摘要：在轮圈的设计中，运用有限元分析技术是非常有必要的，它和场地恶路试验一起可以有效预测并发现轮圈设计时的强度问题，并进行优化设计来避免。通过对优化后的轮圈1 000 km恶路路况试验后，无异常情况发生，说明优化方法是可行的、有效的。

    某新设计车型轮圈在公司试验场地进行恶路试验时，出现后轮辐板断裂问题，通过MSC软件分析其后轮圈强度，能找出轮圈断裂的原因，并对其进行设计优化。断裂图片如图1所示。

    1后轮有限元模型的建立
    将轮圈离散为尺寸1～3 mm的四面体单元，轮圈轴心采用刚性圆筒glue接触，节点上施加径向扭矩214 141 Nmm，约束轮圈周边自由度123，简化模型如图2所示。

    考察对象：后轮受弯曲、扭转工况时，后轮所受应力是否满足设计需要。由于轮圈是在恶路试验条件下出现轮圈抱死和断裂的，而铝合金主要以断裂形式破坏，因此，需要考察轮圈的第1主应力分布情况。

    2后轮强度分析
    2.1后轮扭转强度分析
    试验时，将轮圈外周边固定，在轮圈轴心位置施加一沿x向的扭矩T（假设x向为轮圈轴心方向），查看轮圈受力情况。A365材料性能如表1所示。

    模型额定载荷计算：
        Fv＝F·K1·K2·m·g，m=250 kg
Fv1＝0.6×0.005 1× 1.02×2502×9.8＝1911N
R1＝228.64 mm
式中：Fv—车轮额定载荷，N
      K1—质量系数，针对K1＝0.005 1 m
      K2—速度系数，本例中取1.02
      m一整车整备质量和厂定最大有效载荷之和，kg
      9一重力加速度，9.8 m/s
      Fv1—后轮额定载荷
      R1—后轮圈半径
                扭矩：T＝±W·r
式中: W—轮圈标定的最大设计载荷，W＝1911N
      r—后轮最大静力半径，r＝228.64 mm
      T一扭矩，T＝437 023 Nmm
    a）边界条件：在轮圈轴心采用刚性圆筒glue接触，节点上施加轴向扭矩437 023 Nmm，约束轮圈周边自由度123。
    b）后轮第1主应力分布如图3所示，由图可见，在扭转工况下，后轮最大应力集中在4个小孔上（位置1），由于存在单元影响，实际应力要小于计算结果， 小孔应力值为25.08 MPa，安全系数为4.49，具体如表2所示，能够满足设计需要。

    2.2后轮受弯矩时应力分布
    弯矩：M＝Sm·μ·W·r=214 141 Nmm
    式中：Sm—系数，Sm＝0.7
      μ—轮胎与地面的摩擦系数，u＝0.7
      ff一车轮最大设计载荷，W＝1911N
      r一轮圈半径，r=228.64 mm
    a）边界条件：在轮圈轴心采用刚性圆筒glue接触，节点上施加径向弯矩214 141 Nmm，约束轮圈周边自由度123。
    b）后轮第1主应力分布如图4所示，由图中可见，应力最大的位置在轮毅安装轴的加强筋上（位置1与2），应力值为88 MPa和79.4 MPa，安全系数分别为1.28和1.42，具体如表3所示，相比同类而言，弯曲强度较弱。

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