CN110470489A - 一种轿车车轮直线行驶时应力状态测量方法 - Google Patents

Abstract

本发明提出一种基于有限元仿真计算和转鼓台架试验相结合的方法，分析轿车车轮受力状态。首先通过受力分析确定车轮直线行驶时的载荷，然后依据车辆总体参数确定车轮承受径向载荷和台架试验方法，接着根据台架试验方法原理建立车轮有限元模型，预测在直线行驶过程中车轮危险点出现的位置，其次是利用应变片测量危险点处应变状态。最后，计算得到车轮在直线行驶过程中应力状态。本发明的车轮直线行驶工况下车轮应力状态测量方法，可以较为准确的预测车轮的应力状态，这样可以减少车轮在设计优化开发过程中的试验次数，节约开发成本，缩短产品开发周期。

Description

一种轿车车轮直线行驶时应力状态测量方法

技术领域

本发明创造属于汽车车轮可靠性测试以及设计技术领域，尤其是涉及一种轿车车轮直线行驶时应力状态测量方法。

背景技术

轿车车轮是车辆中最重要的安全部件之一,如果车辆在行驶过程中车轮出现疲劳破坏,直接影响到驾乘人员的生命财产安全,因此可靠性设计是车轮设计最重要的内容之一。近些年随着车辆燃油经济性的提高,对车轮的轻量化提出了更高要求,为此出现了许多新的车轮结构,同时更多的应用新材料,新工艺来达到轻量化的目的。由于受制于缺少对车轮真实载荷状态认知,车轮可靠性设计仍然出现过设计或欠设计的状态。

当前车轮可靠性设计方法主要分为基于仿真计算的结构优化设计和基于试验的产品优化设计两个方面进行。在车轮设计初期,由于车轮的轮辋直接与轮胎接触,其结构形式由标准化的轮胎尺寸确定,一般会利用有限元结构优化方法对轮辐结构进行优化设计,通过有限元可以计算车轮在特定载荷下的应力状态，但是车轮最终的疲劳强度不仅与基本结构有关,而且也与车轮的加工工艺有关,而车轮的最终受力状态是由这两种因素共同作用的结果。而仿真计算过程中并不能完全考虑到这些因素,分析精度有待进一步提高。另外一种为台架可靠性试验方法,利用台架试验考核车轮典型工况下的疲劳寿命,试验样品为最终的产品状态,可以真实的反映车轮载荷状态。但是由于试验过程中很难对车轮所有位置的载荷状态进行测量,一般只是根据工程经验对一些特殊位置的单向载荷进行测量,而这些测量结果很难直接指导车轮结构或者工艺设计。由于轿车车轮在使用过程中，绝大部分工况为直线行驶，为此本发明提出一种基于仿真和台架试验相结合的方法，分析直线行驶工况下车轮应力状态分析方法,为车轮可靠性设计提供指导。

发明内容

有鉴于此，本发明创造旨在提出一种轿车车轮直线行驶时应力状态测量方法，该方法利用有限元和台架试验相结合，通过设计合理的应力测量和分析方法，测量轿车车轮在直线行驶工况下车轮应力状态。

为达到上述目的，本发明创造的技术方案是这样实现的：

一种轿车车轮直线行驶时应力状态测量方法，具体包括如下步骤：

(1)通过受力分析确定车轮直线行驶时的载荷；

(2)依据车辆总体参数确定车轮承受径向载荷和台架试验方法；

(3)根据台架试验方法原理建立车轮有限元模型；

(4)预测在直线行驶过程中车轮危险点出现的位置；

(5)利用应变片测量危险点处应变状态；

(6)计算得到车轮在直线行驶过程中应力状态。

进一步的，所述步骤(1)中，设轮胎传递给车轮的垂直载荷F_υ，由于轮胎传递给车轮载荷为动态载荷，车轮不同的使用条件对应的动态载荷不同，将轮胎传递给车轮的载荷简化为静态垂直载荷乘以动态载荷常数形式：

F_υ＝F_Tk……………………………………(11)

式中，F_T为车轮静态垂向载荷，k车轮动态载荷系数，取1-2之间。

进一步的，所述步骤(2)中，试验时通过设备轮毂将车轮压力在转鼓表面，转鼓与车轮之间的载荷为：

F_r＝F_vmaxK………………………………(12)

式中，F_vmax为车轮或者汽车制造厂规定的车轮最大载荷，K为强化试验系数。

进一步的，所述步骤(3)中，将轮胎与车轮之间的相互作用力，简化为作用在轮胎与车轮轮辋接触位置的接触力，进一步简化为2θ角度内沿垂直方向的余弦函数分布，在轮辋两侧胎圈座的轴向方向为均匀分布，即每一侧的载荷为：

式中：F_γ为弯曲疲劳台架试验对应的径向载荷；

另一方面，根据轮胎与车轮之间的载荷分布定义，轮胎胎圈位置每一侧载荷可表示为；

式中，B为胎圈宽度，2θ₀为轮胎与车轮载荷作用角度范围，r_b为轮胎胎圈的半径。

A为任意位移轮胎传递给车轮胎圈位置的压力分布幅值，可定义为

根据以上公式，即可以得到车轮胎圈位置的压力分布最大幅值为：

根据Stearns J，设

将上述余弦载荷离散为有限段，每一段等效为恒定载荷

式中：A_i第i段等效压力幅值，θ_i-1第i段起始角度，θ_i第i段终止角度；

确定载荷后，对车轮进行有限元网格划分利用hypermesh进行四面体网格，根据齿车轮的尺寸选择网格尺寸，最后得到车轮有限元网格。

进一步的，所述步骤(4)中，根据车轮的实际使用条件，确定加载载荷，建立有限元模型并提交给求解软件的静态求解器，最后可以得到车轮在此载荷下的应力分布状态，得到应力最大点，设定应力最大点的位置为车轮危险点位置。

6、根据权利要求1所述的一种轿车车轮直线行驶时应力状态测量方法，其特征在于：所述步骤(5)中，包括如下步骤

(51)在危险点位置粘贴应变片，其中应变片方向定义如下：

位于轮圈位置的危险点，应变片水平方向为沿车轮圆周方向；

位于轮辐位置危险点，应变片水平方向为沿轮辐长度方向；

位于轮心位置危险点定义，应变片水平方向沿轮辐长度方向；

应变片的测量桥路可以采用1/4桥路方式，也可以采用1/2桥路以及全桥接线方式；

(52)搭建测试台架，采集车轮应变随时间历程曲线，并进行转换获得危险点处应变随车轮旋转角度的变化曲线，得出轮胎的非线性对车轮载荷的影响。

进一步的，所述步骤(6)中，定义第一主应变和第二主应变,分别为

式中，主方向为ε₀为水平方向应变值，ε₄₅为中间方向应变值，ε₉₀为垂直方向应变值，第一主方向为：

利用第一主应变和第二主应变即可计算主应力

式中：E为材料弹性模量，ν为泊松比。

相对于现有技术，本发明创造所述的一种轿车车轮直线行驶时应力状态测量方法具有以下优势：

本发明的车轮直线行驶工况下车轮应力状态测量方法，可以较为准确的预测车轮的应力状态，这样可以减少车轮在设计优化开发过程中的试验次数，节约开发成本，缩短产品开发周期。

附图说明

构成本发明创造的一部分的附图用来提供对本发明创造的进一步理解，本发明创造的示意性实施例及其说明用于解释本发明创造，并不构成对本发明创造的不当限定。在附图中：

图1车轮应力状态测试流程

图2车轮直线行驶工况受力分析

图3径向疲劳试验时车轮载荷简化

图4径向疲劳台架试验原理

图5径向疲劳有限元模型

图6车轮径向载荷加载时对应的车轮正面有限元分析结果

图7车轮径向载荷加载时对应的车轮反面有限元分析结果

图8车轮径向载荷加载时危险点位置1

图9车轮径向载荷加载时危险点位置1局部放大

图10车轮径向载荷加载时危险点位置2

图11车轮径向载荷加载时危险点位置2局部放大

图12车轮径向载荷加载时危险点位置3

图13车轮径向载荷加载时危险点位置3局部放大

图14车轮径向载荷加载时应变采集路线

图15危险点3处水平方向应变随车轮旋转变化历程

图16危险点3处水平方向应变随车轮旋转的极坐标图

图17危险点3处中间方向应变随车轮旋转变化历程

图18危险点3处中间方向应变随车轮旋转的极坐标图

图19危险点3处垂直方向应变随车轮旋转变化历程

图20危险点3处垂直方向应变随车轮旋转的极坐标图

图21第一主应力方向定义

图22危险点1处第一主应力随车轮旋转变化历程

图23危险点1处第二主应力随车轮旋转变化历程

图24危险点1处第一主应力方向随车轮旋转变化历程。

具体实施方式

需要说明的是，在不冲突的情况下，本发明创造中的实施例及实施例中的特征可以相互组合。

在本发明创造的描述中，需要理解的是，术语“中心”、“纵向”、“横向”、“上”、“下”、“前”、“后”、“左”、“右”、“竖直”、“水平”、“顶”、“底”、“内”、“外”等指示的方位或位置关系为基于附图所示的方位或位置关系，仅是为了便于描述本发明创造和简化描述，而不是指示或暗示所指的装置或元件必须具有特定的方位、以特定的方位构造和操作，因此不能理解为对本发明创造的限制。此外，术语“第一”、“第二”等仅用于描述目的，而不能理解为指示或暗示相对重要性或者隐含指明所指示的技术特征的数量。由此，限定有“第一”、“第二”等的特征可以明示或者隐含地包括一个或者更多个该特征。在本发明创造的描述中，除非另有说明，“多个”的含义是两个或两个以上。

在本发明创造的描述中，需要说明的是，除非另有明确的规定和限定，术语“安装”、“相连”、“连接”应做广义理解，例如，可以是固定连接，也可以是可拆卸连接，或一体地连接；可以是机械连接，也可以是电连接；可以是直接相连，也可以通过中间媒介间接相连，可以是两个元件内部的连通。对于本领域的普通技术人员而言，可以通过具体情况理解上述术语在本发明创造中的具体含义。

下面将参考附图并结合实施例来详细说明本发明创造。

如图1所示，本发明的轿车车轮直线行驶工况下的应力状态测量方法的具体实现过程如下：

步骤一：轿车车轮直线行驶工况车轮载荷分析

车辆在使用过程中，绝大部分行驶状态为直线行驶，有研究表明在直线匀速行驶工况下，车轮的垂向受力分析如图2所示，图中对应的轿车车轮非驱动轮车轮连接简化图，不同的悬架结构对应车轮与车轴的连接方式会有所差异，图中Z向为车辆垂直向上，X为垂直纸面向内，y向为水平向左。在车轮直线行驶工况下，车轮会受到车身传递到轮心位置的等效载荷F_g，沿Z向垂直向下。同时承受由轮胎传递给车轮的垂直载荷F_υ，沿Z向垂直向上。由于传递的驱动力矩或者制动力矩以及轮胎产生的摩擦力矩对车轮的可靠性影响较小，这里在受力分析时忽略此影响因素。轮胎传递给车轮载荷为动态载荷，车轮不同的使用条件对应的动态载荷不同，这里将轮胎传递给车轮的载荷简化为静态垂直载荷乘以动态载荷常数形式：

F_υ＝F_Tk…………………………………….(21)

F_T为车轮静态垂向载荷，k车轮动态载荷系数，一般取1-2之间。

步骤二：轿车车轮直线行驶工况可靠性台架试验

根据GB/T 5334-2005《乘用车车轮性能要求和试验方法》中要求，试验原理如图3所示，试验时通过设备轮毂将车轮压力在转鼓表面，转鼓与车轮之间的载荷为：

F_r＝F_vmaxK……………………………….(22)

式中，F_vmax为车轮或者汽车制造厂规定的车轮最大载荷，K为强化试验系数。

根据以上方法确定了车轮可靠性试验过程中载荷大小。

步骤三：轿车车轮径向载荷有限元仿真模型

将轮胎与车轮之间的相互作用力，简化为作用在轮胎与车轮轮辋接触位置的接触力。这里进一步简化为，2θ角度内沿垂直方向的余弦函数分布，如图4所示，在轮辋两侧胎圈座的轴向方向为均匀分布。即每一侧的载荷为：

式中：F_γ为弯曲疲劳台架试验对应的径向载荷。

另一方面，根据轮胎与车轮之间的载荷分布定义，轮胎胎圈位置每一侧载荷可表示为；

式中，B为胎圈宽度，2θ₀为轮胎与车轮载荷作用角度范围，r_b为轮胎胎圈的半径。

A为任意位移轮胎传递给车轮胎圈位置的压力分布幅值，可定义为

根据以上公式，即可以得到车轮胎圈位置的压力分布最大幅值为：

根据Stearns J等，一般假设根据所研究车轮的尺寸，压力的最大幅值。

为了有限元模型中直接定义方便将这种余弦载荷其离散为有限段，每一段等效为恒定载荷

式中：A_i第i段等效压力幅值，θ_i-1第i段起始角度，θ_i第i段终止角度；

确定载荷后，接下来就是对车轮进行有限元网格划分，网格划分之前需要进行几何清理，将几何体中的小圆角，倒角进行清理，最后利用hypermesh进行四面体网格，根据齿车轮的尺寸选择网格尺寸，最后得到车轮有限元网格；

根据所研究车轮的结构特点，确定载荷加载方向，如图5为某轿车车轮，在车轮径向刚度最小的位置加载载荷，图中A点。可以根据需要选择载荷分解段数，利用公式7计算每段内的平均加载压力。在轮辋表面与轮胎内气体接触的位置加载均匀的压力分布载荷模拟轮胎的充气压力对车轮表面的作用。根据GB/T 5334-2005《乘用车车轮性能要求和试验方法》中的要求以及所研究车轮的型号，定义施加的充气压力。为与径向疲劳可靠性试验状态一致，仿真时约束轮辐位置的所有螺栓孔的自由度。

步骤四：车轮直线行驶工况下危险点位置定义

根据车轮的实际使用条件，确定加载载荷，建立有限元模型并提交给求解软件的静态求解器，最后可以得到车轮在此载荷下的应力分布状态，如图6、7所示，为某车轮的应力分析结果，可以看出车轮的轮辋与轮胎接触的位置出现了较大应力点位置，而在车轮背面的轮辐位置靠近轮辋的位置也出现了较大的应力，而靠近轮心位置的应力较小。最终按照以上分析方式得到的应力最大点位置确定车轮三个危险点位置，如图8所示，危险点1位于轮胎与车轮接触点的正对面，如图10所示，危险点2位于轮辐上靠近轮辋的位置，如图12所示，危险点3位于轮辐中间位置。

步骤五：车轮应变测量与结果分析

在车轮上述确定危险点位置粘贴应变片，根据不同位置危险点确定应变花粘贴方向，位于轮圈位置的危险点定义如下，如图9所示危险点1位置，应变片水平方向为沿车轮圆周方向。位于轮辐位置危险点定义如下，如图11所示危险点2位置，应变片水平方向为沿轮辐长度方向。位于轮心位置危险点定义如下，如图13所示危险点3位置，应变片水平方向沿轮辐长度方向。应变片的测量桥路可以采用1/4桥路方式，也可以采用1/2桥路以及全桥接线方式。根据所选择的采集器类型，确定应变片接线线序，并按照如14图所示方式搭建测试台架。试验过程中车轮的转动速度尽可能小，以保证其准静态运动形式。测量时对测试信号进行40Hz的低通滤波。利用以上方法可以得到每个测点位置孙车轮转动过程中的应变变化历程。

对采集到的车轮应变随时间历程曲线进行转换获得危险点处应变随车轮旋转角度的变化曲线，为了更直观观察测点处不同方向的应变幅值随车轮旋转相位的变化可以转换为极坐标形式。如图15、16、17、18、19、20所示展示危险点3处不同方向的应变随车轮旋转的应变历程，从图15中可以看出车轮水平方向应变随车轮旋转出现了两次较大的波动，从极坐标图16中可以看出危险点3处应变，在最接近与地面时出现最大值，而在离地面最远时出现应力次大点，而在这两个位置之间出现应变最小。这是由于轮胎在与地面接触时，轮胎的变形导致对轮胎与轮辋接触位置的载荷增大引起，同时对比了正反转车轮时，如15中的C曲线为车轮正转时测量值，U曲线为车轮反转测量值。正反转曲线可以看出轮胎的非线性对车轮载荷的影响。

步骤六：车轮应力状态计算

通过以上计算得到的应变计算可以得到第一主应变和第二主应变,

定义如下：

式中，主方向为ε₀为水平方向应变值，ε₄₅为中间方向应变值，ε₉₀为垂直方向应变值。第一主方向为：

方向具体定义见图21。

利用第一主应变和第二主应变即可计算主应力

式中：E为材料弹性模量，ν为泊松比。

如图22,23,24分别展示测点1位置随车轮转动过程的第一主应力、第二主应力，以及第一主应力方向变化历程，可以看出从主应力大小上，车轮旋转一圈的过程中主应力出现了一个最大值和两个最小值。正向转动和逆向转动对应的曲线并不重合，但是变化趋势相同。从图24可以看出，在车轮旋转过程中，第一主应力的方向也在随车轮的旋转而旋转。

以上所述仅为本发明创造的较佳实施例而已，并不用以限制本发明创造，凡在本发明创造的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明创造的保护范围之内。

Claims (7)

1.一种轿车车轮直线行驶时应力状态测量方法，其特征在于：具体包括如下步骤：

(1)通过受力分析确定车轮直线行驶时的载荷；

(2)依据车辆总体参数确定车轮承受径向载荷和台架试验方法；

(3)根据台架试验方法原理建立车轮有限元模型；

(4)预测在直线行驶过程中车轮危险点出现的位置；

(5)利用应变片测量危险点处应变状态；

(6)计算得到车轮在直线行驶过程中应力状态。

2.根据权利要求1所述的一种轿车车轮直线行驶时应力状态测量方法，其特征在于：所述步骤(1)中，设轮胎传递给车轮的垂直载荷F_υ，由于轮胎传递给车轮载荷为动态载荷，车轮不同的使用条件对应的动态载荷不同，将轮胎传递给车轮的载荷简化为静态垂直载荷乘以动态载荷常数形式：

F_υ＝F_Tk……………………………………(1)

式中，F_T为车轮静态垂向载荷，k车轮动态载荷系数，取1-2之间。

3.根据权利要求1所述的一种轿车车轮直线行驶时应力状态测量方法，其特征在于：所述步骤(2)中，试验时通过设备轮毂将车轮压力在转鼓表面，转鼓与车轮之间的载荷为：

F_r＝F_vmaxK………………………………(2)

式中，F_vmax为车轮或者汽车制造厂规定的车轮最大载荷，K为强化试验系数。

4.根据权利要求1所述的一种轿车车轮直线行驶时应力状态测量方法，其特征在于：所述步骤(3)中，将轮胎与车轮之间的相互作用力，简化为作用在轮胎与车轮轮辋接触位置的接触力，进一步简化为2θ角度内沿垂直方向的余弦函数分布，在轮辋两侧胎圈座的轴向方向为均匀分布，即每一侧的载荷为：

式中：F_γ为弯曲疲劳台架试验对应的径向载荷；

另一方面，根据轮胎与车轮之间的载荷分布定义，轮胎胎圈位置每一侧载荷可表示为：

式中，B为胎圈宽度，2θ₀为轮胎与车轮载荷作用角度范围，r_b为轮胎胎圈的半径；

A为任意位移轮胎传递给车轮胎圈位置的压力分布幅值，可定义为

根据以上公式，即可以得到车轮胎圈位置的压力分布最大幅值为：

根据Stearns J，设

将上述余弦载荷离散为有限段，每一段等效为恒定载荷

式中：A_i第i段等效压力幅值，θ_i-1第i段起始角度，θ_i第i段终止角度；

确定载荷后，对车轮进行有限元网格划分利用hypermesh进行四面体网格，根据齿车轮的尺寸选择网格尺寸，最后得到车轮有限元网格。

5.根据权利要求1所述的一种轿车车轮直线行驶时应力状态测量方法，其特征在于：所述步骤(4)中，根据车轮的实际使用条件，确定加载载荷，建立有限元模型并提交给求解软件的静态求解器，最后可以得到车轮在此载荷下的应力分布状态，得到应力最大点，设定应力最大点的位置为车轮危险点位置。

6.根据权利要求1所述的一种轿车车轮直线行驶时应力状态测量方法，其特征在于：所述步骤(5)中，包括如下步骤

(51)在危险点位置粘贴应变片，其中应变片方向定义如下：

位于轮圈位置的危险点，应变片水平方向为沿车轮圆周方向；

位于轮辐位置危险点，应变片水平方向为沿轮辐长度方向；

位于轮心位置危险点定义，应变片水平方向沿轮辐长度方向；

应变片的测量桥路可以采用1/4桥路方式，也可以采用1/2桥路以及全桥接线方式；

(52)搭建测试台架，采集车轮应变随时间历程曲线，并进行转换获得危险点处应变随车轮旋转角度的变化曲线，得出轮胎的非线性对车轮载荷的影响。

7.根据权利要求1所述的一种轿车车轮直线行驶时应力状态测量方法，其特征在于：所述步骤(6)中，定义第一主应变和第二主应变,分别为

式中，主方向为ε₀为水平方向应变值，ε₄₅为中间方向应变值，ε₉₀为垂直方向应变值，第一主方向为：

利用第一主应变和第二主应变即可计算主应力

式中：E为材料弹性模量，ν为泊松比。