姚楚 石光林 陳晨

摘 要：工程車輪作為一種典型的焊接結構件，其結構中包含多條焊縫，在車輪彎曲疲勞試驗過程中，焊縫承受著較大的動應力，極易產生應力集中并導致裂紋萌生.為對焊縫處進行疲勞分析，在采用逆向工程技術創(chuàng)建包含焊縫在內的工程車輪三維實體模型的基礎上，建立了車輪彎曲疲勞分析的有限元模型，分別選擇名義應力法和BS7608標準對車輪焊縫區(qū)和非焊縫區(qū)進行疲勞分析，得到工程車輪的彎曲疲勞壽命，與不考慮焊縫的車輪彎曲疲勞壽命對比，工程車輪彎曲疲勞最危險的位置為輪輻和輪輞角接焊縫處而非輪輻的螺栓孔附近.最后對上述仿真和計算結果進行了試驗驗證，證明了包含焊縫的車輪有限元模型和分析方法的正確性.

關鍵詞：彎曲疲勞試驗；逆向工程；焊接結構疲勞；工程車輪

中圖分類號：TH11 文獻標志碼：A

0 引言

對彎曲載荷作用下工程車輪的疲勞壽命進行仿真計算時，以往學者在有限元建模過程中通常是將輪輻與輪輞直接綁定在一起，不考慮輪輻與輪輞之間的焊縫結構，這種簡化給計算帶來了方便卻忽略了焊縫疲勞壽命對車輪整體疲勞壽命的影響[1-3].焊接接頭的靜載承受能力一般并不會低于母材[4]，但在承受交變動載荷時，其承受動載荷的能力卻要遠低于母材，焊接接頭的加載狀況、近焊縫區(qū)組織性能、焊接殘余應力等均對焊接結構的疲勞強度有重要影響[5].而工程車輪作為一種典型的焊接結構件，包含有多條多種形式的焊縫，焊縫處極易產生應力集中并導致裂紋萌生，且在強烈動載荷的作用下易發(fā)生斷裂從而造成破壞事故[6].許多學者已經注意到焊縫疲勞對焊接結構件疲勞的影響，劉旺浩等[7]建立包括該焊縫在內的鋼制車輪的有限元模型，分析在彎曲載荷作用下，鋼制車輪輪輞與輪輻間的焊腳高度、焊縫截面形狀以及焊縫布置位置對車輪應力的影響.孟瑾等[8]通過微型剪切試驗對汽車車輪的焊縫進行分區(qū)，并對不同的區(qū)分別建模從而分析車輪的徑向疲勞壽命.因此，為了獲取更加接近工程車輪彎曲疲勞壽命仿真的有限元模型，以某三件式工程車輪為例，分別建立包含焊縫以及不含焊縫的工程車彎曲輪疲勞有限元模型，通過對比二者的有限元計算結果，確定車輪疲勞最危險的位置，從而為工程車輪的設計和制造提供理論指導.

1 工程車輪的逆向建模

首先，用三維光學掃描檢測儀掃描得到工程車輪的三維點云，掃描過程如圖1所示；然后，將點云導入逆向工程軟件Imageware中創(chuàng)建曲面，曲面創(chuàng)建過程中忽略焊縫表面不平整區(qū)域所形成的誤差；將完整的車輪曲面模型導入UG中，利用UG的縫合功能將曲面縫合形成實體，最后得到的含焊縫的車輪實體模型如圖2所示.

2 工程車輪彎曲靜強度分析

2.1 有限元網格

采用六面體網格對車輪進行網格劃分，其中，輪輞體的單元數為146 890個，焊縫的單元數為9 846個，加載臂的單元數為44 278個，螺母的單元數為6 330個，劃分后的車輪網格模型如圖3所示.

2.2 材料參數

分別定義車輪各結構的材料屬性：輪輻和輪輞材料均為Q235B，其彈性模量為2.1×105 MPa，泊松比為0.274，焊縫材料為E5015，彈性模量為2.06×105 MPa，泊松比為0.3.

2.3 載荷和邊界條件

按照國家標準GB/T 5909-2009《商用車輛車輪性能要求和試驗方法》，規(guī)定將車輪牢固地夾緊在試驗夾具上，加載軸和連接件用無潤滑的雙頭螺栓或螺母（或螺栓）連接到車輪的安裝平面上，安裝情況應與裝于裝載機上的實際使用工況相當，車輪固定不動，承受一個旋轉的彎矩[9].具體的約束和載荷位置如圖4所示，由于車輪結構并非是完全軸對稱件，而試驗中又受到旋轉彎曲的作用，因此模擬起來比較復雜，經過一定的簡化，根據經驗確立了8個具有代表性的工況來進行車輪靜強度分析.

3 靜力學有限元分析結果

3.1 應力分析結果

一般認為結構發(fā)生疲勞破壞的主因是最大主應力[10].圖5是車輪某種工況下的最大主應力分布圖，另外選取螺栓孔以及焊縫上下焊趾處各3個節(jié)點繪制最大主應力隨載荷步變化的曲線，如圖6所示.由圖5—圖6可知，車輪最大主應力位于螺栓孔附近，最大主應力值為154.4 MPa.

3.2 分析結果合理性判斷

靜力學分析結果是否合理，可以通過觀察結構最大應力值和位置是否按照結構的對稱性循環(huán)出現來判斷.選擇如圖7所示的位于螺栓孔邊緣對稱位置上的2個節(jié)點18539和16997，繪制它們最大主應力隨載荷步變化的曲線，結果如圖8所示，兩節(jié)點應力值大小完全對稱，表明分析結果合理.

4 車輪疲勞壽命分析

4.1 焊接疲勞評估標準的選擇

當前焊接疲勞評估標準有很多，如北美鐵路協(xié)會AAR標準、英國鋼結構疲勞設計與評估（BS7608：1993）、國際焊接學會標準（IIW）等，專家對此作了較多的研究[11].由于車輪的實際焊縫形狀與BS7608標準中對應的焊縫形狀最接近，本研究選擇BS7608作為車輪焊縫疲勞壽命預測的標準. BS7608標準提供了一定數量的焊接接頭疲勞試驗數據，適用于屈服強度低于700 MPa 的碳鋼、調質鋼等焊接接頭的疲勞評估[12].

4.2 焊縫區(qū)S-N曲線的確定

4.2.1 焊縫類別的選擇

根據本試驗樣件的焊接接頭的形式，如圖9所示，并通過與BS7608焊接等級分類列表對照可知，焊縫①和焊縫④都是雙面環(huán)形對接焊縫，所以選用編號為7.3等級為E類別的焊縫，焊縫②和焊縫③都是單面環(huán)形角焊縫，故選用編號為10.2等級為F類別的焊縫.

4.2.2 焊縫區(qū)S-N曲線表達式

在恒幅載荷作用下，對于每一等級接頭，所施加應力變化范圍與達到疲勞的循環(huán)次數之間的關系如下：

lgN=lgC0-d？滓-mlgSr（1）

式中：N——焊縫達到破壞時的循環(huán)次數； C0——與均值S-N曲線相關的常數； d——低于均值的標準偏差的數量； ？滓——N的對數下的標準偏差； m——雙對數坐標下S-N曲線斜率的倒數； Sr——應力變化范圍.

利用方程：

對于不同的d值，根據式（1）—式（3），可以推斷出其所對應的基本的S-N曲線.

根據本次試驗的樣件焊縫的質量情況將失效概率定為2.3%，即標準正態(tài)偏量d=2，由焊接接頭的細節(jié)級別再結合標準正態(tài)偏量d即可得到焊縫區(qū)的標準基本設計S-N曲線.

4.3 載荷譜的確定

在進行車輪彎曲疲勞試驗時，車輪承受一等幅正弦變化的彎曲載荷，因此，在疲勞時引入對稱循環(huán)載荷的載荷譜，一個周期內，每個單元應力遵循正弦規(guī)律變化.

5 車輪彎曲疲勞壽命分析結果

將車輪應力分析結果導入疲勞分析軟件Fe-Safe中，不同的位置設定不同的S-N曲線.包含焊縫的車輪非焊縫區(qū)采用線彈性名義應力法分析，焊縫區(qū)采用BS7608標準分析；不含焊縫的車輪整體使用名義應力法分析；得到兩種模型的車輪彎曲疲勞壽命分布圖分別如圖10和圖11所示.

對兩種模型車輪彎曲疲勞潛在危險位置的壽命進行統(tǒng)計，可以得到如表1所示的結果.

由表1可知，包含焊縫的車輪模型壽命最小值約為45.6萬次，發(fā)生在輪輻與輪輞連接的焊縫③上；不含焊縫的車輪模型壽命最小值約為77.6萬次，發(fā)生在輪輻的螺栓孔附近.二者對比表明：車輪彎曲疲勞壽命最危險的部位是輪輻與輪輞連接的焊縫處.

6 試驗驗證分析

按照2.3的要求對車輪進行彎曲疲勞試驗，試驗裝置以及試驗對象如圖12所示.試驗結果表明該型號工程車輪的彎曲疲勞壽命集中在30萬次～50萬次之間，且最小壽命位置位于輪輻和輪輞角接焊縫的焊趾處.仿真結果與試驗結果對比如圖13所示.CAE分析的疲勞壽命最小位置與試驗結果一致，但壽命次數有一定差異，考慮到材料疲勞壽命通常分散性較大，所以認為CAE分析與實測結果誤差在可接受范圍內.

7 結論

運用逆向工程技術創(chuàng)建包含焊縫的工程車輪三維實體模型，建立對應的有限元模型進行彎曲疲勞壽命分析，將分析結果與不含焊縫的車輪疲勞壽命進行對比，結果表明：工程車輪疲勞壽命最小位置發(fā)生在輪輻和輪輞角接焊縫處.車輪彎曲疲勞試驗驗證了分析結果的合理性，含有焊縫的有限元分析模型更適合預測工程車輪的疲勞壽命.

參考文獻

[1] 劉新宇，徐武彬. 大型輪式港口機械鋼圈的加載方案分析和強度計算[J].機械設計與制造，2007（5）：30-32.

[2] 王衛(wèi)東. 裝載機鋼圈參數化設計及有限元分析[D].濟南： 山東大學，2007.

[3] 李青海. 工程機械輪輞的計算機輔助設計與結構分析優(yōu)化[D].濟南：山東大學，2008.

[4] 涂耀耀，孫有平，白兆軍，等. 310S耐熱不銹鋼TIG焊接接頭組織與力學性能研究[J].廣西工學院學報，2013，24（2）：10-13.

[5] 付靜，孫有平，周學浩，等. SS400焊接接頭組織性能研究[J].廣西科技大學學報，2015，26（4）：32-35.

[6] 張鳳，李健，李鶴. 振動環(huán)境下焊縫疲勞壽命的預測及分析[J].機械設計與制造，2014（11）： 228-231.

[7] 劉旺浩，單穎春，劉獻棟. 輪輞與輪輻間焊縫參數對鋼制車輪彎曲應力影響的仿真分析[J].計算機輔助工程，2014，23（6）：28-31，36.

[8] MENG J， ZHU P， JI Q， et al. Radial fatigue analysis method of steel hub based on partitioned seam weld model and a new pressure distribution regulation[J].Materials and Design，2013，47（9）：115-124.

[9] 國家發(fā)展和改革委員會.商用車輛車輪性能要求和試驗方法：GB/T 5909-2009[S].北京：中國標準出版社，2010.

[10] 覃海藝，吳會平，賈敬華， 等. 車輪徑向疲勞試驗的動力顯式有限元算法[J].機械強度，2016，38（3）： 626-630.

[11] 王文. 基于AAR、BS、IIW 3種標準的疲勞可靠性評估方法研究[J].鐵道機車車輛，2008（28）： 200-204.

[12] 英國鋼結構協(xié)會（BSI）.鋼結構疲勞設計與評估：BS 7608：1993[S].倫敦：英國鋼結構協(xié)會（BSI），1993.

Cornering fatigue life analysis of wheel rim considering

the weld seam fatigue

YAO Chu， SHI Guang-lin*， CHEN Chen

（School of Mechanical Engineering， Guangxi University of Science and Technology， Liuzhou 545006， China）

Abstract：As a typical welded structure， wheel rim includes a few weld seams. During the process of cornering fatigue tests， weld seams which bear a greater dynamic stress， are apt to produce stress concentration leading to crack initiation， therefore the fatigue analysis of weld seams can't be ignored. Firstly， this paper uses reverse engineering to create the solid model of wheel rim with weld seams. Then the finite element model of wheel cornering fatigue test is set up， the nominal stress method is selected to analyze the fatigue life of non-welding zone and BS7608 standard is applied to analyze the fatigue life of welding zone， then cornering fatigue life of wheel is obtained. By comparing the fatigue life with the wheel which has no weld seams， it shows that the most fatigue dangerous place is the weld seam. Finally， corresponding tests are carried out to verify the results of above simulation and calculation. It proves that the finite element model of the wheel rim with weld seams is correct.

Key words： cornering fatigue tests； reverse engineering； fatigue of welded structure； wheel rim

（學科編輯：黎 婭）