华侨大学本科毕业设计论文 凤舞汽车轮毂的弯曲疲劳分析
5.1.2车轮弯曲载荷计算
国标GB/T5334-2005规定乘用汽车车轮弯曲载荷弯矩M（力×力臂）用N ? m表示，由式（5.1）确定：
M?(??R?d)?Fv?S （5.1）
式中：M——弯矩，；
?——轮胎和道路间的设定摩擦系数；
R——静负荷半径，是车轮或汽车制造厂规定的该车轮配用的最大轮 d——车轮的内偏距或外偏距，m；
F——车轮或汽车制造厂规定的车轮上的最大垂直静负荷或车轮额定 S——强化试验系数。
胎负荷下的静半径，m;
负荷，N；
5.2车轮弯曲疲劳试验模型的建立
5.2.1建立车轮弯曲疲劳试验几何模型
由图5.2所示车轮弯曲疲劳试验原理图可知，车轮弯曲疲劳试验模型主要由三部分组成——试验车轮、试验轴、螺栓连接件。试验车轮的建模方法同上一章，这里不再赘述。试验轴的参数根据车轮弯曲疲劳试验原理设计，总轴长1000mm，轴径为50mm，与车轮接触的安装面直径为150mm，通过截面旋转生成试验轴实体。螺栓规格为M14×1.5，建好其中一个螺栓，然后通过阵列复制生成其他螺栓。螺母规格为M14×1.5，建好其中一个螺母，然后通过阵列复制生成其他螺母。将试验轴、螺栓、螺母、轮毂进行装配，即完成车轮弯曲疲劳试验的几何建模。几何模型如图5.3所示。
图5.3 车轮弯曲疲劳试验几何模型
5.2.2建立车轮弯曲疲劳试验有限元模型
完成车轮弯曲疲劳试验几何建模后，需要对几何模型赋予车轮材料属性，
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进行网格划分，施加合理的边界条件及载荷，最终完成车轮的有限元模型。本研究轮毂所采用材料为铝合金A356，其材料参数见表4.1。其余部件均采用钢steel材料。其参数在此不进行描述。
网格单元类型选择3D自由划分（十节点四面体）单元。划分网格前先进行网格配对。划分完网格之后模型包含28606个单元以及54859节点，车轮弯曲试验模型的有限元模型如图5.4所示。
图5.4 车轮弯曲疲劳仿真有限元模型
5.2.3施加边界条件及载荷
由图5.2车轮弯曲疲劳试验原理图可知，车轮通过夹具压住车轮轮缘将车轮固定在试验台上。在UG中通过约束车轮轮缘节点的所有自由度来进行模拟。
一般而言，目前国产轿车采用较多的还是小宽度、小内径和高扁平比的轮胎。高扁平比的轮胎由于胎壁长，缓冲能力强，相对来说舒适性较高，但对路面的感觉较差，转弯时的侧向抵抗力弱。反之，低扁平比、大内径的轮胎，因胎壁较短，胎面宽阔。因此接地面积大，轮胎可承受的压力亦大，对路面反应非常灵敏，转弯时的侧向抵抗能力强，使车辆的操控性大大加强。
由于螺栓预紧力对轮毂的强度影响很小，可忽略不计。因此本研究中不加载螺栓预紧力，只进行弯矩加载。
本研究中轮胎规格取235/75R16,车轮弯曲疲劳试验中取轮胎与道路间的摩擦系数u=0.7，最大轮胎静负载半径R=340mm[40]，轮毂内偏距d=45mm，车轮额定负荷F=6250N，强化试验系数s=1.6，由式（5.1）计算得试验弯矩M=2830N?m。因此取M=2900N?m。试验轴长1m，代入式计算得施加在试验轴末端节点上的集中力为F=2900N。其加载的力为沿着车轮径向方向Z轴。整个车轮弯曲疲劳试验模型的载荷和约束模型如图5.5所示。
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图5.5 车轮的载荷和约束
5.3求解计算及结果分析
进入UG软件求解模块，由于车轮结构复杂,在弯曲疲劳试验载荷作用下整个轮毂处于复杂应力状态,，所以用Von-Mises应力作为计算应力。当加载力方向为Z轴是，轮毂应力云如图5.6、5.7所示。
图5.6 车轮Von-Mises应力云图(a）
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图5.7 车轮Von-Mises应力云图（b）
车轮的最大当量应力出现在轮辐与安装盘相连处的曲面上，车轮上最大的应力是188.356MPa，大于铝合金材料的疲劳极限??1?120MPa，车轮会发生塑性变形，有待于进一步优化减小应力。应力集中区域为除了Z轴正对的轮辐外的两个轮辐与安装盘的连接处。该处受力大的主要原因是几何形状发生突变，产生应力集中现象，符合实际情况。
图5.8 车轮Magnitude位移云图
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