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当车轮结构的CAE优化

发布时间:2021-09-11 20:39:20 阅读: 来源:离心泵厂家
当车轮结构的CAE优化

车轮结构的CAE优化

随着整车产销规模不断扩大,车轮配套需求量迅速增加。用户有时为了提高工作效率,追求更多的经济效益,不断提高载货汽车的装载量,进行超限超载运输。车轮承载着载货车自身和所装载货物的重量,负荷相当大,如果负荷超过了车轮自身强度的承受极限,会造成轮辋(安装轮胎部分)或轮辐(车轮与轮毂联接部分)的损坏。

对车轮原有结构的优化和改进

目前重型商用车车轮大部分为型钢车轮。传统型钢车轮一般由轮辋、轮辐和挡圈三部分组成。其中,轮辋一般采用型材,通过不过作为铝合金圈圆、对焊而成。轮辐一般采用钢板冲压成型,基本呈等厚度、不等强度状态,重量较大。

根据我国实际运输及环境状况,因轮辐或轮辋体损坏而造成的索赔率约为3.3%,经济损失巨大。为了避免巨额索赔,我们在原有结构上进行了改进和优化,以提高车轮的强度,适应我国目前运输状况的需要。原有结构的改进包括轮辐和轮辋体结构的改进。

1.轮辐结构的改进

原有轮辐的辐底厚度为12mm,开有5个通风手孔。因这种轮辐辐底较薄,手孔沿轮辐圆周方向的长度较大,冲头不易符合轮辐曲面,且冲制手孔时剪切力较大,极易产生毛刺,造成应力集中,使轮辐实际疲劳强度大大低于理论值。

经对索赔返回旧件的分析和统计,发现绝大部分是因为轮辐手孔处出现撕裂或疲劳裂纹造成的。为解决应力集中问题,我们开发了新轮辐结构。新轮辐拟采用减小单个手孔面积,增加手孔个数的方法。最终方案为将手孔由原有的5个增至10个,同时把辐底厚度由12mm增至14mm,通过增加材料厚度来提高轮辐强度。手孔增至10个后,单个手孔面积较小,冲裁边线缩短,冲裁力也相应减小,模具凸模、凹模与轮辐曲面可以较好地符合在一起,可减轻断面毛刺现象。手孔改进前后参数如表所示。

为研究五手孔结构与十手孔结构对车轮强度的影响,我们通过有限元分析方法进行验证。

2.轮辋应调剂导轮间隙体结构的改进

在原8.轮辋体结构基础上,首先加长轮辋体轮缘端的长度,同时将较为薄弱的锁圈槽端和轮缘端厚度加大,使轮辋体内腔两端壁厚增加,从而在较少增加轮辋体自重的基础上,大大提高轮辋体的承载量(见图1)。将挡圈轮缘端尺寸相应增加,使之与加强轮辋体相配套。

图1 轮辋体结构改进

性能分析

1.有限元分析建模

根据轮胎对车轮的作用力在车轮表面的分布情况进行模拟仿真,在负载相同的条件下对改进前后车轮的安全系数进行分析比较。

(1)建模过程说明:

环境:Solidworks Simulation。

建模流程:创建几何模型→划分载荷分布区域→创建有限元使得生产焦炭减少11万吨左右算例→添加应用材料→设定接触面组连接方式→添加约束及载荷→有限元格划分。

①车轮几何模型的建立:为保证分析结果的准确性,几何模型完全按照图纸尺寸建立(见图2),未作模型轻化和特征压缩。

图2 两种车轮几何模型

②载荷分布:根据轮胎气压对车轮的非均匀分布,设定了81000MPa压力非均匀分布。载荷分布后测得普通型车轮和加强车轮模型所受的合力分别为74215N和74468N,非常接近真实试验径向载荷(7580kg)。

③格划分:采用标准格器划分,采用4点雅克比点的形式划格。为优化运算速度,单元格大小按照各部件体积的大小分别设定:轮辋及轮辐单元格为10mm;挡圈单元格为8mm。

④分析类型:静态(代替动态)。

⑤材质设定:轮辋:12LW,轮辐:Q235B,挡圈:Q345(16Mn)。

⑥约束位置及形式:辐底固定。

⑦接触面连接形式:接合。

⑧解算器:FFEPLUS。

(2)五手孔改为十手孔的必要性验证

为了验证五手孔改为十手孔以后的结构对车轮强度的影响,在此建立一个14mm厚五手孔式的加强型车轮模型(14mm厚五手孔式轮辐与加强型轮辋体、挡圈配合)。

应力云图显示该模型的最小安全系数为2.71(见图3),位置在轮辐手孔两端。

图3 五手孔式加强型车轮安全系数

根据前面的应力分析,我们已经得出:十手孔式加强车轮的最小安全系数为3.17,较五手孔式加强型车轮提高了17%。

根据手孔面积计算,在冲制手孔时十手孔加强型轮辐的材料去除量略多于五手孔加强轮辐,而分析显示加强型轮辐强度较高,可见十手孔结构更为合理。

(3)普通型车轮的有限元分析:

车轮总体重量为55.6kg,整体安全系数满足强度要求。可以确定轮辐断裂现象为车辆严重超载或极恶劣使用条件造成的疲劳破坏所致。

通过观察轮辐的应力云图可以得出:轮辐的应力分布不均衡,轮辐手孔边缘处有严重的应力集中,应力值最大。产品中最小安全系数的位置在轮辐手孔沿轮辐圆周方向的两端。在设定载荷下得出的轮辐最小安全系数为2.17。

通过在模型表面设置探测器我们还可以得出:轮辋体的最小安全系数为6.21(见图4),位置在轮缘大耳外侧根部。挡圈最小安全系数为11.04(见图5),位置在挡圈大耳内侧根部。

图4 普通型8.车轮安全系数及应力云图

图5 普通型8.车轮挡圈最小安全系数位置

经统计,索赔返回旧件中绝大多数产品失效形式为从手孔两端产生疲劳性裂纹损伤。模型分析结果与实际吻合,说明建模设定条件基本符合实际工况。

(4)加强型车轮的有限元分析及改进效果对比:

加强型车轮的总体质量为61.4kg,质量较普通型车轮增加10.4%。查看轮辐的应力云图可以发现加强型车轮轮辐表面的应力分布得到优化,分布相对均衡,手孔边缘应力值大大降低,经模拟传感器测定,轮辐依然是最为薄弱的部位,但轮辐最小安全系数提高为为3.17(见图6),总体最小安全系数较普通型车轮提高了46.1%,车轮强度显著提高。

图6 加强型8.车轮最小安全系数及应力云图

通过探测器还可以测得轮辋体的最小安全系数为7.96(见图7),位置在轮缘大耳内侧根部,较普通型车轮大耳根部强度明显加强。

图7 加强型车轮轮辋最小安全系数位置

挡圈最小安全系数为10.40(见图8),考虑可能是大耳高度增加,轮胎气压形成的轴向压力增大,故安全系数略有下降。

图8 加强型车轮挡圈最小安全系数位置

2.实物试验论证

根据结构改进,对新结构车轮进行试验验证。对车轮总成做了性能试验,对轮辐弯曲、轮辋径向以及总成的焊接强度进行了试验。

(1)轮辐弯曲实验:和颜悦色沟通交换

样件进行了车轮性能实验—轮辐弯曲实验,按照GB/T(《载货汽车车轮性能要求和实验方法》),连续运转了额定转数6万转后,实验品均未出现裂纹及其他失效特征等缺陷,满足了标准规定的性能要求。

(2)加强轮辋体径向实验:

为了提高车轮的载重能力,我们加强了轮辋体的部分厚度,为此我们专门进行了车轮性能实验—轮辋体径向实验,按照GB/T,连续运转了额定转数50万转后,实验品均无失效状态,达到设计标准,满足了标准规定的对循环转数的性能要求,产品合格。

结束语

加强型8.车轮总成是结合我国运输业现状,针对普通型车轮存在的问题,在薄弱环节进行适当加强,在结构上进行改进,面向客户的新产品。通过合理改进,在小幅增加成本的前提下,产品强度有了近50%的大幅提升,有力地保证了车辆运行安全,基本消除了轮辐破裂造成的旧件索赔问题。(end)

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