
沿车轮轴向逆时
针旋转225.75149.1ll4422
沿车轮轴向逆时
针旋转45.79140.96l48l0
沿车轮轴向逆时
针旋转67.5.79136.36l5344
表47.o0T一20车轮四擗式轮辐分析结果
运算鲰栓L处通风孔处
气门孔位置时间晟大应力最大应力
值/MP且值/MPa
正上方71l6567119.81
沿车轮轴向逆时661565812128
针旋转225.
沿车轮轴向逆时
针旋转4641655612878
沿车轮轴向逆时
针旋转675.62174.77l2546
图1和图2分别为7.00T一20车轮当气门孔
(或通风孔)相对于正上方沿车轮轴向逆时针旋转
67.5.时两种轮辐内表面应力分布图(图示应力单位
均为kPa).
图l70胛2O车轮整圆式轮辐内表面
图270OT一20车轮四瓣式轮辐内表面应力分布
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设计与硼究
3车轮轮辐分析后的结论
(1)从表1和表2可以看出,采用全局定义法划
分网格时,因模型的节点数和单元数比采用局部定
义法划分网格要多得多,且没有建立接触对从而大
大增加了运算时间.同时因网格尺寸过小引起结构
的刚度降低从而导致应力在数值上偏大,这说明采
用局部定义法划分网格以及建立接触对既保证了运
算精度叉明显缩短了运算时间
(2)对于螺栓预紧力,以前在有限元模型中还不
能进行合理地加载,现在用温度法就可以方便,准确
地模拟螺栓的载荷情况,且温度法适用于任何复杂
的紧螺栓联接.从表2,表3和表4可以看出,螺栓
施加预紧力后.分析时接触迭代次数均比螺栓未施
加预紧力时要少,方程解算时也容易收敛,因而提高
了运算速度和精度同时螺栓施加预紧力后轮辐最
大应力值变化很小,而螺栓孔处的最大应力值变化
较大,这说明螺栓预紧力对轮辐通风孔处的应力影
响较小,对螺栓孔处的应力影响较大,且螺栓施加预
紧力后螺栓孔处的应力均有降低.
(3)从3种情况分析的不同方案来看,7.o0T一
20车轮四瓣式轮辐的最大应力值比整圆式轮辐大,
与试验结果相符,这说明模型的建立比较合理.从
分析结果及应力分布图还可以看出,整圆式轮辐的
最大应力主要在轮辐内表面通风孔处,四瓣式轮辐
的最大应力均在轮辐内表面螺栓孔处,且整圆式轮
辐的应力分布比四瓣式轮辐的应力分布均匀,从而
说明7.ooT—2O车轮轮辐整圆式的结构比四瓣式要
好
(4)对于7.oo卜2O车轮整圆式轮辐在气门孔
(上接第1O页)
4结论
本文所阐述的方法很好地解决了汽车前轴的可
靠性优化设计问题,应用本文方法对汽车前轴进行
可靠性优化设计,可提高设计水平,节省
,降低
成本,减轻车重,可以合理地设计汽车前轴,提高汽
车的可靠性可见本文方法是一种实用有效的可靠
性优化设计方法,对机械零部件的可靠性优化设计
具有通用性,可以在机械行业所有可靠性优化设计
中加以应用.
参考文献:
?】王秉刚汽车可靠性工程方法[M】.北京:机械工业出版
20
汔
相对于正上方沿车轮轴向逆时针(或顺时针)旋转
67.5.时,轮辐的应力达到最大;对于四瓣式轮辐是
在通风孔相对于正上方沿车轮轴向逆时针(或顺时
针)旋转67.5.时,轮辐的应力达到最大.
4结束语
(1)最初分析时是利用平面单元(Plate)来建立
模型,因无法对轮辐施加螺栓预紧力,所以对轮辐所
受载荷作了近似处理,同时为了便于对模型加载,在
轮辐螺栓孔处引入了刚性元,从而不可避免地引起
局部的应力失真,因此最后的分析结果还不能很好
地反映真宴的情况.通过不断的探索和模拟分析,最
后确定用实体单元(Solid)来建立模型,对轮辐和轮
毂,螺栓,螺母一起建立的有限元模型进行分析,从
而达到仿真分析的目的.
(2)利用比较成熟的车轮轮辐有限元模型及分
析方法对典型的轮辐产品和即将开发的新产品进行
结构优化,其目的就是提高轮辐的强度并尽可能降
低生产成本.对产品比较完整的分析除了结构分析
外,还需进行疲劳分析.即预测车轮的使用寿命
(Durability),分析最终的目的就是利用有限元分析
软件对车轮整体进行结构优化,并结合检测试验来
提高车轮的性能和寿命,降低车轮的生产成本.
参考文献:
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