基于hypermesh的某轻卡车轮总成结构优化

邢志斌，吴兆亮

（安徽江淮汽车股份有限公司 商用车研究院，安徽 合肥 230601）

基于hypermesh的某轻卡车轮总成结构优化

邢志斌，吴兆亮

（安徽江淮汽车股份有限公司 商用车研究院，安徽 合肥 230601）

本文利用hypermesh建立某车轮总成有限元分析模型，模拟车轮动态弯曲强度，并结合台架试验对故障车轮进行整改优化，为车轮开裂问题的处理提供了方法和依据。

车轮；hypermesh；强度

CLC NO.: U463.3 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2015)04-37-03

1、问题来源及初步分析

目前轻型卡车车轮的故障模式主要有两种：一种为轮辐的开裂，另一种为车轮的失圆。其中市场反馈的轮辋失圆问题，实际测量故障件后发现绝大部分轮辋并未失圆，其根本原因是车轮动平衡失效导致车辆抖动，进而反馈为轮辋失圆，此类问题与轮辋总成结构关系不大，故本文主要对轮辐开裂问题进行探讨。

市场反馈某轻型卡车车轮总成开裂故障率较高，主要表现为轮辐通风孔与通风孔连接处开裂（如图1 所示）。对故障件的尺寸、材质及金相进行检测，发现均满足图纸及标准要求，排除该问题是由零部件的质量问题引起的。

根据上述情况，初步怀疑设计结构不能满足用户的使用强度。对车轮总成进行CAE 分析，确定设计结构强度。

2、CAE分析

依据GB/T5909 《商用车辆车轮性能要求和试验方法》，应用hypermesh 模拟车轮总成动态弯曲疲劳试验。结合车轮实际受力情况及台架试验方法，以尽可能模拟车辆行驶过程的实际情况为原则，确定CAE 分析工况：

（1）固定方式：由于轮辋底部变形量最小，故将其看作无变形，采用“固定”约束将轮辋底部的面固定；

（2）连接方式：①由于在hypermesh 中轮辋与轮辋的连接较为困难，且开裂位置不是轮辐与轮辋间的焊接结构，故其连接强度可不考察，为简便操作可在UG中求和做成一体，②6个螺栓孔分别用RBE2 模拟螺栓连接，为使结果更为接近实际连接范围应与球面范围一致；

（3）施加载荷及力臂长度确定：该种车轮总成型号为5.5F，由于市场上货车超载严重，无法得到各车型实际最大载荷质量，因此无法根据整车来确定车轮的受力情况，在此可认为轮胎的最大负荷能力即为轮辋的最大载荷（如超过最大负荷能力则会出现爆胎危险），因此可确定该车轮的最大受力，即规格为7.50R16 14PR 的轮胎的单胎负荷能力1500kg；按下列公式确定弯矩M（力×力臂）：M=(μ·R +d)·Fv·S式中，M—弯矩，单位为N·m。

μ—轮胎与路面间设定的摩擦系数,取0.7。

R—车轮或车轮制造商规定的该车轮配用的最大轮胎的静态负荷半径， 为0.375m。

d—车辆的内偏距或外偏距，为0.127M

Fv —车辆或车轮制造商规定的车轮额定负载值。在此选所用轮胎的最大单胎负荷，即（1500×9.8）N。

S—强化试验系数，取1.10。

计算的M=（0.7×0.375+0.127）×1500×9.8×1.1,其中，可将（0.7×0.375+0.127）=0.3895m设为力臂长度，在UG 中车轮中心线下侧距轮辐平面0.3895m 创建一个点，作为受力主点，将其用RBE2 与6 个通风孔的REB2 中心点相连；（在实际试验当中，载荷作用在加载臂上，加载臂通过安装螺栓与轮辐相连接；本文中CAE 模拟将加载臂及螺栓连接结构均用RBE2 连接来简化模型，对分析结果影响不大）。

则1500×9.8×1.1=16170N 为施加载荷；为了更为合理的分析应力情况，将施加载荷方向设为沿螺栓孔方向；

（4）材料：轮辐实际材料为BG380CL，轮辋为12LW，分析时均设为一种材料；

（5）网格：采用三维网格，网格大小2；

对模型进行求解，结果显示轮辐最大应力在螺栓孔附近在320MPa 左右，市场轮辐开裂是在螺栓孔与通风孔之间，故查看通风孔处应力，最大应力位于靠近螺栓孔的圆弧过渡处，最大应力为140MPa 左右。而轮辐的材料为BG380CL，其抗拉强度为（380～480）Mpa，由上述分析可知螺栓孔附近最大应力已接近抗拉强度，易发生开裂，且车辆实际运动中，车轮总成承受交变载荷，使轮辐疲劳开裂的风险大大增加。

根据轮辐实际开裂均为螺栓孔与通风孔之间及CAE 分析结果，必须对螺栓孔附近进行加强，同时需要对通风孔结构进行优化。

3、结构优化

通过上述分析并与公司其他车轮的轮辐通风孔、螺栓安装孔、轮辐截面形状、材料、料厚等进行分析，最后确定两个主要因素对轮辋应力影响较大：（1）通风孔形状、尺寸（2）材料料厚。

3.1 通风孔优化

要减小通风孔应力必须减小通风孔的面积尺寸，同时要

兼顾制动的散热效果，重新设计通风孔。

对新技术状态车轮总成进行CAE 分析并与老状态的分析结构进行对比，分析模型建立同本文中第二项CAE 分析中的建立方法及工况。

结果显示，最大应力由320MPa 下降到300MPa，通风孔处最大应力由140MPa 下降到125MPa，应力有一定的下降，但考虑CAE 分析与实际的符合性可能存在误差，并不能实际说明改善情况；需要通过试验测量是否真的有所改善。按两种技术状态，贴应变片进行应力测试试验，结果如表1所示。可以确定，通风孔减少可以有效减小通风孔处应力。

表1

3.2 轮辐料厚增加

考虑对轮辐料厚进行增加，厚度由8mm 提升至10mm，为保证加厚的车轮不会对转向等相关结构造成影响，应将轮辐厚度向车轮总成外侧加厚。

首先进行CAE 分析确定加厚对车轮总成应力大小的影响。（分析的轮辐均采用新通风孔结构）。

CAE 分析数据见表2：

表2

经过加厚的轮辐最大应力值相比加厚前下降了20.6%，效果明显；为充分验证新车轮的动态弯曲疲劳强度，分别对问题轮辋、修改通风孔的轮辋及料厚加厚的轮辋进行动态弯曲疲劳强度台架试验。试验结果如表3 所示。

通风孔减小且料厚增加后，疲劳寿命增加45%，台架试验破坏位置为螺栓孔与通风孔之间，与市场实际情况及CAE分析结果一致。

表3

4、改进

通过CAE 分析及台架试验结果来看，通风孔减小且料厚增加的新设计车轮相比问题车轮有很大改善，满足切换条件。但充分为用户的使用安全性考虑，还需进行可靠性路试。小批量试装试验车辆后，超载1.5 倍进行可靠性路试，车轮没有开裂。对现有问题轮辋进行批量切换，对切换后该种型号轮辋进行市场跟踪，新车轮市场表现良好，投放市场一年后开裂故障率下降为0。

5、结论

本文对车轮总成中的轮辐开裂问题应用CAE 分析进行模拟分析，避免结构优化过程中资源及时间的浪费，同时为后续的设计工作及同类问题解决提供了方法和依据。

[1]陈家瑞 汽车构造．机械工业出版社，2008.

[2]王钰栋 Hypermesh&Hyperview 应用技巧与高级实例.机械工业出版社，2012.

A light truck wheel structure optimization based on hypermesh

Xing Zhibin, Wu Zhaoliang
(Anhui Jianghuai Automobile Co., Ltd. Commercial Vehicle Research Institute, Anhui Hefei 230601)

In this paper,a wheel finite element analysis model was established based on hypermesh，simulate the dynamic bending strengh,combined with the bench test for the fault rectification optimization wheel,handle provides methods and basis for the wheel cracking problem.

wheel；hypermesh；strength

U463.3

A

1671-7988(2015)04-37-03

邢志斌，就职于安徽江淮汽车股份有限公司商用车研究院。