关于CAE技术在自卸车车轮轻量化设计中的应用

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【汽车轻量化在线】关于CAE技术在自卸车车轮轻量化设计中的应用

张鸿刚，王莎莎

（陕汽集团商用车有限公司，陕西 宝鸡 721000）

摘 要：传统概念设计的车轮质量较重，且在螺栓孔和散热风孔处容易出现开裂。因此，通过对某8×4工程自卸车车轮轮辐散热风孔尺寸进行优化，利用HyperWorks有限元分析软件，对优化前后的轮辐进行强度分析，优化后轮辐在满足强度要求的前提下，具有更轻的质量，以实现轻量化目标，达到降低整车整备质量和整车油耗的目的。

关键词：有限元分析；汽车轮辐；轻量化；优化设计

1 概述

车轮做为车辆的主要承载部件，对车辆的行驶安全和经济性有着重要影响。车轮包括橡胶轮胎和轮辋-轮辐两大部分。基于传统概念设计的车轮存在车轮质量较重的缺点，会造成整车整备质量和整车油耗上升，增加用户车辆运营成本。目前，车轮轮辐在螺栓孔和散热风孔附近容易出现开裂。为此，在保证轮辐满足强度要求的前提下，通过对轮辐散热风孔尺寸优化，降低车轮重量，减小整车簧下质量，以达到降低整车整备质量和整车油耗的目的，同时也可提升整车舒适性。因此，利用有限元分析法对现有车轮进行轻量化降重设计。

2 车轮有限元模型及工况描述2.1 有限元模型的建立

以某款8×4型工程自卸车为基础，通过CATIA软件对车轮进行三维实体设计，利用HyperMesh作前处理，Opti -Struct、nCode进行求解。基于三维实体模型，搭建轮辐-轮辋有限元模型。轮辋-轮辐有限元模型主要采用四边形壳单元，平均尺寸5mm。

2.2 工况描述及应力分布

车轮作为整车的承载部件，主要受到一个旋转的弯矩作用，根据GB/T 5909-2009《商用车辆车轮性能要求和试验方法》中幅板式车轮的强度试验要求，按公式确定弯矩：

（1）

式中：M为车轮弯矩，单位为N·m；μ为轮胎和路面间设定的摩擦系数，取η=0.7；R为车辆或车轮制造商规定的该车轮配用的最大轮胎的静态负载半径，取R= 0.5m；d为车轮的内偏距或外偏距（内偏距为正，外偏距为负），取d=0.172 m；Fv为车辆或车轮制造商规定的车轮额定负载值，取Fv= 121765 N；S为强化试验系数，取S=1.1。计算得M= 69893.11 N·m。

根据计算结果，对车轮进行静态强度分析，静态强度分析工况加载示意如图1所示：

图1 车轮静强度分析加载示意图

按照加载示意图对车轮静强度分析，车轮材料基本信息如下表：

表1 车轮材料信息

a.车轮最小静态安全因子和最大应力分布如图2所示：

图2 车轮最小静态安全因子和最大应力分布

b.车轮散热风孔最小静态安全因子和最大应力分布如图3所示：

图3 车轮散热孔静强度应力分布图

根据强度分析结果，车轮散热风孔应力较小，存在优化空间，可对散热风孔尺寸进行优化，实现轻量化设计。

3 车轮尺寸优化设计3.1 优化方案制定

根据有限元仿真分析结果，结合车轮使用工况和车轮制造工艺，确定车轮改进方案如下：对现有车轮散热风孔尺寸进行优化改进，将车轮散热风孔由35mm×60mm椭圆孔状态优化为40x53孔状态，实现降重优化。车轮优化前后结构对比见图4。

图4 车轮优化前后结构对比

3.2 优化后应力分布及试验验证

车轮优化改进后，按照前文2.2中有限元分析法对优化后车轮和车轮散热风孔进行静态强度分析，查看最小静态安全因子和最大应力分布结果如下。

（1）优化后车轮最小静态安全因子和最大应力分布如图5所示。

图5 优化后车轮最小静态安全因子和最大应力分布

（2）优化后车轮散热风孔最小静态安全因子和最大应力分布如图6所示：

图6 优化后车轮散热孔处最小静态安全因子和最大应力分布

根据有限元仿真分析结果可知，优化后车轮散热风孔最大应力184 MPa，小于材料屈服强度250 MPa，静态安全因子大于评价标准1，满足强度要求。经实际测量单只车轮在原有重量基础上实现降重5Kg，此款8×4型工程自卸车整车实现降重65Kg（车轮优化前后数据见表2）。经后期推广应用在整车实际试验及客户使用过程中，优化后车轮使用效果良好，车轮未出现变形、开裂等质量问题，优化后车轮满足车辆使用要求。

表2 优化前后数据对比

4 结论

本文针对基于传统概念设计的车轮存在设计冗余和车轮质量较重的缺点，利用有限元分析法对某款8×4型工程自卸车车轮进行了轻量化设计，优化设计后单只车轮降重5Kg，降幅达9.4%，优化后的车轮通过有限元仿真分析和实车试验验证，均满足强度工况要求。通过此次有限元分析法对车轮结构轻量化设计的成功应用，反映出设计开发应大量利用有限元仿真分析手段，找出产品最佳设计方案，降低设计成本，缩减产品开发周期。