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。

3设计优化
建议：加强筋厚度从3 mm加厚至6 mm，设计优化示意如图5所示。

a）后轮修改后模型弯曲强度：弯曲工况下后轮第1主应力分布如图6所示。由图6可以看到，修改后最大应力（位置1）明显减小，从88.0 MPa减小到62.19MPa，下降29.3；修改后安全系数为1.81，能满足设计需要；而辐条上的应力修改前后无明显变化。后轮修改前后第1主应力对比如表4所示。



b）试验验证：通过对优化后的轮圈进行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。
4 结论
通过以上分析看到，轮圈设计过程中，利用有限元分析和进行恶路试验来验证车架的强度是很有必要的，可以最大限度地保证轮圈设计强度，避免因强度不够带来的一系列质量问题。