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摘要：文章通過對現有的鑄造鋁合金輪轂進行減重，得到最優化的鍛造鋁合金輪轂結構，借助有限元模擬軟件對輕量化的輪轂結構進行性能評價，達成滿足性能目標要求的最優的輪轂結構。
關鍵詞：鋁合金輪轂；輕量化設計；性能評價
引言
鍛造鋁合金輪轂與鑄造鋁合金輪轂相比，性能指標上有明顯優勢，如重量輕、安全性能高、節能等，但鍛造輪轂的應用卻處于剛剛起步階段，僅個別車型中有應用。對現有鑄造結構的鋁合金輪轂進行減重，通過有限元模擬軟件對輕量化輪轂的結構進行性能評價，得出最優化的輕量化設計。
1鑄造輪轂結構介紹
研究載體結構如圖1所示，輪轂重9.66kg。把鑄造鋁合金輪轂設計成鍛造鋁合金輪轂時，重量至少比鑄造鋁合金輪轂重量輕10%。根據標準《GB/T5334-2005乘用車車輪性能要求和試驗方法》計算出鑄造輪轂的最大等效應力，根據鑄造輪轂的力學性能計算出鑄造輪轂的最小安全系數。若鍛造輪轂與鑄造輪轂數模相同，因鍛造輪轂的力學性能比鑄造輪轂高，鍛造輪轂的最小安全系數大于鑄造輪轂，造成材料浪費。因此需要對輪轂進行減重分析，減小鍛造輪轂輪輻或輪輞的厚度，重新計算鍛造輪轂的最小安全系數，直至與鑄造輪轂的最小安全系數相等或相近。
2設計過程
對研究載體進行輕量化設計，設計過程圖2所示。
2.1優化前的彎曲試驗有限元模擬。按照標準《GB/T5334-2005乘用車車輪性能要求和試驗方法》的規定，對鑄造輪轂進行彎曲試驗的強度分析。彎曲試驗中通過試驗臺夾具將車輪的內輪輞邊緣加緊固定，因此有限元前處理中需要對內輪輞邊緣進行固定。根據上面描述，彎曲試驗的彎矩為M=2670.5N·m，試驗裝置中力臂長度為1m，因此，施加在力臂端面的載荷大小為2670.5N。因輪轂形狀，按照圖3所示的方向分別對力臂施加載荷。[2]按照標準《GB/T5334-2005乘用車車輪性能要求和試驗方法》的規定，對鑄造輪轂進行彎曲試驗的強度分析。彎曲試驗中通過試驗臺夾具將車輪的內輪輞邊緣加緊固定，因此有限元前處理中需要對內輪輞邊緣進行固定。根據上面描述，彎曲試驗的彎矩為M=2670.5N·m，試驗裝置中力臂長度為1m，因此，施加在力臂端面的載荷大小為2670.5N。因輪轂形狀，按照圖3所示的方向分別對力臂施加載荷。[2]按照圖3所示的方向分別施加載荷時，輪轂的等效應力分布見圖4所示。由圖4可知，A、B、C、D方向的載荷分布作用到力臂上時，輪轂的最大應力載荷分別是169.54MPa、167.21MPa、158.57MPa和153.46MPa，最大等效應力均在輪輻背面，在輪輻交點處。A方向載荷作用到力臂上時，輪轂的等效應力最大。鑄造輪轂的抗拉強度σb=299MPa，屈服強度σs=199MPa延伸率δ=12.8%。彎曲試驗時，輪轂最大等效應力為169.54MPa，最小安全系數為1.17。
2.2輪轂輕量化設計。輪轂輕量化后重8.69kg，比鑄造輪轂輕0.97kg。輕量化后的輪轂與鑄造輪轂相比有以下變化：1）從輪輻內側對輪輻厚度進行減薄，輪輻減薄10mm，具體位置如圖5中紅色位置所示；2）輪輻厚度減薄后，為保證輪輻與輪芯之間的強度，將輪輻和輪芯之間的圓角增大至R60mm，具體位置如圖5中藍色位置所示；3）根輪輞厚度方向也可進行減薄，在輪輞內側對輪輞厚度進行減薄，減薄厚度為0.6mm，具體位置如圖5中紫色位置所示。[3]2.3優化后的彎曲試驗有限元模擬優化后的鍛造輪轂彎曲試驗有限元模擬前處理與鑄造輪轂的前處理一致，此處不再描述。按照圖3所示的A、B、C、D四個方向施加載荷后，輪轂的等效應力如圖6所示。 由圖6可知，A、B、C、D方向的載荷分布作用到力臂上時，輪轂的最大應力載荷分別是240.71MPa、236.51MPa、246MPa和229.18MPa，最大等效應力均在輪輻背面，在輪輻交點處。C方向載荷作用到力臂上時，輪轂的等效應力最大。鍛造輪轂的抗拉強度σb=326MPa，屈服強度σs=274MPa，延伸率δ=13.7%。彎曲試驗時，輪轂最大等效應力為246MPa，最小安全系數為1.11。
3結論
鍛造輪轂輪優化后重量為8.69kg。彎曲試驗中，最大等效應力為246MPa，最小等效應力為1.11，鑄造輪轂最小安全系數為1.17，兩者比較接近，因此，該鍛造輪轂為輕量化的最優設計。
參考文獻
[1]朱利民等.汽車鋁合金輪轂輕量化技術[J].汽車工藝師,2007.
[2]葉安英等.基于CAE技術的典型輪轂輕量化設計過程研究[J].邢臺職業技術學院學報,2010.
[3]宋淵等.鋁合金輪轂輕量化設計[D].合肥:合肥工業大學,2014.
作者:唐淳 闞洪貴 單位:江淮汽車技術中心
