《铝合金汽车轮毂优化设计与性能分析》由会员上传分享，免费在线阅读，更多相关内容在学术论文-天天文库。
硕士研究生学位论文摘要I摘要当前，随着人们对汽车减重、节能、降耗的呼声不断高涨，汽车轻量化需求日益增加。作为汽车重要结构件的铝合金轮毂，因其轻量化及减震效果明显，已成为汽车轮毂的最佳选择，并逐渐取代钢制轮毂占据了汽车轮毂应用的主导地位。铝合金轮毂的结构性能能够明显影响整车运行的安全性，因此，开展铝合金轮毂的结构优化与性能研究，对提高铝合金轮毂质量，改善车辆性能、实现汽车轻量化及节能减排具有重要意义。本文以HJ309铝合金轮毂为研究对象，给出了原始轮毂的结构特征及性能试验标准，并根据轮毂的动态弯曲疲劳试验标准、径向疲劳试验标准和13º冲击试验标准，确定了轮毂的边界条件。应用三维造型软件绘制轮毂的几何模型，利用有限元ABAQUS分析软件，建立了铝合金轮毂的有限元分析模型，并根据轮毂性能试验标准及边界条件对其结构性能进行了模拟分析，在此基础上进行了结构优化，并通过试验进行验证。结果表明：原始结构轮毂在弯曲加载方向为距轮毂窗口中心线20º的位置时，轮毂应力及应变达到最大值，分别为119.3MPa和0.1766%；在径向加载方向0º(窗口中心线)时，轮毂应力及应变达到最大值，分别为128.1MPa和0.1693%；在冲击试验中，正对轮辐冲击加载时轮毂的应力和应变最大，分别为166.6MPa和0.1874%，其中冲击加载时轮毂的最大应力值出现在螺栓孔部位，该应力值较大是由于此处施加固定约束所导致的，而其他部位的应力值小于100MPa。三种试验条件下，轮毂应力值均小于材料的屈服强度，原始结构轮毂强度存在富余，可以对其进行轻量化设计。通过在轮辐部位设置凹槽可以满足轮毂拓扑优化的形状要求，通过正交试验法确定了轮辐凹槽的最优尺寸为深度尺寸为35mm，长度尺寸为50mm，宽度尺寸为28mm，在此尺寸下，轮毂的体积减少率可以达到5.99%。根据轮毂的性能试验标准及边界条件对优化结构轮毂进行了有限元模拟与分析，与原始结构轮毂的模拟结果相比，优化后的轮毂弯曲加载条件下的应力值略有增大，径向加载条件下的应力值明显降低，而冲击加载条件下的应力值略有增加，但三种试验条件下的轮毂应力值均未超过材料的屈服强度，且轮毂应变值均较低，优化后的轮毂性能不仅可以满足性能要求，而且实现了轮毂的轻量化目的。按照性能试验标准对轮毂进行了弯曲疲劳试验、径向疲劳试验和冲击试验，并通过目测与着色探伤方法检查试验后的轮毂。性能试验结果表明，优化结构的轮毂在三种性能试验条件下，性能满足标准要求，均未发生裂纹及严重变形的情况，试验结果与模拟结果吻合较好。关键词：铝合金轮毂；有限元分析；性能；拓扑优化；正交试验 II摘要硕士研究生学位论文 硕士研究生学位论文AbstractIIIAbstractAtpresent,thedemandsforlightweightofautomobileareincreasingwiththerisingvoiceofweightreduction,energysavingandconsumptionofautomobile.Asanimportantautomobilestructurepart,thealuminumalloywheelhubhasbecomethebestchoicefortheautomobilewheelhubduetoitsbetterlightweightandshockabsorptioneffect.Thestructureandpropertiesofaluminumalloywheelhubcansignificantlyaffectthesafetyofvehicleoperation.Therefore,studyonstructuraloptimizationandpropertiesofaluminumalloywheelhubhasimportantsignificancetoimprovethequalityofaluminumalloywheelhubhubsandthepropertiesofvehicles,andtorealizelightweightofvehiclesandenergy-savingemissionreduction.TheHJ309aluminumalloywheelhubastheresearchobjecthadbeenstudied.Accordingtostructurecharacteristicsandperformanceteststandardoforiginalwheelhub,theboundaryconditionsofwheelhubsweredetermined,withdynamicbendingfatigueteststandard,radialfatigueteststandardand13ºimpactteststandard.Thewheelhubgeometrywasdrawnusing3Dmodelingsoftware,andthefiniteelementanalysismodelofaluminumalloywheelhubwasestablishedusingtheABAQUSfiniteelementanalysissoftware.Thesimulationofstructurepropertiesofwheelhubhadbeenanalyzedaccordingtothewheelhubpropertyteststandard.Basedontheresultsofsimulationanalysis,thestructureoptimizationandexperimentalverificationofwheelhubweredone.Theresultsshowedthatthemaximumstressandmaximumstrainoforiginalstructurewheelhubunderbendingloading,whosedirectionfromthecenterofthewindowlinehub20ºposition,were119.3MPaand0.1766%;intheradialloadingdirection0º(thecenterofthewindowline),themaximumstressandmaximumstrainofwheelhubwere128.1MPaand0.1693%;intheimpacttest,themaximumstressandmaximumwere166.6MPaand0.1874%,respectively.Themaximumstressofthewheelhuboccurredwhentheimpactloadoccurredatthebolthole,whichwascausedbythefixedconstraint,andthestressvalueoftheotherpartswaslessthan100MPa.Thestressvalueofthewheelhubwaslessthantheyieldstrengthofthematerialunderthethreetestconditions.Sothelightweightdesignofwheelhubcouldbeconductedbecausestructurestrengthwasrich.Addinggrooveatthesiteofspokescouldmeetthedemandoftopologyoptimizationofwheelhubshape.Theoptimumsizesofwheelhubgroovewereobtainedusingorthogonaltestmethodthatdepth35mm,length50mmandwidth28mm.Undertheconditionoftheoptimalsizes,thevolumereductionrateofwheelhubcouldreachto5.99%.Thefiniteelementsimulationandanalysisoftheoptimizedstructureofwheel IVAbstract硕士研究生学位论文hubwerecarriedoutaccordingtotheperformanceteststandardandboundaryconditionofthewheelhub.Comparedwiththesimulationresultsofwheelhubwithoriginalstructure,thestressofoptimizedwheelhubslightlyincreasedunderthebendingloading,thestressobviouslydecreasedundertheradialloading,whilethestressslightlyincreasesunderimpactloading.Butthestressesofoptimalwheelhubunderthreetestconditionswerenotexceedtheyieldstrengthofmaterial,andstrainsofwheelhubwerelower,whichshowthatthepropertiesofoptimalwheelhubcouldnotonlymeetthepropertyrequirements,butalsoachievedtheobjectiveoflightweightofwheelhub.Thefatiguetest,radialfatiguetestandimpacttestwerecarriedoutaccordingtotheperformanceteststandard,thewheelafterthetestwasexaminedbyvisualinspectionandstaining.Afterthetesting,thewheelhubwascheckedbyvisualinspectionandcoloringdetectionmethod.Theresultsofpropertytestshowedthatthepropertiesofwheelhubwithoptimalstructurecouldmeettherequirementsofthestandard,andnocrackandseriousdeformationoccurred.Thetestresultsandsimulationresultswereingoodagreement.Keywords:Aluminumalloywheelhubs;Finiteelementanalysis;Property;Topologyoptimization;Orthogonaltest 硕士研究生学位论文目次I目次摘要..................................................................................................................................................IABSTRACT...................................................................................................................................III第一章绪论....................................................................................................................................11.1铝合金轮毂的研究现状及发展趋势..............................................................................11.1.1铝合金轮毂特点.....................................................................................................31.1.2铝合金轮毂的制造工艺.........................................................................................31.2轮毂的轻量化研究..........................................................................................................51.2.1轻量化研究方法.....................................................................................................51.2.2有限元分析方法介绍.............................................................................................71.2.3有限元分析在轮毂上的应用.................................................................................91.3课题研究内容、目的及意义........................................................................................101.3.1课题研究内容.......................................................................................................101.3.2课题研究目的及意义...........................................................................................10第二章有限元模型建立及加载条件..........................................................................................112.1轮毂结构特征及性能试验标准....................................................................................112.1.1轮毂原始结构特征...............................................................................................112.1.2轮毂的性能试验标准...........................................................................................112.2轮毂有限元模型建立....................................................................................................132.2.1单元类型选择.......................................................................................................132.2.2轮毂材料属性.......................................................................................................132.2.3网格划分...............................................................................................................132.3轮毂性能试验标准与边界条件....................................................................................142.3.1动态弯曲疲劳性能试验标准与边界条件...........................................................142.3.2径向载荷疲劳试验标准与边界条件...................................................................152.3.3冲击性能试验标准与边界条件...........................................................................172.4本章小结........................................................................................................................19第三章轮毂有限元模拟结果与分析..........................................................................................213.1弯曲疲劳试验有限元模拟结果与分析........................................................................213.1.1弯曲加载方向.......................................................................................................213.1.2应力模拟结果与分析...........................................................................................213.1.3应变模拟结果与分析...........................................................................................233.2径向疲劳试验有限元模拟结果与分析........................................................................243.2.1径向加载方向.......................................................................................................24 II目次硕士研究生学位论文3.2.2应力模拟结果与分析...........................................................................................253.2.3应变模拟结果与分析...........................................................................................263.3冲击试验有限元模拟结果与分析................................................................................273.3.1应力模拟结果与分析...........................................................................................273.3.2应变模拟结果与分析...........................................................................................293.4本章小结........................................................................................................................29第四章轮毂结构优化与有限元分析..........................................................................................314.1轮毂结构的拓扑优化设计............................................................................................314.1.1轮毂拓扑优化模型..............................................................................................314.1.2网格划分与边界条件..........................................................................................324.1.3轮毂拓扑优化结果...............................................................................................324.2轮毂结构尺寸的优化...................................................................................................334.2.1几何变量设置......................................................................................................334.2.2边界条件..............................................................................................................344.2.3轮毂尺寸正交模拟试验结果与分析..................................................................344.3优化结构轮毂有限元模拟结果与分析.......................................................................374.3.1弯曲疲劳试验有限元模拟结果与分析...............................................................374.3.2径向疲劳试验有限元模拟结果与分析...............................................................404.3.3冲击试验有限元模拟结果与分析......................................................................414.4本章小结.......................................................................................................................43第五章优化后轮毂的性能验证..................................................................................................455.1弯曲疲劳试验结果与分析............................................................................................455.1.1弯曲疲劳试验过程..............................................................................................455.1.2弯曲疲劳试验结果与分析..................................................................................465.2径向疲劳试验结果与分析............................................................................................465.2.1径向疲劳试验过程..............................................................................................465.2.2径向疲劳试验结果与分析..................................................................................475.3冲击试验结果与分析....................................................................................................475.3.1冲击试验过程......................................................................................................475.3.2冲击试验结果与分析..........................................................................................485.4本章小结........................................................................................................................49第六章结论..................................................................................................................................51参考文献........................................................................................................................................53作者简介........................................................................................................................................55致谢..............................................................................................................................................57 硕士研究生学位论文ContentsIContentsAbstract(InChinese)........................................................................................................................IAbstract(InEnglish).......................................................................................................................IIIChapter1Introduction.....................................................................................................................11.1ResearchStatusandDevelopmentTrendofAluminumAlloyWheelHub.....................11.1.1CharacteristicsandClassificationofAluminumAlloyWheelHub......................31.1.2ManufacturingProcessofAluminumAlloyWheelHub........................................31.2LightweightResearchofWheelHub...............................................................................51.2.1MethodofLightweightResearch…………………………………………………51.2.2IntroductionofFiniteElementAnalysisMethod…………………………………71.2.3ApplicationofFiniteElementAnalysisonWheelHub………………………….91.3ResearchContents,ResearchPurposesandMeanings…………………………….….101.3.1ResearchContents……………………………………………………………….101.3.2ResearchPurposesandMeanings……………………………………………….10Chapter2FiniteElementModelEstablishingandLoadingConditions………………………...112.1StructureCharacteristicsofWheelHubandPropertyTestStandard……………...….112.1.1CharacteristicsofWheelHubwithOriginalStructure………………………….112.1.2PropertyTestStandardofWheelHub…………………………………………..112.2FiniteElementModeloftheWheelHub……..………………………………………132.2.1SelectionofUnitType…………………………………………………………..132.2.2MaterialPropertiesofWheelHub……………………………………………...132.2.3Meshing…………………………………………………………………………132.3PropertyTestStandardofWheelHubandBoundaryConditions…………………….142.3.1DynamicBendingFatigueTestStandardandBoundaryConditions…………..142.3.2RadialLoadingFatigueTestStandardandBoundaryConditions………………152.3.3ImpactPropertyTestStandardandBoundaryConditions………………………172.4ConclusionsofthisChapter…………………………………………………………...19Chapter3ResultsandAnalysisofFiniteElementSimulation…………………………………..213.1FiniteElementSimulationResultsandAnalysisofBendingFatigueTest…………….213.1.1BendingLoadingDirection……………………………………………………..213.1.2SimulationResultsandAnalysisofStress………………………………………213.1.3SimulationResultsandAnalysisofStrain………………………………………233.2FiniteElementSimulationResultsandAnalysisofRadialLoadingTest……………...243.2.1RadialLoadingDirection………………………………………………………..243.2.2SimulationResultsandAnalysisofStress………………………………………253.2.3SimulationResultsandAnalysisofStrain………………………………………263.3FiniteElementSimulationResultsandAnalysisofImpactTest…………………........283.3.1SimulationResultsandAnalysisofStress……………………………………...28 IIContents硕士研究生学位论文3.3.2SimulationResultsandAnalysisofStrain………………………………………293.4ConclusionsofthisChapter………………………………………………………….29Chapter4StructureOptimizationandFiniteElementAnalysisofWheelHub………………..314.1TopologyOptimizationDesignofWheelHub……………………………...……….314.1.1TopologyOptimizationModelofWheelHub………………………………..314.1.2GridDivisionandBoundaryConditions……………………………………..324.1.3ResultsofTopologyOptimization………………………………………..324.2StructureSizeOptimizationofWheelHub……………………………………….....334.2.1GeometryVariableSetting……………………………………………………334.2.2BoundaryConditions…………………………………………………………344.2.3OrthogonalSimulationTestResultsandAnalysisofWheelHub……...…….344.3ResultsandAnalysisofWheelHubwithOptimalStructure………………………..374.3.1FiniteElementSimulationResultsandAnalysisofBendingFatigueTest…..374.3.2FiniteElementSimulationResultsandAnalysisofRadialFatiguetest….404.3.3FiniteElementSimulationResultsandAnalysisofImpactTest…………......414.4ConclusionsofthisChapter………………………………………………………….43Chapter5PropertyVerificationofWheelHubwithOptimalStructure......................................455.1ResultsandAnalysisofBendingFatigueTest……………………………………….455.1.1ProcessofBendingFatigueTest……………………………………………...455.1.2ResultsandAnalysisofBendingFatigueTest………………………………..465.2ResultsandAnalysisofRadialLoadingTest………………………………………..465.2.1ProcessofRadialFatigueTest………………………………………………..465.2.2ResultsandAnalysisofRadialLoadingTest………………………………...475.3ResultsandAnalysisofImpactTest………………………………………………...475.3.1ProcessofImpactTest………………………………………………………..475.3.2ResultsandAnalysisofImpactTest………………………………………….485.4ConclusionsofthisChapter………………………………………………………….49Chapter6Conclusions.................................................................................................................51References....................................................................................................................................53Resume.........................................................................................................................................55Acknowledgements......................................................................................................................57 硕士研究生学位论文第一章绪论1第一章绪论1.1铝合金轮毂的研究现状及发展趋势轮毂是汽车结构中重要的组成部件之一，因其形状结构复杂，尺寸精度高，种类样式繁多，且具有突出的实用性和装饰性作用，在国际上轮毂制造企业常被称为“时装化工厂”。轮毂属于汽车零部件中的重要结构件，对其性能具有较高的要求，轮毂的质量在一定程度上决定了整车的安全性能、行使性能和乘驾舒适性能。近些年，随着汽车减重、节能、降耗的呼声不断高涨，其轻量化的要求越来越迫切。铝合金轮毂因其具有轻量化及减震的明显优势，已经成为汽车轮毂的最优选择，正在逐步替代钢轮毂，占据了汽车轮毂应用的主导地位，这对改善汽车性能、轻量化、节能减排、环保等都有着重大意义。尽管铝合金轮毂应用时间不长，但随着设计与制造技术的快速发展，自20世纪70年代起，国外一些发达国家就已开始大量的应用铝合金轮毂，从而使铝合金轮毂成为在汽车上第二个广泛应用铝合金的领域[1-2]。我国的铝合金轮毂生产与使用开始于20世纪80年代末，90年代中期进入发展阶段，并且一直保持着强劲的增长势头。我国的铝轮毂制造行业共经历了四个发展阶段[3]：(1)起步阶段(1988开始)：国内首家铝轮毂制造企业—秦皇岛戴卡轮毂制造有限公司成立于1988年，第二家是1989年开始筹建的广东南海中南铝合金轮毂厂，上述两家公司均采用低压与重力铸造制造汽车和摩托车铝合金轮毂，它们作为行业的先行者逐步发展壮大。(2)发展阶段(1994－1997)：1994年我国颁布了《汽车工业产业政策》，为汽车工业的快速发展明确了方向。在这段时期内，虽然国内铝合金轮毂的产量还很小、但铝合金轮毂的利润较高，从而引起投资者的广泛关注，国内新上铝合金轮毂制造企业十几家。由于国际市场还未充分打开，且供大于求，国内铝合金轮毂的市场竞争尤为激烈。(3)调整阶段(1998-2001)：在此段时期内，由于我国铝合金轮毂企业还属于一个较新的产业，虽然新企业不断成立，但技术匮乏，产品质量不够稳定，缺乏创新，铝合金轮毂成本较高，极大程度上限制企业的发展。加之金融危机给全球造成的巨大影响，很多铝合金轮毂制造企业发展受阻，行业内资产重组和企业并购频发。(4)高速发展阶段(2002－至今)：2001年中国加入世界贸易组织，使得中国经济得到快速稳定的发展。在汽车工业产业政策的推动下，我国的汽车工业取得了前所未有的发展。与此同时，国内新建铝合金轮毂企业不断增多，这一时期，投资新建的铝合金轮毂企业多为民营和外资企业，具有投资规模大、装备先进、技术与管理水平高等优点，使得铝轮毂行业呈现出高速发展的态势。截止2009年，中国铝合金轮毂制造企业达到250家，年生产能力超过8000万件/年，其中民营企业“万丰奥特控股集团”，经过近二十几年来的不断发展，已成为国内大规模的铝合金轮毂制造商，亚洲最大的铝合金轮毂生产基地，2014年 2第一章绪论硕士研究生学位论文铝合金轮毂产量达到1030万件。但值得注意的是，国内大多数铝合金轮毂制造企业的技术水平与国外一些发达国家相比较仍存在较明显的差距，虽然我国是铝合金轮毂的产销量大国，但技术水平并不属于强国。随着铝合金轮毂制造技术的不断革新，企业自主创新能力的逐步提高，促使我国铝轮毂行业稳定快速的发展，中国成为世界铝轮毂强国的目标指日可待。目前，全球铝合金轮毂产量以7.6%速度增长，其中，以欧美汽车轮毂铝化率的增长幅度最大。2010年汽车轮毂的铝化率达72%-78%，铝合金轮毂年需求量已超过1亿只。据预测，2020年铝合金轮毂的年需求量将达到4亿只[4]。随着汽车行业轻量化的要求不断提高，对铝合金轮毂的需求也在不断增加，迫使轮毂制造企业既要生产出性能优良的铝合金轮毂，同时还要满足轻量化的要求。近年来，采用计算机辅助设计替代传统经验设计方法设计开发铝合金轮毂，在提高铝合金轮毂质量，实现轮毂轻量化方面起到重要的推动作用。当前，计算机辅助设计(CAD)与计算机辅助工程(CAE)已经在各行各业获得广泛的应用。在汽车行业中，利用CAD绘图工具软件将汽车零部件直接在计算机上绘制，并利用CAE软件对零部件的结构强度、变形、疲劳寿命及服役条件等进行分析，并利用分析结果进行优化设计，从而缩短汽车零部件的开发周期，降低开发成本，提高产品质量与开发效率。其中CAD/CAE技术在轮毂设计开发方面起到较大的作用，世界上较为著名的汽车轮毂制造公司如德国AZ公司、美国QUALITYMOLD公司、法国MICHELIN公司、DESHORS公司、日本NGK公司等都是利用计算机辅助技术以实现对高难度汽车轮毂的设计制造[5]。据报道，由美国铝业公司制造的目前世界上最轻的新一代的铝合金轮毂“AlcoaLvlone”，其比传统的卡车轮毂每只轻3kg，如图1-1所示铝合金轮毂采用整体锻造成形，具有更低的重量和突出的性能，能有效地降低轮毂与抱闸的磨损情况[6]。图1-1“AlcoaLvlone”铝合金轮毂Fig.1-1“AlcoaLvlone”alminiumalloywheelhub 硕士研究生学位论文第一章绪论31.1.1铝合金轮毂特点随着对汽车用铝合金轮毂要求的不断提高，铝合金轮毂的质量也在不断提升。由于铝合金轮毂具有突出的特点，已成为钢制轮毂的主要替代品。铝合金轮毂主要优点如下[7-8]：(1)重量轻：铝的密度为2.7g/cm3，仅是钢密度的1/3，所以相同体积条件下铝轮毂重量比钢轮毂重量轻2/3。采用铝合金轮毂不仅可以减少车重，降低油耗，减少排放，同时也有利于提高汽车的驾驶性能。(2)良好的导热性：良好的导热性有利于加快轮毂在高速转动中的热量散失，减低轮胎爆裂的几率，延长与铝合金轮毂装配接触的零件寿命。(3)突出的减振性：整体成形的铝合金轮毂具有形状尺寸精度高，滚动摩擦阻力小及吸能、减振的优点，有利于吸收较大的冲击功，提高汽车驾驶的舒适性。(4)良好的成形性能：铝合金熔点较低，易于采用铸造成形，并根据轮毂的外观要求，能够生产出款式优美、结构复杂、表面装饰的轮毂，以满足不同消费人群的需求。在铝合金轮毂设计开发时，要尽可能考虑突出这些优点。为了保证铝合金轮毂具有优良的性能，铝合金轮毂必须具备以下几个特点：1)材质、形状、尺寸合理准确，这样才能够充分发挥轮毂的作用，具有通用性；2)汽车在行驶过程中，轮毂的失衡量与惯性矩小，横、纵向振摆小；3)在保证轻便的同时，还要具有足够的强度、韧性和稳定性；4)可分离性好；5)性能具有持久性。1.1.2铝合金轮毂的制造工艺(1)低压铸造法图1-2为铝合金轮毂低压铸造原理示意图，低压铸造是指金属液体在压力作用下充填型腔以形成铸件的一种铸造方法，由于所需要的压力较小，所以称为低压铸造。低压铸造铝合金轮毂的工艺流程可大致分为熔炼、铸造成型、切冒、热处理、机加、涂装、喷漆等步骤。低压铸造时液体金属充型平稳，铸件成型好，形成的轮廓清晰，表面光滑铸件致密，机械性能高。此外，该工艺所需的设备简单，同样易于实现机械自动化生产[9]。低压铸造时，金属液在压力下充型和凝固，充填性好，铸件缩松少、致密性高，并且金属液的收得率高。与其他铸造方法相比，低压铸造铝合金轮毂的气孔和夹渣缺陷少，产品内部质量好，生产的同类产品重量减少15%，机械加工切削量由原来的2-3mm减少到0.75mm，轮毂价格降低约10%。因此，目前低压铸造法已成为铝合金轮毂生产的首选工艺[10]。 4第一章绪论硕士研究生学位论文图1-2低压铸造铝合金轮毂示意图Fig.1-2Schematicdiagramoflowpressurecastingforaluminumalloywheelhub(2)旋压法旋压成形因其具有锻造、挤压、拉伸、弯曲、环轧、横轧和滚挤等多种工艺特点，并具有产品性能高、工艺柔性好、设备简单和易于实现产品轻量化等优势，已广泛应用在装备制造、航空航天、化工等领域中[11]。旋压成形是利用旋压机对旋转的预制毛坯施加压力，使其发生逐点连续的塑性变形，从而获得符合形状要求的空心旋转体零件的工艺方法。近年来，旋压成形技术已然成为一种先进的汽车轮毂制造技术。旋压成形的轮毂在实现轮毂轻量化目标的同时，还可以具有高致密度、高刚度和良好的动平衡性能。旋压成形轮毂与通常的低压铸造轮毂相比，其重量可降低15%，且尺寸约束性小、产品结构美观、性能优良等优点，被认为是未来高性能铝合金轮毂的主要成形方法，且发展前景十分广阔。以“质量接近锻造轮毂，成本接近铸造轮毂”为目标，日本在铝合金轮毂旋压成形技术方面的起步较早，并取得了较大的技术创新。在20世纪90年代末，日本将低压铸造和旋压成形相结合，研发出一种铝合金轮毂铸坯热旋压新工艺(简称“铸旋新工艺”)。利用低压铸造工艺制备出形状规则、性能良好、组织致密的毛坯铸件，并将其轮辋部位进行热旋压成形，充分利用低压铸造和旋压成形的优点，可以获得铸件质量“1+1>2”的效果[12]。研究表明，采用铸旋新工艺制备的铝合金轮毂，其性能优良、组织致密、材料利用率高，轻量化效果明显并且成本较低，轮毂整体强度及抗腐蚀性能得到明显提高，轮毂使用寿命和安全性能显著提升。目前，由于具有众多的优势，铸旋新工艺逐渐成为铝合金轮毂制备的一个重要发展方向。国内在铝合金轮毂旋压技术及装备方面也取得一定的进展。2006年，燕山大学开发出我国第一台铝合金轮毂热旋压机；2007年5月，国内的第一条轮毂铸旋生产线在戴卡轮毂制造有限公司投产，生产能力达30万件/年，如图1-3。 硕士研究生学位论文第一章绪论5图1-3轮毂铸旋新工艺Fig.1-3Newtechnologyofcasting-spinningprocessforwheelhub1.2轮毂的轻量化研究对现代汽车而言，由汽车的运动阻力方程可知，75%油耗与汽车重量有关。当前研究表明，汽车整体重量每减少10%，就可降低油耗6%～8%，提高燃油效率5.5%，降低噪音2dB。因此，轻量化是实现汽车节能、降耗及环保的重要途径之一，也是汽车未来发展的必由之路。近年来，国内外汽车轻量化技术得到迅速的发展，主要包括在整车及零部件前期设计中引入结构设计与优化、轻质高强韧材料应用及先进成型技术的综合运用。将整车与零部件开发同步进行，秉承先进化、集成化、一体化、智能化的开发思路，持续不断地降低汽车整体重量，降低油耗，减少排放，提高汽车驾驶的安全性、可靠性和舒适性。轮毂属于是汽车零部件中重要结构件，其质量在一定程度上决定了整车的安全性能、行使性能和乘驾舒适性能。一直以来，针对轮毂的轻量化研究是汽车零部件轻量化研究的热点问题。轮毂轻量化可通过三方面实现：(1)轮毂的结构轻量化，这是目前研究较多的一种方法，其是在规定轮毂的外形尺寸的基础上，保证轮毂的性能要求的前提下，充分考虑轮毂的成形方式，运用CAE技术对轮毂的结构进行优化设计；(2)采用轻质高强韧材料，如高强度钢板、镁合金等材料进行替代；(3)利用先进的成形技术(如热旋压技术)，在轮毂结构轻量化的基础上，通过工艺增强轮毂的性能，以达到轮毂的轻量化要求[13-14]。1.2.1轻量化研究方法20世纪60年代～90年代，相继出现了结构优化、遗传算法、形状优化、拓扑优化等概念，其中运用有限元法进行优化设计是产品开发过程中的一类常用的方法[13,15-17]。在中国，轮毂结构的优化设计开始于80年代，目前已有了不小的成就，自主研发了诸多通用与专用的结构优化软件[18]。国内对汽车轮毂结构优化方面的研究尚少，2001年崔胜民等利用有限元方法对轮辐的形状进行优化设计，验证这种做法的可行性[19]。2002年翁运忠等对货车轮毂两种轮辐进行优化设计，验证结构的合理性[20]。齐铁力等人利用 6第一章绪论硕士研究生学位论文NASTRAN软件，以轮毂结构厚度作为变量进行结构优化设计，该研究旨在降低轮毂重量及提高轮毂的强度性能[21]。2006年钟翠霞等人对铝合金轮毂进行了轮毂设计与结构分析研究[22]，在该项研究中，涉及的优化设计内容，是对比分析几种不同的轮毂结构方案得到的优化结论。2008年仪登利等介绍了如何利用UG建立模型并以合适的方法导入到ANSYS中进行有限元分析的过程，为进一步的有限元分析和优化设计做好准备，提高设计效率[23]。2009年曲文君利用ANSYS软件，按照轮辋国家标准，对16×6.5J低压铸造铝合金轮毂的参数化设计进行了研究。通过对轮辋和轮辐部位的强度分析及尺寸优化，使轮毂重量降低41%，且轮毂的应力分布更加均匀[24]。闫胜昝等人利用I-DEAS有限元分析软件对三种不同轮辐结构的轮毂进行了弯曲与疲劳加载分析。结果表明，直辐条结构有利于承受弯矩载荷；曲辐条结构有利于承受冲击载荷；而直辐条+背面掏料结构的受力情况最为合理，轻量化效果最佳[25]。2010年武海滨等人利用UG软件建立了轮毂的实体模型，根据冲击试验条件，利用ANSYS软件研究了不同轮辐厚度及轮辐间夹角对轮毂应力的影响，获得最佳的轮辐厚度为18-20mm，最佳的轮辐间夹角范围为53º-60º，该结果对轮毂的优化设计提供了一定的理论依据[26]。2011年中南大学张总利用ANSYS有限元分析软件对JN-ZL350铝合金轮毂进行了分析与优化，优化后轮毂重量减轻了1.259Kg，从而实现了铝合金轮毂的轻量化[5]。2012年王志华根据声学优化原理，利用Matlab软件、Solidworks软件、Hypermesh软件、ANSYS软件与Sysnoise软件对轮毂的结构强度及振动噪声进行了研究，通过尺寸优化获得了满足强度要求和较小振动噪声的优化轮毂结构[27]。2013年康淑贤将工业设计理论及有限元分析技术相结合，基于美学与功能对汽车轮毂进行结构与轻量化设计，为我国汽车轮毂的自主研发提供宝贵的经验[28]。2014年韦辽等人通过Pro/Engineer软件对16x7J铝合金轮毂进行建模，在弯曲疲劳条件下，利用ANSYSWorkbench软件对不同轮辋厚度的轮毂的应力及应变进行了分析，并用改进的史密斯公式法对轮毂的寿命进行预测。结果表明，轮辋厚度在减少1mm时，轮毂的寿命仍可达到国家标准要求[29]。2015年周喆利用ANSYS有限元分析软件对88888型轮毂进行了受力分析及性能优化，为铝合金轮毂的性能改善提供试验依据[30]。(1)拓扑优化拓扑优化技术，用于确定结构的最佳几何形状，其原理是最大限度的利用材料，同时确保结构整体刚度、自振频率等在满足工程要求的条件下获得极大或极小值。其经历了三个发展阶段：拓扑优化，结构拓扑优化，连续体结构拓扑优化。在ANSYS中采用退化法进行结构拓扑优化分析，目前较为常用的退化算法有均匀法、基结构法、变厚度法、变密度法。其中变密度法是进行轮毂的拓扑优化分析经常采用的方法。其基本步骤如图1-4[31]: 硕士研究生学位论文第一章绪论7图1-4拓扑优化过程Fig.1-4Processoftopologyoptimization(2)目标优化在目标优化中，是以轮毂最小质量、最小一阶弯曲或扭转模态频率作为目标函数，以轮毂弯曲和扭转条件下设定的目标应变能为约束条件，基于全局响应面(GRSM)算法获得最优的轮毂结构尺寸[32]。在轮毂拓扑优化的基础上，对轮毂的结构敏感性尺寸进行分析，提取出对轮毂重量敏感，但对轮毂性能不敏感的结构尺寸，并以其尺寸作为目标变量进行优化分析，从而获得最佳的轮毂结构尺寸，以提高轮毂的设计效率。1.2.2有限元分析方法介绍结构有限元分析是将力学、数学和计算机程序设计等方法有机整合进行分析的一种方法。目前，通用有限元分析程序包括NASTRAN，ASKA，ADINA，SAP，ANSYS等，这些软件均集成了较完善的静、动力分析模块，如频率、振动、谱分析和瞬态响应等求解功能。对于较常用的工程结构分析问题，可直接利用通用程序求解。有限元法是先将连续体划分为有限个规则形状的单元体，相邻单元之间只通过若干个结点相互联接。作用于单元上的外载荷，按等效原则移植为节点载荷。用划分后的有限个小单元的集合体，代替原来的连续体。这一步称为连续体的离散化。有限元法是以结点参数作为基本未知量。根据所取结点的基本未知量不同，可将其分为：(1)力法以结点力作为基本未知量的方法；(2)位移法以结点位移作为基本未知量的方法；(3)混合法以部分结点位移和部分结点力作为基本未知量的方法。根据不同的变分原理，可以推导出多种不同的有限元方程。常用的三种有限元方程的建立方法：变分法(里兹法)、直接法(直接刚度法)和加权余量法(伽辽金法)。弹性力学问题有限单元法的分析过程主要由三方面内容构成，即连续体的离散化，单元分析和连续体的整体分析。建立机械结构有限元分析模型的首要任务是结构的离散化。一般来说，离散化包括三方面的内容：连续体本身的离散化，作用于连续体上力系的离散化和边界条件的离散化。将实际机械结构进行适当的简化，确定求解域后，进行单元划分，也就是假想地把连续体(即求解域)划分成许多有限个小的单元。相邻的单元之间既不重叠，又不脱离。划分单元时，首先要正确地选择单元类型，然后根据以下几点进行单元划分。 8第一章绪论硕士研究生学位论文1)细小的单元划分会使得计算结果更为准确，但会增加计算的工作量。2)为了保证单元数目不至于过多，对结构上的不同区域，在充分考虑结构特点的条件下，采用疏密程度不等的网格划分方法。在边界比较曲折、应力比较集中、应力变化较大的地方，单元应划分的小一些，以便在这些地方能得到比较精确的计算结果。而在应力变化平缓处，单元可以划分得大一些。单元由小到大应逐步过渡。3)采用三角形单元划分网格时，要保证三角形单元边长相差较小，防止出现过尖与过钝的内角，以减小计算误差。4)要尽量将单元的结点和单元边界设置在几何形状、材料特性和载荷发生突变处。单元划分完毕后，要将全部单元和结点按一定顺序编号。单元号和结点号均不能有重复和错漏。单元的结点号按逆时针方向排列，其编号的原则为：应尽量减少各单元中最大与最小结点编号的差值。这样做能有效地减少总体矩阵所占的存储空间。对于大型复杂的结构分析问题，这些工作量是很大的，最好采用网格自动生成方法。现在许多有限元通用程序中都有较强的前处理功能，可自动地进行网格划分和优化结点[33]。随着大型通用有限元软件的普及应用和计算机技术的不断发展，高校、科研院所以及企业都在汽车产品设计过程中广泛的使用了有限元软件，取得了较好的反响。有限元通用软件操作简单，结果可信度高，因此它分析的结果成为判断汽车零件设计是否合理的标准之一。有限元软件在汽车零件的强度、刚度、疲劳、振动等方面发挥了重要的作用，它能在产品制造出来前发现问题，及时改正。相比于传统的设计方法，有限元法缩短了产品的设计周期，减少了产品的次品率，为企业的产品设计节约了时间和成本，从而使企业的竞争力显著提高。随着社会的不断进步，人们对汽车的性能要求越来越高，汽车的结构越来越复杂。汽车中使用了各种不同的材料，汽车的受力也由原来只考虑静载荷过渡到考虑冲击载荷等动态载荷，传统的设计方法己经不能满足要求，这就加大了汽车企业对有限元技术的需求，各大汽车公司和设计部门都将有限元法纳入到了汽车设计体系中，一般步骤如图1-5[34]。 硕士研究生学位论文第一章绪论9图1-5汽车结构分析流程Fig.1-5Analysisprocessofautomotivestructure1.2.3有限元分析在轮毂上的应用近年来，国内外研究人员利用有限元分析对轮毂的结构进行了分析与优化，为轮毂轻量化和性能优化提供重要的技术支撑。MoriK等人利用对简化的铝合金轮毂热旋压工艺进行了研究，分析了其成形性和缺陷并进行了相应的数值模拟，为工艺优化提供了方法和依据[35]。王素梅等人建立了重载车用铝合金轮毂径向疲劳模型，通过施加等效径向载荷模拟胎压对轮毂的影响，并在应力分析的基础上，考虑轮毂在成型过程中不同部位力学性能差异造成其疲劳性能不同，运用应力疲劳理论对轮毂径向疲劳过程进行寿命预测[36]。丁炜琦等在静强度分析的基础上，以质量最小为目标函数，以静强度性能为约束条件，对重卡前轴轮毂进行了拓扑优化，优化设计后的轮毂重量减轻且满足强度要求[37]。周渝庆运用ANSYS软件对镁铝合金轮毂寿命进行预测，以轮辐和轮辋厚度为目标变量，以材料的屈服强度作为状态变量及轮毂的体积作为目标函数，使优化后的轮毂在满足性能的同时，实现了轮毂的轻量化[38]。刘国军以轮毂中心法兰和轮辋的厚度，以及轮毂截面尺寸作为多个设计变量，对轮毂结构尺寸进行了分析与优化，使结构优化后轮毂的质量降低了10%[39]。AkbulutH利用冲击试验模拟条件，以轮毂的应力值作为目标函数，轮毂应变值作为 10第一章绪论硕士研究生学位论文设计变量，对轮毂进行有限元分析，并在此基础上对轮毂结构尺寸进行了优化[40]。SchaferC开发了轮毂寿命预测软件系统，该系统可与MSC等软件相结合，对轮毂进行优化设计，预测轮毂疲劳寿命的最小值，并明确分析出危险区域，从而降低轮毂质量[41]。HamidJahed等通过对大量的数据统计拟合出三次样条曲线，并以此为基础建立了轮毂模型，并以此曲线函数中的参数为设计变量，运用MATLAB对轮毂进行优化设计[42]。KangW等人在弯曲疲劳工况下，利用MSC/NASTRAN软件对具有轴对称、有加强圆环和薄壁等特点的辐板式轮毂进行了应力分析，并根据轮毂的应力分布对轮毂的结构尺寸进行了优化[43]。Russo等人基于冲击试验加载条件，对轮毂的轮缘结构进行设计，以提高轮毂的抗冲击性能[44]。李海鹏等利用PATRAN软件建立以轮辐和轮辋的厚度作为设计变量，汽车轮毂的重量最小作为目标函数的优化设计模型，优化后轮毂质量大大减轻[45]。1.3课题研究内容、目的及意义1.3.1课题研究内容根据轮辋的国家标准及轮毂的技术要求建立轮毂的三维模型，再根据国家标准规定的轮毂出厂前需要通过的三个试验：动态弯曲疲劳试验、动态径向疲劳试验和冲击试验对轮毂进行有限元模拟，然后以动态弯曲疲劳试验和动态径向疲劳试验的应力情况为基础进行拓扑优化以使轮毂达到轻量化的目的。1.3.2课题研究目的及意义目前，工业化生产的持续发展所带来的原料、能源以及环境问题日益紧张，无论是生产企业还是消费者都需要引起高度重视。而想要缓解或解决这些问题，就必须从产品的轻量化设计入手。汽车轮毂是汽车的重要承载部件，想要提高汽车的行驶速度，而且节省油耗，则要保证有足够强度的前提下，尽可能地减轻轮毂本身的重量，这是本文主要的研究的目的。当然其他的因素也应该加以考虑，例如轮毂的刚度，要满足这个性能则应适当地降低轮毂的变形量，以保证其轮辋的圆度，改善驾驶舒适性和可操作性，提高其安全性能。在轮毂设计中，应设计合理的轮毂结构，以保证轮毂有足够的刚度，另外，造型美观的轮毂将会带来很好的市场效应，对于豪华轿车更是如此。总之，在轮毂设计时，应以足够的强度为前提，轻量化设计为主动方向，兼顾满足其他性能，设计出更优质的轮毂。基于有限元法的优化设计在现代生产以及生活中赋予了其新的意义：对于汽车轮毂行业来说，基于有限元法的优化设计是轻量化设计的重要工具，对节能、减排、降耗起到了积极性的作用。通过对本课题的研究，我们应用了较为成熟的工具来解决实际问题，并不断地丰富专业知识以满足时代发展的需要。汽车轮毂的轻量化设计不仅能够提高企业的研发能力以及竞争力，而且有助于提高材料利用率，缩短周期，降低成本，更重要的是起到了节能环保的作用。因此该课题有着非常广阔的发展前景。 硕士研究生学位论文第二章有限元模型建立及加载条件11第二章有限元模型建立及加载条件2.1轮毂结构特征及性能试验标准2.1.1轮毂原始结构特征本课题选用的原始轮毂结构如图2-1所示。轮毂尺寸为16寸，外径尺寸为441mm，轮辋高度为176mm，最大壁厚53mm，最小壁厚5.3mm，平均壁厚29.15mm，轮辐宽度75mm，轮辐厚度36mm，轮毂原始重量为10.32kg。图2-1铝合金轮毂原始结构图Fig.2-1Originalstructureofaluminumalloywheelhub2.1.2轮毂的性能试验标准轮毂的性能实验主要有机械性能试验、可靠性试验、附着力试验、气密性检验、漆膜硬度试验、盐雾试验和耐水试验等。根据厂家提供的性能试验标准如下：(1)机械性能：试验数据按照客户标准HI-J02.01.127-2010-1.0执行，试验方法按照GB231与GB228执行。①σ2b≥260N/mm。②σ20.2≥180N/mm。③δ≥7%(轮缘窗口)，δ≥4.5%(轮缘筋部)。④硬度：HB70～95。⑤力学性能试样取自轮毂轮缘和轮辋部位，硬度试样取自轮毂法兰部位。⑥轮毂检验数量：1只，各取1个试棒。⑦机械性能取样轮毂经过热处理和空走涂装线(按照成品轮喷涂工艺)。(2)可靠性试验1)弯曲疲劳试验： 12第二章有限元模型建立及加载条件硕士研究生学位论文载荷：M=5404N·m，转数：100万转，试验数量：2只，试验方法及轮毂失效判定依据按GB/T5334-2005执行。轮毂失效判定标准：①轮毂不能继续承载载荷；②利用着色渗透法或其他可接受方法，发现轮毂上任何部位出现裂纹；③在设定的循环次数内，轮毂加载点偏移量已超过初始全加载点的20%。2)径向疲劳试验：载荷：F=21438N，转数：100万转，轮胎：205/75R16C，胎压：350KPa，试验数量：2只，试验方法及轮毂失效判定依据按GB/T5334-2005执行。车轮失效判定标准：①轮毂不能继续承载载荷；②利用着色渗透法或其他可接受方法，发现轮毂上任何部位出现裂纹。3)冲击试验：13°冲击。冲头质量：705kg，轮胎：205/75R16C，胎压：200KPa，试验数量：2只(窗口/辐条各一只)试验方法及轮毂失效判定依据按GB/T15704和客户标准J02.01.127-2006执行。轮毂失效判定标准：①轮辐位置有可见的穿透裂纹；②轮辐与轮辋断裂分离；③轮胎气压在半分钟内不应低于原气压的50%。另注：轮毂变形或与冲头相撞的轮辋断裂除外。(3)气密性检验按照客户标准J02.01.127-2010执行。实验时，充入的压缩空气压力应≥600kPa，保压30秒，不允许漏气。要求轮毂100%检验。(4)附着力试验参照GB/T1720执行。判定标准：0-1级(划格区受影响明显小于等于5%)为合格。(5)漆膜硬度试验按GB/T6739的规定进行，轮毂的外层涂膜的铅笔硬度不低于0.6。(6)盐雾试验参照QC/T484执行，试验时间500小时。判定标准：试验样品表面漆膜划刻线的漆底腐蚀要小于等于2.5mm，漆膜表面除边角部位外不得出现起泡、腐蚀。(7)耐水试验参照GB/T1733执行，时间120小时。判定标准：漆膜无显著的变色、软化、起泡(尖角、划痕3mm以内不计入)。按3×3mm百格测试附着力要达到1级以上。 硕士研究生学位论文第二章有限元模型建立及加载条件13本文主要根据轮毂的机械性能和可靠性试验性能标准对轮毂性能进行评价。2.2轮毂有限元模型建立2.2.1单元类型选择在有限元分析之前，选择及定义合适的有限单元是有限元分析成败与否的关键。本文主要针对汽车轮毂结构进行分析，考虑轮毂的结构特点和模拟计算精度，轮毂单元类型选择四面体单元形式，每个单元有6个自由度：沿坐标系X、Y、Z方向的平动和沿坐标系x、y、z轴的转动。2.2.2轮毂材料属性本文研究的轮毂材料为A356.2的铸造铝合金。在有限元分析中，材料特性参数的准确性将在很大程度上影响仿真效果和计算结果的真实度。为了获得精确的材料特性属性值，直接从铝合金轮毂的轮缘处取样，用静拉伸试验测得轮毂材料特征参数如下：杨氏模量(EX)：69GPa；泊松比(NUXY)：0.33；屈服强度(YieldStress)：0.24GPa；3；密度(DENS):2.69g/cm材料属性(MaterialBehavior):各向同性。2.2.3网格划分轮毂网格划分如图2-2所示。由于本文所分析的轮毂形状和单元形状比较规则，故对此轮毂采用自由网格分方式。图2-2轮毂的网格划分Fig.2-2Meshofwheelhub轮毂网格单元长度为4mm，轮毂网格数量为298766个，具有132575个节点。 14第二章有限元模型建立及加载条件硕士研究生学位论文2.3轮毂性能试验标准与边界条件依据国内和国际标准化组织的规定，汽车轮毂需要达到三个典型试验的要求，有关的国内标准与国际标准化组织的标准是一致的。在国内，这三个试验对应的标准分别是车轮动态弯曲疲劳和径向疲劳试验方法-QCT221，其中有动态弯曲和径向载荷两个疲劳试验标准；车轮冲击试验方法-GBT15704，包括轮毂13°冲击试验的标准，下面简单介绍这三个试验标准[23-24]。2.3.1动态弯曲疲劳性能试验标准与边界条件(1)动态弯曲疲劳性能试验标准[46]图2-3所示为动态弯曲疲劳试验示意图。动态弯曲疲劳试验的目的是为了模拟汽车在行驶过程中轮毂受到弯曲力矩的作用，从而产生失效的情况。试验中，轮辋J部通过螺栓夹具固定在试验台上，轮毂法兰通过螺栓与加载杆固定，并在加载杆末端施加按一定频率旋转的弯矩载荷。图2-3动态弯曲疲劳试验示意图Fig.2-3Schematicdiagramofdynamiccorneringfatiguetest试验弯矩大小为:M=(μ·R+d)·F·S(2-1)式中，μ—汽车轮胎与公路之间的摩擦系数；R—静负荷半径；d—车轮的偏距；F—车轮最大额定负荷；S—强化试验系数，本文轮辋名义直径16in，强化系数取1.6。 硕士研究生学位论文第二章有限元模型建立及加载条件15经过测试，试验车轮的任意位置不得有任何可见疲劳裂纹；车轮能继续承受弯曲力矩至所规定的循环次数，则认定轮毂达到试验要求。(2)边界条件本文中根据前述轮毂的可靠性性能试验标准，其中弯矩M=5404N·m，力臂L=0.8m，计算轴杆断面载荷为F=M/L=5404/0.8=6755N。根据动态弯曲疲劳试验轮毂的约束条件，在ABAQUS软件中，首先将轮毂的轮缘部分进行全约束，其次将轮毂法兰六个螺纹孔进行耦合，在耦合端垂直法兰方向0.8m处施加载荷6755N，设置的边界条件如图2-4所示。图2-4弯曲加载边界条件Fig.2-4Boundaryconditionsofbendingloading2.3.2径向载荷疲劳试验标准与边界条件(1)径向载荷疲劳试验[46]轮毂径向载荷疲劳试验是通过试验台驱动转鼓对车轮施加一径向压力，同时驱动转鼓以一定的速度进行旋转带动轮毂转动，模拟汽车在行驶中车轮受到汽车自身的重量和在不平路面上行驶时受到来自垂直方向的冲击力。试验台由转鼓、车轮和安装螺栓组成。其中转鼓表面光滑，宽度大于轮胎接触区，车轮的安装方式应与原车辆装配特性相同。在试验时，试验机给轮毂施加一恒定不变的径向载荷，且和转鼓法向垂直，同时与转鼓和车轮中心在同一直线上。试验简图如图2-5所示。其中：转鼓的直径取1700mm，试验选用的车轮须按照汽车制造厂或轮毂制造厂规定的最大承载能力的车胎，胎压为350kPa，使用与汽车装配相同的螺栓和螺母，螺母的扭矩按规定施加最低值的11.5%，并且在试验过程中定期检查。在试验过程中如果轮胎出现破坏应及时予以更换，当轮毂出现裂纹等破坏现象，则判断轮毂失效，停止试验。 16第二章有限元模型建立及加载条件硕士研究生学位论文图2-5径向载荷疲劳试验示意图Fig.2-5Schematicdiagramofradialloadfatiguetest径向载荷疲劳试验中，径向载荷按下式确定:Fr=F·K(2-2)其中：Fr—径向载荷，如表2-1所示；F—车轮最大额定载荷，由汽车制造厂或轮毂制造厂规定；K—强化试验系数，参考表取值为2.0。表2-1动态径向加载要求Table2-1Requirementsfordynamicradialloading轮毂名义直径代号强化系数循环次数12，13，14，15，16，172.2550000016，17(选用)2.01000000(2)边界条件本试验中车轮的最大额定载荷为1093.8kg，取强化系数为2，则径向载荷为：Fr=1093.8×9.8×2=21438N。在动态径向疲劳试验中，胎压对轮辋的影响可通过在轮辋表面施加均等的应力来代替，本试验中，径向载荷的加载形式为沿轮辋表面40º夹角的范围内施加，载荷分布为余弦分布[23]，如图2-6所示。设轮辋中心的最大力为fm，则Ffcos()(2-3)m20asin0Fr由积分可得：fcos()dm0220式中，a—轮辋表面的半径；Fr—轮毂所受径向载荷；—20º。0 硕士研究生学位论文第二章有限元模型建立及加载条件17计算可得：FFcos()[0，20](2-4)r4200图2-6轮毂径向加载示意图Fig.2-6Schematicdiagramofradialloadingforwheelhub2.3.3冲击性能试验标准与边界条件(1)13º冲击试验标准[46]为了保证轮毂在行驶过程中受到轴向(横向)路边石冲击载荷时的性能，通常采用13º冲击试验进行检验。图2-7为车轮冲击试验示意图。车轮冲击试验装置是由冲击块释放装置、冲击块、车轮和车轮固定支架所组成。根据GB/T15704标准规定，按冲头垂直下落方向与车轮轴线成13°±1°角度安装车轮。在车轮上方放置冲击块，且冲击块下端面与轮辋轮缘最高点的距离为230±2mm，冲头圆角的冲击面刃缘应与轮辋轮缘重叠，且与轮辋的重叠达25mm，冲击块的冲击面长度大于375mm，宽度大于125mm。车轮的冲击载荷可按式(2-5)确定：D=0.6W+180(2-5)式中，D—冲头质量；W—轮毂最大静载荷，按汽车制造厂或轮毂制造厂规定。 18第二章有限元模型建立及加载条件硕士研究生学位论文图2-7车轮13°冲击试验示意图Fig.2-7Schematicdiagramof13°impacttestsforwheelhubhub(2)边界条件本试验中按照客户标准J02.01.127-2006标准规定，轮毂最大净载荷W为875kg，根据式2-5计算可得，冲头质量D为705kg，车轮胎压为200KPa。根据冲头下落过程中能量守恒的原则，则冲头的势能等于落到冲击平面处时的动能，其数学关系如公式(2-6)所示。12mghmvt2(2-6)v2ght(2-7)因为冲头打击轮毂的过程属于刚性碰撞过程，因此可以根据冲量理论，计算出冲头的打击力，其中冲头的质量为m，速度由v变为v，碰撞时间为t，则打击力为：t0由Ftmvmv，其中v0，可以得到如下公式：t00mvtFt(2-8)由式(2-7)-(2-8)可以得出作用在轮毂冲击平面上的压力为：m2ghF(2-9)t将冲头质量m21=705000g，重力加速度g=9800mm/s，冲击高度h=230mm，撞击时间t=0.05s，带入公式(2-9)中，求解得出：冲击力F=29953.35N。根据上述冲击试验标准及冲击载荷的计算数据，对轮毂法兰部位的螺栓孔进行全固定约束；胎压200KPa，其可通过在轮辋表面施加0.2MPa的应力来代替，并对上端接触面设 硕士研究生学位论文第二章有限元模型建立及加载条件19置施加瞬时冲击力29953.35N，冲击力施加面积为轮毂倾斜13º时，冲头与轮缘边25mm的对应位置。冲击载荷加载位置可分为正对轮辐中心线加载和正对轮毂窗口中心线加载两种情况，图2-8所示为正对窗口中心线冲击加载时的边界条件。图2-8冲击加载边界条件Fig.2-8Boundaryconditionsofimpactloading2.4本章小结本章主要给出了原始轮毂的结构特征及性能试验标准，建立轮毂的有限元分析模型，并根据轮毂的动态弯曲疲劳试验标准、径向疲劳试验标准和13º冲击试验标准，确定了轮毂的边界条件，为后续章节的轮毂有限元分析及轮毂结构优化与分析提供了理论支撑。 20第二章有限元模型建立及加载条件硕士研究生学位论文 硕士研究生学位论文第三章轮毂有限元模拟结果与分析21第三章轮毂有限元模拟结果与分析3.1弯曲疲劳试验有限元模拟结果与分析3.1.1弯曲加载方向由于轮毂为六幅条结构，为了分析轮毂的最大受力情况，可以将轮毂进行12等分，并从窗口中心线开始，以轮毂圆心为轴，每隔10°取一个加载方向，以模拟轮毂在某一角度下瞬态受力情况。试验共取0°，10°，20°和30°四种情况进行分析。图3-1为轮毂弯曲加载方向示意图。图3-1轮毂弯曲加载方向示意图Fig.3-1Schematicdiagramofbendingloadingdirectionofwheelhub3.1.2应力模拟结果与分析图3-2为不同弯曲加载方向时轮毂等效应力的模拟结果，其中各图的右侧颜色条表示轮毂应力值的大小，最上端灰色代表轮毂的应力最大值，红色代表应力值为80MPa，而蓝色代表应力值为0MPa。由图3-2可以看出，在不同弯曲加载方向时，轮毂的应力最大值均位于轮毂法兰螺栓孔附近，该部位应力值过大是由于约束及螺栓孔壁较薄所致。轮毂的主要受力部位为法兰和靠近法兰的轮辐部位，其所受应力范围低于60MPa，在轮辐与轮辋连接圆角处也存在较小的应力集中，其应力值约为30-40MPa，而轮辋和轮缘处应力值较小。随着弯曲加载方向角度的增加，轮毂的最大应力值先增加后减小，当加载方向为轮毂窗口中心线(0º)时，其应力最大值为最小(115.5MPa，见图3-2a)，而当加载方向为距轮毂窗口中心线20º的位置时，轮毂应力最大值达到最大，其应力最大值为119.3MPa(见图3-2c)，当加载方向为轮辐中心线(30º)时，轮毂应力最大值略有下降(119.1MPa，见图3-2d)。上述轮毂应力值的变化说明，在弯曲加载条件下，当加载方向为轮毂窗口中心线附近时，轮毂受力比较均匀，且应力值较小，而当加载方向接近轮辐中心线时，轮辐、法兰及轮辋部位均承受较大的应力，其对轮毂的结构强度有重要的支撑作用。 22第三章轮毂有限元模拟结果与分析硕士研究生学位论文(a)0º，(b)10º，(c)20º，(d)30º图3-2不同弯曲加载方向时轮毂等效应力模拟结果Fig.3-2Simulationresultsofequivalentstressforwheelhubatdifferentbendingloadingdirections畸变能密度理论[47]认为畸变能密度是引起材料塑性屈服的主要因素。即认为无论是什22s1么应力状态，只要畸变能密度达到材料屈服的畸变能密度的极限时，则材料d6E就发生屈服，故畸变能密度屈服准则为：22s1(3-1)d6E 硕士研究生学位论文第三章轮毂有限元模拟结果与分析23在复杂应力状态下，畸变能密度公式可表示为，2221122331(3-2)d6E连立式(3-1)和式(3-2)，整理后得屈服准则为：1222()()()s122331(3-3)2将换为许用应力，得到按第四理论强度建立的强度条件是：s222122331(3-4)2畸变能密度理论也被称为米塞斯(Mises)屈服准则，是实际中应用最为广泛的强度理论。该理论考虑了最大主切应力和其他两个主切应力对塑性屈服的作用，能够更加准确地验证出材料的失效行为。汽车轮毂采用的是铝合金，属于塑性材料，因此应采用畸变能密度理论对其进行应力分析。根据轮毂性能标准可知，轮毂的屈服强度为180MPa，因此，弯曲疲劳模拟试验中轮毂的应力值明显小于标准值，这表明轮毂的强度满足实验要求，具有较充足的强度富余，可以进行后续的结构优化。3.1.3应变模拟结果与分析图3-3为不同弯曲加载方向时轮毂等效应变模拟结果。其中各图的右侧颜色条表示轮毂应变值的大小，最上端灰色代表轮毂的应变最大值，红色代表应变值为0.1%，而蓝色代表最小应变值为0%。由图3-3可知，在不同的弯曲加载方向时轮毂应变较小(小于0.1766%)，应变值低于轮毂的塑性指标，这说明轮毂发生了弹性变形，未发生塑性变形。变形主要发生在轮毂法兰、轮辐部位，以及轮辐与轮辋相接的圆角部位。轮毂最大应变值随着加载方向的变化规律与轮毂最大应力的变化规律相同，即随着弯曲加载方向角度的增加，轮毂的最大应变值先增加后减小，当加载方向为轮毂窗口中心线(0º)时，其应变最大值为最小(0.1697%，见图3-3a)，而当加载方向为距轮毂窗口中心线20º的位置时，轮毂应变最大值达到最大，其应变最大值为0.1766%(图3-3c)，当加载方向为轮辐中心线(30º)时，轮毂应变最大值略有下降(0.1751%，见图3-3d)。 24第三章轮毂有限元模拟结果与分析硕士研究生学位论文(a)0º，(b)10º，(c)20º，(d)30º图3-3不同弯曲加载方向时轮毂等效应变模拟结果Fig.3-3Simulationresultsofequivalentstrainforwheelhubatdifferentbendingloadingangles3.2径向疲劳试验有限元模拟结果与分析3.2.1径向加载方向图3-4为轮毂径向加载方向示意图。根据2.3.2节轮毂径向加载条件的设置，采用局部分割法代替整体旋转法，将轮毂分成6等份。从轮毂窗口中心线开始，以轮毂圆心为轴，每顺时针转动10°取一个加载方向，并在每个加载方向轮辋两侧各20º夹角范围内施加余弦分布的载荷，以模拟轮毂在某一角度下瞬态径向受力情况。试验中共取0°，10°，20°，30°，40°和50°五种情况，即对应区间为-20º~20º，-10º~30º，0º~40º，10º~50º，20º~60º和30º~70º进行分析。 硕士研究生学位论文第三章轮毂有限元模拟结果与分析25图3-4轮毂径向加载方向示意图Fig.3-4Schematicdiagramofradialloadingdirectionofwheelhub3.2.2应力模拟结果与分析图3-5为不同径向加载方向时轮毂等效应力的模拟结果，其中各图的右侧颜色条表示轮毂应力值的大小，最上端灰色代表轮毂的应力最大值，红色代表应力值为80MPa，而蓝色代表应力值为0MPa。由图3-5可以看出，不同的径向加载方向可以明显影响轮毂的应力变化，随着加载方向角度的增加，轮毂应力值先减小后增大。在对着轮毂窗口中心线左右(加载方向0º，10º和50º)加载时，轮毂的应力主要集中在与鼓轮接触的轮辋部位，以及加载区两侧的轮辐上，轮毂最大应力值较大，如加载方向0º时为128.1MPa(见图3-5a)，加载方向10º时为127.4MPa(见图3-5b)和加载方向50º时为112.1MPa(见图3-5f)，而在对着轮辐中心线左右(加载方向20º，30º和40º)加载时，轮毂的应力主要集中在与鼓轮接触的轮辋部位，和与加载方向正对的轮辐上，轮毂整体的受力面积略有减小，且最大应力值较小。当加载方向角度为30º时，轮毂的最大应力值达到最小值，其为74.08MPa(见图3-5d)。与0º时轮毂应力状态相比，30º方向加载时轮毂法兰与轮辐相接部位也存在较大的应力。上述轮毂应力值的变化说明，在径向疲劳试验中，轮辐及法兰与轮辐相接处可以起到有效地承载作用，改善轮毂的整体受力情况，从而保证了轮毂的整体刚度。在不同的径向加载方向下，轮毂的最大应力值均小于轮毂的屈服强度(180MPa)，因此，径向疲劳模拟试验结果表明，原始结构的轮毂强度富余，可以进行后续的结构优化。 26第三章轮毂有限元模拟结果与分析硕士研究生学位论文(a)0º，(b)10º，(c)20º，(d)30º，(e)40º，(f)50º图3-5不同径向加载方向时轮毂等效应力模拟结果Fig.3-5Simulationresultsofequivalentstressforwheelhubatdifferentradialloadingdirections3.2.3应变模拟结果与分析图3-6为不同径向加载方向时轮毂等效应变模拟结果。其中各图的右侧颜色条表示轮毂应变值的大小，最上端红色代表轮毂的应变最大值，而蓝色代表应变最小值。由图3-6可知，在不同的径向加载方向时轮毂应变较小(小于0.1693%)，应变值低于轮毂的塑性指标，这说明轮毂发生了弹性变形，未发生塑性变形。随着加载方向角度的增加，轮毂应变值先减小后增大，其变化规律与径向载荷作用下轮毂应力的变化趋势相似。在对着轮毂窗口中心线左右(加载方向0º，10º和50º)加载时，轮毂的应变主要集中在与鼓轮接触的轮辋部位，以及加载区正对的轮辐上，轮毂最大应变值较大，如加载方向0º时为0.1693%(见图3-6a)，加载方向10º时为0.1572%(见图3-6b)和加载方向50º时为0.1273%(见图3-6f)，而在对着轮辐中心线左右(加载方向20º，30º和40º)加载时，轮毂的应变要集中在与鼓轮接触的轮辋部位，与加载方向正对的轮辐上，以及法兰与轮辐相接的部位(见图3-6c-e)。加载方向角度为30º时，轮毂的最大应变值达到最小值，其为0.1144%(见图3-6d)，与0º时轮毂应变状态相比，30º方向加载时轮毂法兰与轮辐相接部位也存在较大的应变。上述轮毂应变值的变化说明，当径向载荷方向接近轮辐中心线时，轮毂上承受外力的部位相应增加，特别是在轮辐及法兰与轮辐相接处变形对轮毂整体起到了均匀载荷的作用，从 硕士研究生学位论文第三章轮毂有限元模拟结果与分析27而使得轮毂的应变值降低，轮毂变形更加均匀。(a)0º，(b)10º，(c)20º，(d)30º，(e)40º，(f)50º图3-6不同径向加载方向时轮毂等效应变模拟结果Fig.3-6Simulationresultsofequivalentstrainforwheelhubatdifferentradialloadingdirections3.3冲击试验有限元模拟结果与分析3.3.1应力模拟结果与分析图3-7为正对窗口冲击加载时轮毂的等效应力模拟结果。其中各图的右侧颜色条表示轮毂应力值的大小，最上端灰色代表轮毂的应力最大值，红色代表应力值为180MPa。由图3-7可以看出，轮毂在冲击载荷的作用下，在加载窗口两侧的轮辐及轮辐与法兰连接处承受较大的应力，应力值由轮辋外缘向轮毂法兰处逐渐增加(见图3-7a和图3.7b)。与弯曲加载和径向加载时轮毂的等效应力相比，冲击载荷下轮毂的等效应力较大，其应力最大值达到143.9MPa，应力最大值的位置出现在轮毂法兰螺栓孔附近(见图3-7c)，而轮辐及轮辐与法兰连接处应力相对较小，约为25-80MPa。轮毂法兰螺栓孔上应力最大的原因是由于此处施加固定约束所导致的，而轮毂其他部位的应力值均小于材料的屈服强度，轮毂强度存在富余，故轮毂的冲击性能能够满足试验要求。 28第三章轮毂有限元模拟结果与分析硕士研究生学位论文(a)正面(b)背面(c)应力最大值部位局部放大图3-7正对窗口冲击加载时轮毂的等效应力模拟结果Fig.3-7Simulationresultsofequivalentstressforwheelhubatimpactloadingfacedonthewindow图3-8为正对轮辐冲击加载时轮毂的等效应力模拟结果。由图3-8可以看出，与正对窗口冲击加载时轮毂的等效应力模拟结果相比，正对轮辐冲击加载时轮毂的等效应力增大，其应力最大值达到166.6MPa，其比正对窗口冲击时增加了22.7MPa。轮毂受力部位主要为冲击加载的正对轮辐上，在其两侧的轮辐上也存在一定的应力集中(见图3-8a和图3-8b)。应力最大值仍然位于轮毂法兰螺栓孔上(见图3-8c)，而轮辐及轮辐与法兰连接处应力相对较小，其值约为40-100MPa。轮毂法兰螺栓孔上应力最大的原因是由于固定约束所导致的，而轮毂其他部位的应力值均小于材料的屈服强度，轮毂强度存在富余，故轮毂的冲击性能能够满足试验要求。(a)正面(b)背面(c)应力最大值部位局部放大图3-8正对轮辐冲击加载时轮毂的等效应力模拟结果Fig.3-8Simulationresultsofequivalentstressforwheelhubatimpactloadingfacedonthespokes 硕士研究生学位论文第三章轮毂有限元模拟结果与分析293.3.2应变模拟结果与分析图3-9为正对窗口冲击加载时轮毂的等效应变模拟结果。由图3-9可知，在冲击载荷作用下，轮毂的等效应变较小，其应变的分布趋势与应力的分布基本相似。在轮毂螺栓孔附近的应变值最大，可以达到0.1739%，而轮辐上的应变值较小。在该试验条件下，轮毂的应变未超过材料的塑性指标，故轮毂在冲击加载后不会发生塑性变形，满足试验要求。(a)正面(b)背面图3-9正对窗口冲击加载时轮毂的等效应变模拟结果Fig.3-9Simulationresultsofequivalentstrainforwheelhubatimpactloadingfacedonthewindow图3-10为正对轮辐冲击加载时轮毂的等效应变模拟结果。与正对窗口冲击加载时轮毂的等效应变模拟结果相比，正对轮辐冲击加载时轮毂的等效应变增大，其应力最大值达到0.1874%，其比正对窗口冲击时增加了0.0135%。轮毂应变集中部位主要为冲击加载的正对轮辐上，在其两侧的轮辐上及轮辐与轮辋连接处也存在一定的应变(见图3-10a和图3-10b)。应变最大值位于轮毂法兰螺栓孔上。在该试验条件下，轮毂的应变未超过材料的塑性指标，故轮毂在冲击加载后不会发生塑性变形，满足试验要求。(a)正面(b)背面图3-10正对轮辐冲击加载时轮毂的等效应变模拟结果Fig.3-10Simulationresultsofequivalentstrainforwheelhubatimpactloadingfacedonthespokes3.4本章小结本章根据轮毂性能试验标准及边界条件，利用有限元分析软件对弯曲疲劳、径向疲劳及冲击试验条件下原始结构轮毂的应力及应变进行了模拟与分析，模拟结果表明，原始结构轮毂在弯曲加载方向为距轮毂窗口中心线20º的位置时，轮毂应力及应变达到最大值，分别为119.3MPa和0.1766%；在径向加载方向0º(窗口中心线)时，轮毂应力及应变达到最 30第三章轮毂有限元模拟结果与分析硕士研究生学位论文大值，分别为128.1MPa和0.1693%；在冲击试验中，正对轮辐冲击加载时轮毂的应力和应变最大，分别为166.6MPa和0.1874%，其中冲击加载时轮毂的最大应力值出现在螺栓孔部位，该应力值较大是由于此处施加固定约束所导致的，而其他部位的应力值小于100MPa。三种试验条件下，轮毂应力值均小于材料的屈服强度，原始结构轮毂强度存在富余，这为后续的轮毂结构轻量化提供了前提条件。 硕士研究生学位论文第四章轮毂结构优化与有限元分析31第四章轮毂结构优化与有限元分析第三章的轮毂有限元分析结果表明，原始结构轮毂的结构强度较好，具有较充足的强度富余，可以在此基础上对轮毂的结构进行优化设计。本章首先对轮毂结构进行拓扑优化设计，确定较优的轮辐截面形状；其次采用正交试验法对轮辐尺寸进行设计与优化，确定最佳的轮辐结构尺寸；最后对优化的轮毂进行有限元分析验证。4.1轮毂结构的拓扑优化设计拓扑优化技术是一种新兴结构设计方法，是指在给定的设计空间内找到最佳材料分布和传力路径，以达到减轻结构重量的目的。近年来，拓扑优化技术在装备制造、航天航空及汽车等领域得到了广泛的应用[48-52]。拓扑优化的基本原理是：首先建立优化模型，再运用单元密度优化方法进行迭代计算，在满足设计要求的条件下，求得目标函数的极限值，最终得出最优的设计方案。其中目标函数和设计变量通常为体积百分比、应变能、模态、质量和变形量等，目标函数和设计变量之间可以相互转换，而不影响最终优化结果[53]。4.1.1轮毂拓扑优化模型根据对原始结构的轮毂有限元计算结果分析可知，轮毂在弯曲疲劳及径向疲劳试验条件下，轮毂的轮辐部位与轮辋部位所受应力值偏小，如弯曲疲劳加载条件下，承载面积较大的轮辐部位所受应力值低于60MPa，而径向疲劳加载条件下，承载面积较大的轮辋部位所受应力值低于80MPa，这些部位所受应力值均未超过材料的屈服强度，轮毂强度存在富余。因此，通过对轮毂结构尺寸的分析，以及参考相关的文献资料，本试验根据最小应变能理论，对轮毂的轮辐部位进行拓扑优化，以达到轮毂轻量化的目的。结构拓扑优化设计的数学模型可用式4-1表述：MinFXF(x1，x2，，xn)FindX=(x1，x2，……，xn)T∈RS.tgi(X)=gi(x，x，，x)0i=1，2，……，m.(4-1)12nhj(X)=hj(x，x,，x)=0j=1，2，……，n.12，n其中：F(X)为设计变量的目标函数；x1，x2，……，xn为设计变量；gi(X)、hj(X)分别为不等式和等式约束条件；m和k分别为不等式和等式约束条件的个数。本次优化使用ABAQUS软件中的Optimization拓扑优化模块，主要目的是为了找到最优的轮毂材料分布方案，故将轮辐中间部位全部填实，以得到拓扑优化的有限元模型。轮毂的拓扑优化描述如下：目标函数为加权应变能最小；约束函数为体积小于设计空间体积的30%；设计变量为拓扑优化模型中的换色网格的单元密度；制造约束为拔模角度。图4-1为轮毂的拓扑优化有限元模型。 32第四章轮毂结构优化与有限元分析硕士研究生学位论文图4-1轮毂结构拓扑优化有限元模型Fig.4-1Topologyoptimizationfiniteelementmodelofwheelhub4.1.2网格划分与边界条件利用ANSA软件，选用三角形单元对轮毂进行网格划分，网格数量为3282个单元。轮毂的边界条件为轮辋部位位移约束，并施加集中力，其结果如图4-2所示。图4-2轮毂网格划分与边界条件Fig.4-2Meshingandboundaryconditions4.1.3轮毂拓扑优化结果图4-3为轮毂拓扑优化过程，图4-4为目标函数的迭代曲线。轮毂模型经过多次迭代后，得到最终的拓扑优化结果，其中标值表示优化后单元密度值，密度值越大的单元属于重要单元，需要保留，相应区域是设计需要保留的位置，而密度值较小的区域，则是设计需要优化去除的区域。由图4-3和图4-4可以看出，根据设计的拓扑优化条件，对轮毂结构进行迭代计算，当迭代次数达到14次时，获得较优的轮毂结构。 硕士研究生学位论文第四章轮毂结构优化与有限元分析33图4-3轮毂拓扑优化过程Fig.4-3Topologyoptimizationprocessofwheelhub图4-4目标函数的迭代曲线Fig.4-4Iterativecurveofobjectivefunction4.2轮毂结构尺寸的优化4.2.1几何变量设置根据轮毂弯曲疲劳有限元分析结果与拓扑优化结果可知，在轮毂的辐条部位存在较大的优化空间。在轮毂拓扑优化的基础上，通过在轮辐部位设置凹槽可以满足拓扑优化的形状要求，但凹槽的具体尺寸需要进一步优化。针对轮辐凹槽的形状特点及轮毂的铸造工艺 34第四章轮毂结构优化与有限元分析硕士研究生学位论文特点，需设置三个特征尺寸，并利用正交试验进行优化确定。图4-5为轮毂结构的优化尺寸，其中尺寸1表示凹槽的深度尺寸，尺寸2表示凹槽的长度尺寸，尺寸3表示的凹槽的宽度尺寸。图4-5轮毂结构的优化尺寸Fig.4-5Optimizedsizeofwheelhubstructure轮毂结构优化尺寸正交试验表如表4-1所示。针对每个优化尺寸取三个水平值进行优化，其中尺寸1分别取35mm，40mm和45mm，尺寸2分别取50mm，55mm和60mm，而尺寸3分别取22mm，25mm和28mm。表4-1轮毂结构优化尺寸正交试验表Table4-1Orthogonaltesttableforoptimizingthestructuresizeofthewheelhubhub因素水平尺寸1(A)/mm尺寸2(B)/mm尺寸3(C)/mm1355022240552534560284.2.2边界条件采用弯曲加载方向20º时的弯曲加载试验条件作为边界条件进行分析，这是因为原始结构轮毂的弯曲加载有限元分析结果表明，在弯曲加载方向20º时轮毂所受应力最大，说明该加载方向时轮毂的承载情况最为严重，是轮毂产生疲劳损坏易发生的情况。4.2.3轮毂尺寸正交模拟试验结果与分析表4-2所示为正交模拟试验结果，试验结果中以等效应力和体积减少率两项指标来评测各优化尺寸对轮毂性能和轻量化效果的影响。采用极差法分析正交试验数据，其计算结果表明，优化尺寸对轮毂等效应力影响的主次关系为尺寸1(凹槽的深度尺寸)，尺寸2(凹槽的长度尺寸)及尺寸3(凹槽的宽度尺寸)；而优化尺寸对轮毂体积减少率影响的主次关系为尺寸1，尺寸3及尺寸2。从轮毂等效应力方面选择最优水平为A1B1C3，即尺寸1为 硕士研究生学位论文第四章轮毂结构优化与有限元分析3535mm，尺寸2为50mm，尺寸3为28mm；而从轮毂体积减少率方面选择最优水平为A3B3C3，即尺寸1为45mm，尺寸2为60mm，尺寸3为28mm。表4-2正交模拟试验结果Table4-2Resultsoforthogonalsimulationtest试验设计方案试验结果试验号ABC等效应力/MPa体积减少率/%1111135.34.6522122135.36.0093133126.37.6024223137.59.0455231156.97.8406212137.47.1687332167.911.1918313139.010.1339321141.88.801K1396.9411.7434.0K2431.8414.6440.6等效应力极差分析，最优水平A1B1C3K3448.7451.1402.8极差51.839.437.8K118.26321.95221.293K224.05323.85624.368体积减少率极差分析，最优水平A3B3C3K330.12426.63226.780极差11.8614.685.487对A1B1C3和A3B3C3两个最优水平进行综合衡量，以轮毂性能最优为选取原则，确定了A1B1C3为轮毂的优化尺寸组合。在最优水平A1B1C3尺寸条件下，轮毂的体积减少率可以达到5.99%。不同凹槽尺寸组合下的轮毂等效应力模拟结果如图4-6所示。 36第四章轮毂结构优化与有限元分析硕士研究生学位论文(a)A1B1C1，(b)A1B2C2，(c)A1B3C3，(d)A2B2C3，(e)A2B3C1，(f)A2B1C2，(g)A3B3C2，(h)A3B1C3，(i)A3B2C1图4-6不同凹槽尺寸组合下的轮毂等效应力模拟结果Fig.4-6Simulationresultsofequivalentstressforwheelhubatcombinationofdifferentgroovesizes图4-6中各图右侧颜色条表示轮毂应力值的大小，最上端灰色代表轮毂的应力最大值，红色代表应力值为80MPa，而蓝色代表应力最小值，其数值约为0MPa。由图4-6可以看出，在弯曲加载方向20º时，优化轮毂的应力集中主要位于轮辐与法兰连接的部位及螺栓孔附近(图中红色区域)，与原始结构轮毂的应力模拟结果相比，由于在轮辐上开设凹槽，能够减轻轮毂的重量，但也会提高轮毂的应力值，优化结构轮毂的轮辐和轮辋部位应力面积与应力值都有所增加。 硕士研究生学位论文第四章轮毂结构优化与有限元分析37不同凹槽尺寸组合能够明显影响轮毂的等效应力，在正交试验表中优化尺寸组合下,轮毂应力最大值范围在126.3MPa~167.9MPa之间，当优化尺寸组合为A1B3C3时，即凹槽的深度尺寸，长度尺寸与宽度尺寸分别为35mm，60mm与28mm时，轮毂的应力最大值最小，其值为126.3MPa(见图4-6c)，而在优化尺寸组合为A3B3C2时，即凹槽的深度尺寸，长度尺寸与宽度尺寸分别为45mm，60mm与25mm时，轮毂的应力最大值最大，其值为167.9MPa(见图4-6g)。在正交试验设计的尺寸组合下，轮毂的应力最大值均未超过材料的屈服强度180MPa，说明优化尺寸的选择比较合理。正交试验选取出的最优水平(A1B1C3)还需通过有限元分析进行进一步地验证，以判断最优水平是否最佳。4.3优化结构轮毂有限元模拟结果与分析为了验证最优水平时轮毂的受力及变形的情况，按照前面所述的轮毂试验标准及边界条件对最优水平下的轮毂进行有限元分析。4.3.1弯曲疲劳试验有限元模拟结果与分析(1)应力模拟结果与分析图4-7为不同弯曲加载方向时优化轮毂的等效应力模拟结果，其中各图的右侧颜色条表示轮毂应力值的大小，最上端灰色代表轮毂的应力最大值，红色代表应力值为80MPa，而蓝色代表应力最小值(约为0MPa)。由图4-7可以看出，与原始结构轮毂的应力变化(见图3-2)相比，轮毂的等效应力增大，但轮毂等效应力随着弯曲加载方向角度的变化规律是相同的，即随着弯曲加载方向角度的增加，轮毂的最大应力值先增加后减小。在加载方向为轮毂窗口中心线(0º)时，其应力最大值为最小(131.0MPa，见图4-7a)，而当加载方向为距轮毂窗口中心线20º的位置时，轮毂应力最大值达到最大，其应力最大值为139.3MPa(见图4-7c)，当加载方向为轮辐中心线(30º)时，轮毂应力最大值略有下降(137.6MPa，见图4-7d)。在不同弯曲加载方向时，轮毂的应力最大值仍位于轮毂法兰螺栓孔附近，该部位应力值过大是由于约束及螺栓孔壁较薄所致。轮毂的主要受力部位为法兰与轮辐的连接部位及轮辐上。优化结构的轮毂辐条上的应力值也明显增加，应力值最大可以达到80MPa，这说明开设凹槽的轮辐承载较大的应力载荷。在弯曲加载方向20º时，优化结构轮毂的应力最大值(139.3MPa)比原始结构轮毂的应力最大值(119.3MPa)增加20MPa。最优水平下的轮毂等效应力仍未超过轮毂的屈服强度(180MPa)，这表明优化结构轮毂的强度能够满足试验要求。 38第四章轮毂结构优化与有限元分析硕士研究生学位论文(a)0º，(b)10º，(c)20º，(d)30º图4-7不同弯曲加载方向时优化轮毂的等效应力模拟结果Fig.4-7Simulationresultsofequivalentstressforoptimalwheelhubatdifferentbendingloadingdirections(2)应变模拟结果与分析图4-8为不同弯曲加载方向时优化轮毂的等效应变模拟结果，其中各图的右侧颜色条表示轮毂应变值的大小，最上端灰色代表轮毂的应变最大值，红色代表应变值为0.1%，而蓝色代表应变最小值(约为0%)。 硕士研究生学位论文第四章轮毂结构优化与有限元分析39(a)0º，(b)10º，(c)20º，(d)30º图4-8不同弯曲加载方向时优化轮毂的等效应变模拟结果Fig.4-8Simulationresultsofequivalentstrainforoptimalwheelhubatdifferentbendingloadingangles与原始结构轮毂等效应变模拟结果(见图3-3)相比，在不同加载方向时轮毂的等效应变增大，但应变值仍然较小(小于0.2032%)。由于凹槽的设置，使得轮辐内侧的应变值明显增加，其值可增加至0.1%。优化结构轮毂的最大应变值随着加载方向的变化规律与原始结构轮毂的应变变化规律相同。即随着弯曲加载方向角度的增加，轮毂的最大应变值先增加后减小，当加载方向为轮毂窗口中心线(0º)时，其应变最大值为最小(0.1918%，见图4-8a)，而当加载方向为距轮毂窗口中心线20º的位置时，轮毂应变最大值达到最大，其应变最大值为0.2032%(见图4-8c)，当加载方向为轮辐中心线(30º)时，轮毂应变最大值略有下降(0.2005%，见图4-8d)。在弯曲加载方向20º时，优化结构轮毂的应变最大值(0.2032%)比原始结构轮毂的应变最大值(0.1766%)增加0.0266%。最优水平下的优化结构轮毂的等效应变较小，表明轮毂未发生塑性变形，满足试验条件。 40第四章轮毂结构优化与有限元分析硕士研究生学位论文4.3.2径向疲劳试验有限元模拟结果与分析(1)应力模拟结果与分析不同径向加载方向时优化轮毂的等效应力模拟结果如图4-9所示。(a)0º，(b)10º，(c)20º，(d)30º，(e)40º，(f)50º图4-9不同径向加载方向时优化轮毂的等效应力模拟结果Fig.4-9Simulationresultsofequivalentstressforoptimalwheelhubatdifferentradialloadingdirections与原始结构轮毂径向加载等效应力模拟结果(见图3-5)相比，优化结构轮毂的等效应力明显降低，且等效应力最大值出现的径向加载方向也明显不同，如优化结构轮毂的最大等效应力出现在径向加载方向40º时，其值为85.98MPa(见图4-9e)，而原始结构轮毂的最大等效应力出现在径向加载方向0º时，其值为128.1MPa(见图3-5a)，两者等效应力最大值相差42.12MPa，这表明在轮辐上设置凹槽对改善径向加载条件下轮毂应力的效果非常明显。但在径向加载方向为30º时，优化结构轮毂的应力值(83.55MPa)略大于原始结构轮毂的应力值(74.08MPa)，且轮辐上受力面积也略有增加(见图4-9d)，这主要是由于在轮辐上添加凹槽，使得轮毂的承载面积减小，从而造成轮毂应力值的增加。优化结构轮毂的应力最大值明显低于材料的屈服强度(180MPa)，满足试验条件。(2)应变模拟结果与分析图4-10为不同径向加载方向时优化轮毂的等效应变模拟结果。 硕士研究生学位论文第四章轮毂结构优化与有限元分析41(a)0º，(b)10º，(c)20º，(d)30º，(e)40º，(f)50º图4-10不同径向加载方向时优化轮毂的等效应变模拟结果：Fig.4-10Simulationresultsofequivalentstrainforoptimalwheelhubatdifferentradialloadingdirections与原始结构轮毂应变模拟结果(见图3-6)相比，在不同加载方向时优化结构轮毂的等效应变均降低，轮毂应变值仍然较小，最大应变值小于0.08834%。由于凹槽的设置，使得轮辐的应变值明显降低。优化结构轮毂的最大应变值随着加载方向的变化规律与原始结构轮毂的应变变化规律不同，即随着弯曲加载方向角度的增加，轮毂的最大应变值先增加后减小，当加载方向为轮毂窗口中心线(0º)时，其轮毂应变最大值为最小(0.08834%，见图4-10a)，而当加载方向为距轮毂窗口中心线20º的位置时，轮毂应变最大值达到最大，其应变最大值为0.1033%(见图4-10c)，当加载方向为轮辐中心线(30º)时，轮毂应变最大值略有下降(0.1004%，见图4-10d)。在径向加载方向20º时，优化结构轮毂的应变最大值(0.1033%)比原始结构轮毂的应变最大值(0.1167%)降低了0.0134%。上述结果表明，最优水平下的优化结构轮毂的等效应变值较小，表明轮毂未发生塑性变形，满足试验条件。4.3.3冲击试验有限元模拟结果与分析(1)应力模拟结果与分析图4-11为正对窗口冲击加载时轮毂的等效应力模拟结果，与原始结构轮毂冲击试验模拟结果相比，优化后轮毂的应力最大值明显增加，应力最大值为173.0MPa，其比原始结构轮毂的应力最大值增大29.1MPa。 42第四章轮毂结构优化与有限元分析硕士研究生学位论文(a)正面(b)背面图4-11正对窗口冲击加载时轮毂的等效应力模拟结果Fig.4-11Simulationresultsofequivalentstressforwheelhubatimpactloadingfacedonthewindow轮毂应力最大值出现的部位由原来的螺栓孔部位变为轮辐凹槽的两侧部位(见图4-11b)，且螺栓孔附近的应力也较大，其值约为100MPa；轮辐及轮辐与法兰连接处应力也有所增加。上述模拟结果表明，轮辐内侧设置凹槽虽然会降低轮毂的重量，但也会造成轮辐在冲击载荷作用下产生较大的应力集中，易产生塑性变形而失效。本试验中在设置轮毂的冲击边界条件时，为了简化计算模型，只将胎压进行等效加载，而未考虑冲轮胎对冲头的缓冲作用，故模拟计算数值要大于轮毂实际冲击时应力数值。因此，优化结构轮毂的冲击性能能够满足试验要求。图4-12为正对轮辐冲击加载时轮毂的等效应力模拟结果。可以看出，与正对窗口冲击加载时轮毂的等效应力模拟结果相比，正对轮辐冲击加载时轮毂的等效应力略有增大，其应力最大值达到174.3MPa，其比正对窗口冲击时增加了1.3MPa。轮毂受力部位主要为冲击加载的正对轮辐上，在其两侧的轮辐上也存在一定的应力集中(见图4-12a和图4-12b)。应力最大值仍然位于正对轮辐凹槽的两侧(见图4-12b)，而轮毂其他部位的应力相对较小，其值约为30-100MPa。根据前面的分析可知，在该冲击加载条件下，轮毂应力小于材料的屈服强度，故优化结构轮毂的冲击性能能够满足试验要求。(a)正面(b)背面图4-12正对轮辐冲击加载时轮毂的等效应力模拟结果Fig.4-12Simulationresultsofequivalentstressforwheelhubatimpactloadingfacedonthespokes(2)应变模拟结果与分析图4-13为正对窗口冲击加载时轮毂的等效应变模拟结果。与原始结构轮毂冲击试验模拟结果相比，优化后轮毂的应变最大值略有降低，应变最大值0.1609%，其比原始结构轮 硕士研究生学位论文第四章轮毂结构优化与有限元分析43毂的应力最大值降低0.013%。但轮毂窗口两侧辐条上应变超过0.1%的区域面积明显增加，其冲击加载的轮辋部位的应变也有所增加，最大应变位于轮辐凹槽的两侧。这表明优化后的轮毂承载变形区域增加，变形更加均匀。在该试验条件下，轮毂的应变未超过材料的塑性指标，故轮毂在冲击加载后不会发生塑性变形，满足试验要求。(a)正面(b)背面图4-13正对窗口冲击加载时轮毂的等效应变模拟结果Fig.4-13Simulationresultsofequivalentstrainforwheelhubatimpactloadingfacedonthewindow图4-14为正对轮辐冲击加载时轮毂的等效应变模拟结果。与原始结构轮毂等效应变模拟结果(见图3-10)相比，优化后的轮毂等效应变略有降低，但轮辐上应变超过0.1%的区域面积明显增加，且轮毂整体应变区域也有所增加，每个轮辐凹槽两侧均有较大的应变，最大应变仍位于轮辐凹槽的两侧。上述模拟结果表明，在该试验条件下，轮毂整体应变区域增加，应变更加均匀，轮辐凹槽部位承受了较大的变形，但轮毂的应变未超过材料的塑性指标，故轮毂在冲击加载后不会发生塑性变形，满足试验要求。(a)正面(b)背面图4-14正对轮辐冲击加载时轮毂的等效应变模拟结果Fig.4-14Simulationresultsofequivalentstrainforwheelhubatimpactloadingfacedonthespokes4.4本章小结本章首先对原始结构轮毂的轮辐进行了拓扑优化设计，以加权应变能最小为目标函数和体积小于设计空间体积的30%为约束函数进行迭代计算，当迭代次数达到14次时，轮辐的结构较优。其次，在轮毂拓扑优化的基础上，通过在轮辐部位设置凹槽可以满足轮毂拓扑优化的形状要求，并利用正交试验法优化了凹槽的尺寸，确定了凹槽尺寸的最优水平为A1B1C3(即凹槽深度尺寸为35mm，长度尺寸为50mm，宽度尺寸为28mm)，轮毂的体积减少率可以达到5.99%。最后，根据轮毂的性能试验标准及边界条件对优化结构轮毂进 44第四章轮毂结构优化与有限元分析硕士研究生学位论文行了有限元模拟与分析，其结果表明，与原始结构轮毂的模拟结果相比，优化后的轮毂弯曲加载条件下的应力值略有增大，径向加载条件下的应力值明显降低，而冲击加载条件下的应力值略有增加，但三种试验条件下的轮毂应力值均未超过材料的屈服强度，且轮毂应变值均较低，轮毂未发生塑性变形，因此，优化后的轮毂性能不仅可以满足性能要求，而且实现了轮毂的轻量化目的。 硕士研究生学位论文第五章优化后轮毂的性能验证45第五章优化后轮毂的性能验证根据轮毂结构的优化结果，利用低压铸造试制出优化结构的轮毂样件。利用轮毂的性能试验标准对其性能进行检测，以此验证轮毂的有限元分析结果。5.1弯曲疲劳试验结果与分析5.1.1弯曲疲劳试验过程图5-1为轮毂弯曲疲劳试验机。轮毂弯曲疲劳试验过程如下：首先，将铝合金轮毂放置弯曲疲劳试验机旋转平台上，采用螺栓固定轮毂的轮辋轮缘，轮毂法兰与加载杆通过螺栓连接，并将铝合金轮毂装配到加载力臂上，安装时与轮毂在车辆上实际装配方法相同。然后，打开弯曲疲劳试验机操作系统，输入参数与试验荷重，其中弯曲载荷为M=5404N·m，轮毂转动次数为100万转，螺栓扭紧力矩为:105±15N·m。最后，按下试验机启动按钮，使设备开始运转。图5-2为试验机参数设置界面及轮毂安装照片。图5-1轮毂弯曲疲劳试验机Fig.5-1Bendingfatiguetestingmachineofwheelhub图5-2试验机参数设置界面及轮毂安装照片Fig.5-2Parametersettinginterfaceoftestingmachineandphotoofwheelhubinstallation 46第五章优化后轮毂的性能验证硕士研究生学位论文5.1.2弯曲疲劳试验结果与分析根据文中2.1.2节轮毂的性能试验标准对轮毂弯曲疲劳性能进行评估。试验结果表明，轮毂弯曲加载100万转后，轮毂表面未发现裂纹、断裂及明显的变形情况，轮毂能够继续承载载荷，加载点的偏移量未超过初始全加载偏移量的20%。图5-3为试验后轮毂与着色探伤结果。利用着色渗透法对试验后轮毂进行探伤，其过程如下：首先，用清洗剂清洗试验后的轮毂表面，将渗透剂喷在轮辐及法兰区域，放置10-20分钟后，将渗透剂清洗干净；其次，将显像剂喷在渗透剂喷洒的部位，观察试验结果。着色探伤结果表明，轮毂的轮辐及法兰螺栓孔附近均未发现裂纹，轮毂的弯曲疲劳性能合格，试验结果与模拟结果相吻合。图5-3弯曲疲劳试验后的轮毂与着色探伤结果Fig.5-3Wheelhubafterbendingfatiguetestandresultofcoloringflawdetection5.2径向疲劳试验结果与分析5.2.1径向疲劳试验过程轮毂径向疲劳试验机及车轮如图5-4所示。轮毂径向疲劳试验过程如下：首先，将205/75R16C轮胎装附到试验用轮毂上；然后，通过螺栓将车轮固定在转动轴上，调整转动轴支撑杆与转鼓支撑杆间的丝杠，使车轮与转鼓相接触，并施加径向载荷为21438N，设置转鼓转速为50km/h；最后，关闭安全门，按下启动按钮，开始试验。图5-4轮毂径向疲劳试验机及车轮Fig.5-4Radialfatiguetestmachineandwheelhub 硕士研究生学位论文第五章优化后轮毂的性能验证47图5-5为试验机参数设置界面及轮毂安装照片。图5-5试验机参数设置界面及轮毂安装照片Fig.5-5Parametersettinginterfaceoftestingmachineandphotoofwheelhubinstallation5.2.2径向疲劳试验结果与分析图5-6为径向疲劳试验后的轮毂照片。径向疲劳试验结果表明，轮毂径向加载100万转后，轮毂表面未发现裂纹、断裂及明显的变形情况，轮毂能够继续承载载荷。与弯曲疲劳试验后轮毂的着色探伤过程一样，径向疲劳试验后轮毂的轮辋、轮缘、轮辐及法兰螺栓孔附近均未发现裂纹，轮毂的径向疲劳性能合格，试验结果与模拟结果相吻合。图5-6径向疲劳试验后的轮毂Fig.5-6Wheelhubafterradialfatiguetest5.3冲击试验结果与分析5.3.1冲击试验过程图5-7为车轮冲击试验机。车轮冲击试验过程如下：首先，将205/75R16C轮胎装附到试验用轮毂上；然后，通过螺栓将车轮固定在冲击试验平台上，调整冲击实验平台与地面成13º，冲击块下表面与轮辋轮缘最高点的距离为230mm，冲头圆角的冲击面刃缘应与轮辋轮缘重叠，且与轮辋轮缘的重叠达25mm；最后，关闭安全门，按下启动按钮，开始试 48第五章优化后轮毂的性能验证硕士研究生学位论文验。图5-7车轮冲击试验机Fig.5-7Impacttestingmachineofwheelhub5.3.2冲击试验结果与分析车轮冲击试验中选取正对轮辐中心线加载和正对轮毂窗口中心线加载两种情况进行试验，两种冲击位置时车轮冲击前后的试验结果如图5-8所示.(a)正对轮辐位置(b)正对窗口位置图5-8不同冲击位置时车轮冲击前后的试验结果Fig.5-8Experimentalresultsbeforeandafterimpacttestatdifferentimpactpositions图5-9为不同冲击位置时车轮着色探伤试验结果。冲击试验结果与着色探伤结果表明，车轮在两种位置冲击时，未发现轮辐的任一断面处存在穿透裂纹及轮辐与轮辋分离的情况，在半分钟内胎压降低至160KPa，其高于原胎压的50%。冲击后轮毂的轮辋、轮缘、轮辐及法兰螺栓孔附近均未发现穿透裂纹，轮毂的冲击性能合格，试验结果与模拟结果吻合较好。 硕士研究生学位论文第五章优化后轮毂的性能验证49(a)正对轮辐位置(b)正对窗口位置图5-9不同冲击位置时车轮着色探伤试验结果Fig.5-9Experimentalresultsofcoloringflawdetectionforwheelhubatdifferentimpactpositions5.4本章小结按照性能试验标准对轮毂进行了弯曲疲劳试验、径向疲劳试验和冲击试验，并通过目测与着色探伤方法检查试验后的轮毂。性能试验结果表明，优化结构的轮毂在三种性能试验条件下，性能满足标准要求，均未发生裂纹及严重变形的情况，试验结果与模拟结果吻合较好。 50第五章优化后轮毂的性能验证硕士研究生学位论文 硕士研究生学位论文第六章结论51第六章结论铝合金轮毂是汽车中的关键零部件，其结构性能关系到整车运行的安全性与可靠性。针对铝合金轮毂的结构与性能开展研究工作，对提高铝合金轮毂质量，改善车辆性能、实现汽车轻量化及节能减排具有重要意义。本文以HJ309铝合金轮毂为研究对象，应用三维造型软件完成轮毂的几何模型，利用有限元ABAQUS分析软件，建立了铝合金轮毂的有限元分析模型，并根据轮毂性能试验标准对其结构性能进行了模拟分析，并在此基础上进行了结构优化与试验验证。得出的结论如下：(1)原始结构轮毂在弯曲、径向及冲击加载条件下应力和应变最大值分别为119.3MPa和0.1766%，128.1MPa和0.1693%及166.6MPa和0.1874%，其中冲击加载时轮毂的最大应力值出现在螺栓孔部位，该应力值较大是由于此处施加固定约束所致，而其他部位应力值小于100MPa。三种试验条件下，轮毂应力与应变均小于材料的屈服强度与塑性指标，原始结构轮毂强度存在富余，这为后续的轮毂结构轻量化提供了前提条件。(2)对原始结构轮毂的轮辐进行了拓扑优化设计，以加权应变能最小为目标函数和体积小于设计空间体积的30%为约束函数进行迭代计算，当迭代次数达到14次时，轮辐的结构较优。在此基础上，通过在轮辐部位设置凹槽可以满足轮毂拓扑优化的形状要求，并利用正交试验法优化了凹槽的尺寸，确定了凹槽尺寸的最优水平为A1B1C3(即凹槽深度尺寸为35mm，长度尺寸为50mm，宽度尺寸为28mm)，轮毂的体积减少率可以达到5.99%。(3)优化结构轮毂的有限元分析结果表明，与原始结构轮毂的模拟结果相比，优化后的轮毂弯曲加载条件下的应力值略有增大，径向加载条件下的应力值明显降低，而冲击加载条件下的应力值略有增加，但三种试验条件下的轮毂应力值均未超过材料的屈服强度，且轮毂应变值均较低，轮毂未发生塑性变形，因此，优化后的轮毂性能不仅可以满足性能要求，而且重量减少0.62KG,实现了轮毂的轻量化目的。(4)按照性能试验标准对轮毂进行了弯曲疲劳试验、径向疲劳试验和冲击试验，并通过目测与着色探伤方法检查试验后的轮毂。性能试验结果表明，优化结构的轮毂在三种性能试验条件下，性能满足标准要求，均未发生裂纹及严重变形的情况，试验结果与模拟结果吻合较好。 52第六章结论硕士研究生学位论文 硕士研究生学位论文参考文献53参考文献[1]张正智，越人.国内外铝合金车轮制造业的现状与发展趋势[J].汽车研究与开发,2005(12):5-9.[2]沈少敏.汽车铝合金轮毂技术与设备引进可行性研究[J].特种铸造及有色合金,1995,(4):19-20.[3]陈冬颖潘德江.铝合金汽车轮毂的发展及应用前景[J].2011年安徽省科协年会-机械工程分年会论文集，2011：380-383.[4]宁春强.铝合金汽车轮毂的市场需求与发展趋势[J].铝加工,2006,171(5):5-8.[5]张总.JN-ZL350铝合金轮毂轻量化研究[D].中南大学硕士学位论文，2011:5.[6]王慧芳龙思远.铝合金轮毂的发展现状[J].重庆大学材料科学与工程学院，2014：42~46.[7]沈俊.铝合金汽车轮毂及其生产工艺[J].有色金属加工，2002,(1):31-34.[8]郭勇.铝合金轮毂制造工艺及特点分析[J].秦皇岛市中信戴卡股份有限公司，2012，(36)：208.[9]张海渠，马桂艳，宋鸿武，等.铝合金轮毂成形工艺的应用与研究进展[J].沈阳大学学报，2011，23(4)：1-4.[10]唐多光.21世纪低压铸造技术的展望[J].特种铸造及有色合金,1998(4):28-31.[11]朱利民.先进的铝轮毂设计与制造技术[J].铝加工，2008,181(2):45-47.[12]加藤乔,吕应曾.用旋压法加工铝轮毂技术的开发[J].有色金属加工,1997(5):36-39.[13]范子杰，桂良进，苏瑞意.汽车轻量化技术的研究与进展[J].汽车安全与节能学报,2014,5(1):1-16.[14]GobbiM,HaqueI,PapalambrosPPY,etal.Acriticalreviewofoptimizationmethodsforroadvehiclesdesign[C]//11thAIAA/ISSMOMultidisciplinaryAnalysisandOptimizationConference,Portsmouth,VA,US,Sep.6-8,2006,AIAA-2006-6998.[15]ChoiWS,ParkGJ.Structuraloptimizationusingequivalentstaticloadsatalltimeintervals[J].ComputerMethodsinAppliedMechanicsandEngineering,2002,191(19-20):2105-2122.[16]BendsoeMP.Optimalshapedesignasamaterialdistributionproblem[J].StructuralandMultidisciplinaryOptimization,1989,1(4):193-202.[17]SURuiyi,WANGXu,GUILiangjin,etal.Multi-objectivetopologyandsizingoptimizationoftrussstructuresbasedonadaptivemulti-islandsearchstrategy[J].StructuralandMultidisciplinaryOptimization,2011,43(2):275-286.[18]董桂西，王藏柱.结构优化设计的现状及展望[J].电力情报.2000(1):5-7[19]崔胜民，杨占春.基于有限元分析的汽车车轮结构优化设计[J].机械设计,2001,(9):41-43.[20]翁运忠，张小格.载货车车轮轮辐结构优化分析[J].汽车科技，2002(1):18-20.[21]齐铁力，王立辉.汽车车轮的强度分析及优化设计[J].河北工业大学学报，2002，31(5):95-98.[22]钟翠霞.铝合金车轮设计及结构分析[D].浙江大学博士学位论文,2006.[23]仪登利，曾红，王新丰.铝合金轮毂UG建模ANSYS分析时的模型导入问题[J].辽宁工业大学学报,2008,(1)，36-38.[24]曲文君.基于ANSYS的低压铸造铝合金轮毂的优化设计[J].制造业自动化,2009,31(9):1-2.[25]闫胜昝，童水光，钟翠霞，等.基于FEA的车轮结构形状优化设计[J].机械设计,2009,(1):53-55.[26]武海滨，闫绍峰，仪登利.铝合金轮毂的有限元分析[J].辽宁工程技术大学学报(自然科学版),2010,(2)，282-283.[27]王志华.声学优化车轮设计理论研究[M].北京交通大学硕士学位论文，2012.[28]康淑贤.汽车轮毂造型与轻量化设计方法研究[M].华侨大学硕士学位论文，2013.[29]韦辽，李健.车轮轮辋轻量化分析与研究[J].机械设计与制造，2014(3):196-198. 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硕士研究生学位论文作者简介55作者简介张荣鑫，男，1985年05月生于辽宁省营口市。2004.9~2008.7沈阳理工大学，机械设计制造及其自动化学院，工学学士学位。2013.9~2017.3沈阳建筑大学，机械工程学院，攻读机械工程工程硕士学位，师从张丽秀教授。作者在攻读硕士学位期间发表的学术论文(1)张荣鑫，于诗瑶，魏泽明，《HJ309铝合金轮毂的优化设计与性能分析》，机械与电子，2016年12月； 56作者简介硕士研究生学位论文 硕士研究生学位论文致谢57致谢在本文完成之际，借此机会向所有知道、帮助和关心过我的人们致以最诚挚的谢意！本文是在尊敬的张丽秀教授精心指导下完成的。三年多来，张老师在我的论文工作中倾注了大量的心血。老师渊博的学识、严谨的治学态度、活跃的思维、敏锐的洞察力和平易近人的工作作风都给我树立了学习的榜样，将对我今后的工作和生活产生深刻的影响。同时张老师还高度关注我们的个人成长，言传身教做人做事的道理，将使我受益终生，我向张老师表示最诚挚的感谢！沈阳建筑大学的三年半硕士研究生生活是我人生中非常难忘的一段经历，学校浓郁的学术氛围和严谨求实的治学精神深深吸引了我。在这里，我开阔了视野，增长了知识，最重要的是在这美好的三年半里，遇到了很多良师益友，使我有勇气和力量面对未来。感谢机械工程学院所有的老师对于我课题的指导。同时，感谢2013级全体同学，师妹们和学弟们的鼓励和帮助，与他们结下的真挚友谊是我今生的宝贵财富！衷心感谢以上提及和因匆忙和疏忽而没有提及的所有关心和帮助过我的人们！对参加本论文评阅和答辩的各位老师和同学致以诚挚的谢意！在此，要特别感谢我的家人对我在学习和生活上的支持，使我能全身心的投入到课题研究中。张荣鑫2017年3月于沈阳建筑大学
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