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镁合金车轮动态冲击性能优化
摘要：设计轻便舒适的汽车是汽车工业的主要目标。车轮轻量化设计对车轮的动态冲击性能会产生一些负面的影响;因此，要在这两个因素之间取得平衡是汽车设计的一个关键目标。本文主要研究了镁合金车轮相对于某些金属材料的阻尼性能。为此我们设计了阻尼试验方法，建立了镁合金材料的阻尼性能参数。并建立了具有一定边界条件和约束条件的镁合金车轮有限元分析模型。通过对车轮的自由模态评价验证了模型的适用性。我们对设计的车轮进行了动态冲击仿真分析，得到了镁合金车轮在动态载荷作用下的路面的动态速度响应。对比相同结构的镁合金车轮与铝合金车轮的动态冲击性能，我们发现镁合金车轮达到了减重32.3%的目标;然而，动态冲击性能降低。为了实现轻量化设计，镁合金车轮的动态冲击性能不能低于铝合金车轮。因此，我们对镁合金车轮结构进行了优化设计。通过确定车轮的结构参数，以车轮的加速度和冲击响应为输出，对镁合金车轮进行了结构优化设计。最后实现了镁合金车轮减重和动态冲击性能的优化。研究结果表明，设计的镁合金车轮能在满足车轮结构性能标准的同时，具有更好的平顺性，并提供了轻量化的设计。
1.引言
近年来，随着对节能减排的要求的日益严格，镁合金在轻量化方面的表现使得作为结构材料的镁的使用量显著增加。镁合金作为低密度、高比强度、高比刚度、减振性能好、可铸造性好的结构材料，已被广泛研究。根据对镁的未来预测，到2020年，汽车中使用的镁元素材料将增加15%(sim;227公斤)[1,2]。此外，镁合金也是著名的阻尼材料[3-6]。因此，镁合金在汽车工业中的应用非常具有吸引力，能开发出满足节能环保要求的轻型汽车。有限元法是目前发展最快、最受欢迎的数值方法之一，应用于航空、汽车、造船、制造和电工学等行业[7-10];许多当代工业领域;以及由计算机支持的现代技术[11,12]。现代人对乘坐舒适性的需求也在逐渐增加;因此，许多研究关注于其改善乘用车的乘坐舒适性[13-15]。模态相关现在是一门成熟的学科，而有限元法是一种评估模态模型和描述系统动态行为的等效方法。研究表明，移动位错和位错运动的密度影响镁及镁合金的阻尼能力，应力作用下的移动位错运动耗散了大量的振动能量，这是镁合金高阻尼能力的重要来源[16-20]。Bae[21]研究了一种具有高阻尼能力的车轮，同时又不影响其结构刚度。
结果表明，AZ91镁合金具有良好的阻尼性能。应用理论模型，实验结果表明阻尼具有非线性特性。通过对AZ91镁合金阻尼能力的合理测试和表征，结果表现出了镁合金的阻尼优势。通过与AZ91镁合金、6061-T6铝合金和SPFH540钢的对比，说明了AZ91镁合金具有良好的阻尼特性。对不同材料和阻尼比下的车轮响应进行了分析。设计优化是机械设计的有力工具，可以生成结构设计的最佳蓝图。本文采用车轮结构拓扑优化方法对车轮进行优化设计，使其满足轻量化和动态冲击性能要求。我们结合结构阻尼特性对轮辐结构进行了改造，设计了不同的轮辐结构，分析了轮辐的减振性能。结果表明设计的镁合金车轮在满足车轮结构性能标准和轻量化设计要求的同时，具有良好的乘坐舒适性。
2. 动态冲击理论与方法
本研究对AZ91镁合金、6061-T6铝合金和SPFH540钢进行材料振动分析。对材料的阻尼比和阻尼机理进行了分析和实验。采用三种材料进行分析计算，如表1所示。
借此我们研究了AZ91镁合金和6061铝合金的成分及热处理工艺。AZ91镁合金的热性能为熔点~533℃；比热容1020J/(kg·K)；导热系数为51W/(m·K)。6061铝合金的热性能为：熔点为~ 585℃；导热系数为151 ~ 202w /(m·K)；比热容897J/(kg·K)。结合这些材料性能，我们进行了相关研究[22-27]。
镁合金是一种轻金属材料。镁合金和AZ91镁合金的室温阻尼主要是位错阻尼。目前，阐述位错阻尼机理的经典理论是Granato和Lucke位错阻尼理论[28,29]。众多研究者对不同结构(如多孔结构)的镁及镁合金材料的阻尼性能进行了测试，获得了各种与阻尼相关的性能。实例还包括用于性能研究的阻尼材料，如振动和频响[30-35]。性能测试数据特征与G-L位错钉扎理论模型基本一致。
当物体在外力作用下离开平衡位置，不再需要外力作用时，振动系统可以根据其固有频率进行振动。这种不在外力作用下的振动称为自由振动。自由振动的周期称为自然周期。自由振动的频率称为固有频率，这由振动系统的条件决定，与振幅无关。当被给予的驱动力的频率等于物体的固有频率时，振幅将达到最大值，即达到共振。
在阻尼自由振动系统中，可以计算系统的振动方程。单自由度系统简谐激励下的强迫振动方程为：
(1)
其中f(t)为作用于系统的力，m为质量，c为粘度，k为弹簧常数。对上述方程两边作拉普拉斯变换可以得到：
(2)
是拉普拉斯变换因子， 是位移响应的变换, 还有 是f(t)的变换：
(3)
它有一个刚度特性，称为系统动态刚度。其倒数称为传递函数。结合上式，H(s)可以表示为：
(4)
对于实际振动系统，传递函数是振动系统测点x(t)与系统激励点f(t)的比值。让jomega;代替s不会导致丢失对系统有用的信息。因此，对方程两边进行傅里叶变换得到：
（5）
此系统的速度传递函数和加速度传递函数有：
（6）
在此基础上对材料性能进行了研究。结合衰减波形获得振动特性，可以计算两个相邻振幅在半个周期内的绝对值之比。两个相邻振幅绝对值之比即为波形衰减系数。自由衰减振动为图1所示的曲线,和阻尼系数xi;可以使用以下公式计算：
（7）
采用扫频法测试材料的阻尼，如图2所示。当采用扫频法测试材料的阻尼时，在共振频率附近会出现一个共振峰，可以计算出相关的参数。
3.建立车轮动态冲击模型
3.1.车轮动态冲击模型。
轮辐、圆盘和轮辋是车轮的主要部件。在设计车轮时，必须考虑安全性和工程标准。设计优化是机械设计的有力工具，可以建立结构设计的最佳方法。在车轮设计和优化中，满足轻量化是最优设计目标[36-38]。基于优化理论对车轮结构进行了优化。车轮模型如图3所示。
为了评估车轮的阻尼性能，进行了振动试验。使用试验模态分析方法来识别具有复杂结构的机械构件的模态参数，对于了解其动态特性也很重要。通过这些信息我们可以得到自由状态和约束状态下的复杂结构的固有频率等模态参数，以及相应的振型，最后得到的实验分析的结果会非常准确。对设计车轮的性能进行了分析，并对材料和车轮的振动特性进行了分析。
3.2．材料属性。
在阻尼试验中，对试件施加冲击载荷可以得到自由衰减振动波形。对不同材料的阻尼试验如图4所示。
根据图5中阻尼比的振动结果数据并结合两种方法计算出AZ91镁合金的阻尼比为sim;0.01081,6061，铝合金的阻尼比为sim;0.00695,SPFH540钢的阻尼比为sim;0.00471。通过对阻尼比的比较可以得知三种材料中AZ91镁合金的阻尼性能最好。
3.3.车轮动态冲击分析模型验证。
有限元分析需要模型的验证。为了评估车轮的阻尼性能，我们对车轮进行了振动试验。自由悬架比使用柔性支架更具有可重复性，因为它不引入支架的振动或周围的实验环境。车轮结构整体上是对称结构，在确定刺激点和响应点时，可以对称选择。使用冲击锤和加速器，通过将车轮悬挂在空中来释放边界条件，使用LMS进行信号采集。为保证试验结果的准确性，每次试验均采集多次振动数据，利用计算机软件计算得到各试验点的频响函数。振动试验如图6所示。
计算结果与实验结果的对比如表2所示。
从振型图中可以看出，车轮的振型主要分布在轮辋上，低阶的振型分布在轮辋两侧，高阶的振型分布在轮辋中部。随着固有频率的增加，车轮结构的模态越来越复杂。计算结果与实验结果误差在10%以内，说明模型与试验结果吻合较好可信度较高。模态分析对物体的固有频率、振型和其他相关参数进行评估，这些参数是具有不变性和稳定性的任何物体的基本属性。因此，通过模态试验分析对有限元模型进行了验证，可以对AZ91镁合金、6061-T6铝合金、SPFH540钢等不同阻尼材料车轮进行动态冲击性能比较。
4.结果与讨论
4.1.车轮动态冲击性能分析结果。采用频响分析法计算了AZ91镁合金和6061-T6铝合金的振动响应。最后得到了两种材料在相同激励载荷下的振动响应结果。本研究主要针对垂直道路方向的激励与响应。当振动激励作用于具有垂直路面的车轮中心时，其响应位置为垂直路面另一侧车轮激励点对称的位置。在车轮施力点施加频率变化为1N的输入载荷。在转盘上建立约束条件。图7和图8分别展示了镁合金车轮还有激励载荷在车轮有限元模型中的应用。
通过对两种材料制成的车轮中心相同位置振动响应点的振动加速度和速度进行对比分析可以确定AZ91镁合金车轮阻尼和振动阻尼性能良好。车轮响应特性如图9和图10所示。
相应速度和加速度的谱图如图10所示。通过分析了系统的频率响应得到了系统的速度和加速度的结果。两种材料的盖层的振动响应主要由刚度、阻尼比和激励频率决定。结果表明，在不同的阻尼比下，车轮的振动特性是不同的。不同结果的比较结果如下:
(1)在保证轻量化的同时，镁合金车轮的加速度和速度变化与铝合金车轮相似。镁合金车轮加速度峰值为4.6m/s2，如图9(a)所示，速度峰值为1.2times;10- 3m/s，如图9(b)所示。与铝合金相比，镁合金的频率响应在可接受范围内。根据车轮的阻尼特性，研究了阻尼比对车轮的影响。
(2)采用高阻尼比的AZ91镁合金材料减振效果显著。6061-T6铝合金的加速度峰值为4.3m/s2，速度峰值为1.1times;10minus;3m/s。铝合金车轮的振动性能优于相同结构的镁合金车轮。因此，优化镁合金车轮的动态冲击性能具有重要意义。
4.2.车轮结构优化设计，提高结构阻尼。结合车轮结构的不同阻尼特性，对车轮结构的改造效果进行了评价。根据相关理论知识，弯曲结构能够使模型的模态和频响性能将发生变化。偏移位置如图11所示。
结构设计和拓扑优化理论相结合，结果表明弯曲结构在振动性能上有更好的表现。对支座支撑结构的仿真分析表明，结构由图11(a)变为图11(b)时，振动性能有所提高。为了优化车轮，对轮辐的设计进行了调整。1和2的位置沿着中心左右移动。表3显示了调整的大小。
结合结构设计准则和应力-应变相关参数的优化车轮设计模型如图12所示。
结合车轮结构的阻尼特性和材料的阻尼特性，不同结构车轮的频响和振动相关性能如图13和14所示。
从图12 - 14的整体分析结果可以看出，b轮的结构(图12(b))有效地降低了加速度和速度，从而提高了乘坐舒适性和更好的振动性能。用轻质材料AZ91镁合金代替6061-T6铝合金，可以让轮毂减重76.7%。根据以上结果，结合材料和结构特点可得，
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根据阻尼特性和车轮结构，对不同
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