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車(chē)輪是汽車(chē)重要部件之一，汽車(chē)與地面之間作用的所有載荷都是由車(chē)輪承受和傳遞的。車(chē)輪的強(qiáng)度和壽命對(duì)整車(chē)的可靠性、安全性都有重要的意義。應(yīng)用有限元分析方法對(duì)某車(chē)型的鋁合金車(chē)輪進(jìn)行強(qiáng)度分析，目的是根據(jù)該車(chē)輪在彎曲和沖擊試驗(yàn)狀態(tài)下的應(yīng)力分布情況，合理調(diào)整車(chē)輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)，減少產(chǎn)品的反復(fù)試制，降低成本。
根據(jù)車(chē)輪和加載軸的實(shí)體模型，模擬彎曲試驗(yàn)的試驗(yàn)條件，在以車(chē)輪的安裝盤(pán)處增加一力臂，力臂的直徑為安裝盤(pán)的直徑，取力臂長(zhǎng)度為1000mm，在力臂的端面加載荷，由于螺栓孔的位置與輻條的位置不是等均勻分布，因此，車(chē)輪旋轉(zhuǎn)一周，車(chē)輪各處所產(chǎn)生的應(yīng)力也是不一致的。為找出最大應(yīng)力值，按產(chǎn)品輻條和窗口的數(shù)量分為2個(gè)方向。通過(guò)不同的載荷方向進(jìn)行計(jì)算，找出最大應(yīng)力值及應(yīng)力區(qū)。車(chē)輪的約束面為車(chē)輪下輪緣處，如圖所示。
從分析結(jié)果可以看出，正對(duì)輻條方向和正對(duì)窗口方向是對(duì)稱的，因此如一邊受拉應(yīng)力則另一邊就受壓應(yīng)力。通過(guò)觀察輸出結(jié)果，找出高應(yīng)力區(qū)。
本研究對(duì)該車(chē)輪分別采用額定彎曲疲勞試驗(yàn)和超載荷彎曲疲勞試驗(yàn)進(jìn)行有限元分析，試驗(yàn)采用的標(biāo)準(zhǔn)及力矩大小和試驗(yàn)次數(shù)見(jiàn)表。
綜合該車(chē)輪額定彎曲疲勞試驗(yàn)和超載荷彎曲疲勞試驗(yàn)有限元分析的應(yīng)力分布情況，可以得出該車(chē)輪采用彎曲試驗(yàn)時(shí)的高應(yīng)力區(qū)為車(chē)輪轂部與輻條的交接處以及輻條掏料的左下部位，這兩個(gè)部位是最薄弱的區(qū)域。
車(chē)輪的沖擊試驗(yàn)是在裝有輪胎的車(chē)輪上施加一個(gè)沖擊力，模擬車(chē)輪行駛過(guò)程中承受路面等物的沖擊。對(duì)模型施加邊界條件時(shí)，應(yīng)按照實(shí)際試驗(yàn)的裝置進(jìn)行，將車(chē)輪的5個(gè)螺栓孔進(jìn)行固定，約束其6個(gè)自由度，并將安裝面和安裝盤(pán)接觸面也加以固定。本研究對(duì)該車(chē)輪采用13°模擬沖擊試驗(yàn)，沖擊部位為窗口及輻條，如圖所示。
本研究分析的鋁合金車(chē)輪材料為A356，將其有限元分析的結(jié)果與SAE最新的A356合金疲勞強(qiáng)度數(shù)據(jù)(100 mm2標(biāo)準(zhǔn)試棒取樣)進(jìn)行對(duì)比。由于在車(chē)輪實(shí)體上取樣沒(méi)有疲勞強(qiáng)度R-1的具體精確數(shù)據(jù)，將SAE標(biāo)準(zhǔn)中R-1/Rp0.2進(jìn)行比較計(jì)算，并按此比值估算了車(chē)輪上取樣，不同循環(huán)次數(shù)(4×104，1×105，1×106，5×107)時(shí)R-1的值如表所示。
額定彎曲載荷的有限元分析最大靜應(yīng)力為33.7 MPa，遠(yuǎn)低于車(chē)輪推算值71.82 MPa，甚至接近于5×107次循環(huán)時(shí)的值34.7 MPa。因此，在33.7 MPa的應(yīng)力下循環(huán)1×105次，車(chē)輪應(yīng)是安全的。在額定載荷下循環(huán)1×105次的安全系數(shù)n=71.82/33.7=2.13。
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