孫躍，茅海強(qiáng)

（1.東?？h科教創(chuàng)業(yè)園區(qū)管理委員會，江蘇 連云港222300；2.江蘇省東海中等專業(yè)學(xué)校，江蘇 連云港222300）

受汽車輕量化設(shè)計(jì)的影響，作為傳動件的車輪，通過減重可以有效改善汽車操作性，提高燃油經(jīng)濟(jì)性。車輪承受道路和負(fù)載間復(fù)雜的作用力，在各種隨機(jī)載荷作用下，疲勞破壞是其主要的失效形式。商用車輪中，無內(nèi)胎鋼制車輪結(jié)構(gòu)簡單，一般由鋼板卷制成桶形的輪輞、鋼板旋壓成碗形的輪輻結(jié)構(gòu)焊接而成。大量試驗(yàn)和裝車使用證明，輪輻板螺栓孔和通風(fēng)孔處容易出現(xiàn)疲勞裂紋。［1］文中對車輪輪輞輪緣處、輪輻通風(fēng)孔處進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)化，設(shè)置加強(qiáng)筋，構(gòu)建車輪三維模型，結(jié)合有限元仿真分析，對比優(yōu)化前后的彎曲和徑向疲勞試驗(yàn)疲勞壽命。

1 車輪模型

1.1 基本模型

根據(jù)GB/T31961—2015中對輪輞幾何尺寸的要求［2］，設(shè)計(jì)的無內(nèi)胎鋼制車輪采用15°深槽輪輞結(jié)構(gòu)，規(guī)格為22.5 in×9.0 in。輪輞厚度為7mm，材質(zhì)為380CL；輪輻厚度為14mm，材質(zhì)為Q235；10個直徑為26mm的螺栓連接孔均布，分度圓直徑為335mm；10個直徑為68mm的通風(fēng)孔均布。利用Creo2.0 建立的車輪三維模型如圖1所示。

圖1 車輪結(jié)構(gòu)示意圖

1.2 改進(jìn)模型

鋼輪一般由輪輻和輪輞焊接而成，輪輞由輪輞鋼卷制、滾壓成型，為桶形結(jié)構(gòu)，輪輻焊接在輪胎安裝側(cè)。無輪輻支撐開口側(cè)抗沖擊性較差，考慮在槽底增加環(huán)形加強(qiáng)筋，但是由于離胎圈座較遠(yuǎn)，對開口側(cè)強(qiáng)度提升有限。參考GB/T31961—2015中對輪緣處尺寸要求，將沿輪緣邊緣圓角切線方向延長，并且向內(nèi)翻邊，對輪緣處進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)化，提升徑向承載能力，如圖2a所示。

輪輻一般由鋼板下料、旋壓和沖孔成型。在旋壓過程中，厚度由連接孔處向邊緣逐漸減薄，為變截面結(jié)構(gòu)。在一些有內(nèi)胎輕型鋼制車輪上，采用沖壓制造工藝，板材薄可以采用反拉延增加輪輻深度、在螺栓孔沖壓凸包的方式提高鋼輪的彎曲疲勞性能。受現(xiàn)有制造工藝限制，在邊緣彎曲變形較大處，無內(nèi)胎鋼制車輪輪輻難以通過在通風(fēng)孔周圍沖壓凸包的方式提高抗疲勞性能，在彎曲和徑向疲勞試驗(yàn)中，通風(fēng)孔處最容易出現(xiàn)裂紋導(dǎo)致車輪失效。針對輪輻旋壓工藝特點(diǎn)，在2個通風(fēng)孔之間增加徑向加強(qiáng)筋，提高邊緣部分的抗彎曲變形能力，從而提高疲勞強(qiáng)度，如圖2b所示。

圖2 輪緣和通風(fēng)孔處改進(jìn)前后對比

2 疲勞性能試驗(yàn)方法

彎曲疲勞試驗(yàn)是模擬車輪在承受一彎矩下連續(xù)轉(zhuǎn)彎，徑向疲勞試驗(yàn)是模擬車輪在一徑向載荷下直線行駛，試驗(yàn)原理如圖3所示，其中徑向疲勞試驗(yàn)需要安裝輪胎且充氣。根據(jù)GB/T5909—2009［3］，試驗(yàn)后的車輪在滲透測試法下無明顯可見裂紋或者加載點(diǎn)的偏移量不超過初始完全加載時偏移量的20%，則認(rèn)為車輪通過試驗(yàn)，安全性能合格。

圖3 疲勞試驗(yàn)示意圖

彎曲疲勞試驗(yàn)中彎矩M根據(jù)式（1）確定：

式中：μ為摩擦系數(shù)，取0.7；R為輪胎靜負(fù)荷半徑；d為車輪的偏距；Fv為車輪最大額定載荷；S為強(qiáng)化試驗(yàn)系數(shù)，鋼制車輪取1.6。徑向疲勞試驗(yàn)中徑向載荷Fr由式（2）確定：

式中：Fv為車輪最大額定載荷；K為強(qiáng)化試驗(yàn)系數(shù)，取1.6 。根據(jù)輪胎設(shè)計(jì)載荷，F(xiàn)v取35.5 kN；計(jì)算得M為20kN·m，F(xiàn)r為56.8 kN。

3 邊界和約束條件

將構(gòu)建的車輪模型進(jìn)行必要的簡化，去除氣門嘴安裝孔和除倒角特征，導(dǎo)入Ansys Workbench中利用網(wǎng)格劃分模塊進(jìn)行網(wǎng)格劃分。輪輞和輪輻的材料屬性定義如表1所示，加載軸和螺栓采用系統(tǒng)默認(rèn)的材料屬性［4］。

表1 輪輞和輪輻的材料性能

按照GB/T5909—2005中的彎曲疲勞試驗(yàn)要求構(gòu)建仿真模型，采用加載軸加載，螺栓施加預(yù)緊力為70kN，將開口側(cè)輪緣施加固定約束。彎曲疲勞試驗(yàn)是一個動態(tài)過程，為便于仿真收斂求解，采用多載荷步靜態(tài)仿真的方法模擬動態(tài)過程，將車輪旋轉(zhuǎn)1周的過程分解成36個載荷步，每10°加載力變化1次、加載方式為一載荷步，逐載荷步進(jìn)行求解。力加載在加載軸的末端，方向變化采用分力求解合力的方式。相關(guān)研究表明離心力對疲勞壽命影響不大，在仿真中不予考慮［5］，如圖4a所示。

對于徑向疲勞試驗(yàn)，考慮到胎圈座與輪胎非線性接觸的復(fù)雜性，尚未有較完美的模擬方法。這里不建立輪胎模型，根據(jù)Stearns等［6］的研究成果，直接對胎圈座處施加余弦分布載荷等效代替輪胎對車輪作用。采用靜態(tài)分析的方式，車輪固定、外載荷繞車輪旋轉(zhuǎn)，等效車輪旋轉(zhuǎn)過程中的徑向受載，在輪輻內(nèi)側(cè)面和輪輻中心孔內(nèi)側(cè)面施加固定約束。車輪轉(zhuǎn)動1周內(nèi)，每10°設(shè)置1個求解步，依次求解當(dāng)次受力情況，共設(shè)置36個求解步。為便于加載，利用軟件的印記面功能，將車輪內(nèi)側(cè)和外側(cè)胎圈座的2個承載面平均分成36份。輪胎充氣壓力取1MPa，加載在整個輪輞上，如圖4b所示。

圖4 仿真疲勞試驗(yàn)示意圖

4 仿真分析結(jié)果

4.1 等效應(yīng)力分析

車輪的輪輞、輪輻板和螺栓孔等在試驗(yàn)中處于復(fù)雜的應(yīng)力狀態(tài)，以Von-Mises應(yīng)力狀態(tài)作為分析求解的判斷標(biāo)準(zhǔn)。

彎曲疲勞試驗(yàn)仿真分析見圖5a～b，最大等效應(yīng)力都出現(xiàn)在輪輻螺栓連接孔處，與實(shí)際物理試驗(yàn)結(jié)果一致。2種模型的最大等效應(yīng)力都小于Q235的屈服強(qiáng)度，滿足設(shè)計(jì)要求。基本模型最大等效應(yīng)力為195.8 MPa，比改進(jìn)模型的最大等效應(yīng)力（218.09 MPa）小，可能是輪輻延伸邊緣風(fēng)孔間的加強(qiáng)筋導(dǎo)致。增加加強(qiáng)筋后，風(fēng)孔處截面積增加，抵抗變形的能力提高，加載力矩更多作用在結(jié)構(gòu)未發(fā)生變化的輪輻螺栓連接孔處，導(dǎo)致等效應(yīng)力變大。

圖5 彎曲試驗(yàn)和徑向試驗(yàn)應(yīng)力圖

徑向疲勞試驗(yàn)仿真分析見圖5c～d，最大等效應(yīng)力都出現(xiàn)風(fēng)孔靠近輪輞一側(cè)，與實(shí)際物理試驗(yàn)結(jié)果一致。由于輪輞輪緣和輪輻風(fēng)孔內(nèi)側(cè)加強(qiáng)筋的作用，改進(jìn)模型的最大等效應(yīng)力為194.41 MPa，比基本模型的最大等效應(yīng)力（205.32 MPa）小，都小于380CL材料的屈服強(qiáng)度，符合設(shè)計(jì)要求。

4.2 疲勞壽命分析

采用名義應(yīng)力法，根據(jù)材料S-N（應(yīng)力-壽命）曲線估算車輪的高周疲勞壽命。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式近似求出材料S-N曲線，一般采用雙對數(shù)公式形式［7］：

根據(jù)極限抗拉強(qiáng)度Su和疲勞極限強(qiáng)度Se的經(jīng)驗(yàn)比例公式來計(jì)算S6(106次循環(huán)時的應(yīng)力)和S3（103次循環(huán)時的應(yīng)力）。［8］當(dāng)Su小于1400MPa時，

車輪S-N曲線需要對材料S-N曲線進(jìn)行修正：［9］

式中：kf為疲勞缺口系數(shù)，對于焊接結(jié)構(gòu)取值1；ε為尺寸系數(shù)，取0.8 ；β為表面質(zhì)量系數(shù)，取0.98 ；CL為加載方式，對鋼取0.85［10］。根據(jù)表1、式（3）和式（5）求得修正后Q235的S-N曲線公式為

修正后380CL的S-N曲線公式為

利用Workbench中的疲勞分析模塊Fatigue Module和修正后的S-N曲線，設(shè)定彎曲試驗(yàn)最低循環(huán)次數(shù)為30萬次、徑向試驗(yàn)最低循環(huán)次數(shù)為100萬次，求得彎曲試驗(yàn)和徑向試驗(yàn)疲勞的壽命和安全系數(shù)。彎曲疲勞壽命仿真分析如圖6a～b所示，基本模型的循環(huán)次數(shù)為458萬次，改進(jìn)模型的循環(huán)次數(shù)為296萬次，疲勞危險(xiǎn)點(diǎn)出現(xiàn)在螺栓孔周圍，2種模型的理論疲勞壽命都遠(yuǎn)超過30萬次，符合標(biāo)準(zhǔn)要求。加強(qiáng)筋的存在導(dǎo)致改進(jìn)模型的彎曲疲勞壽命要低于基本模型。從圖6c～d可知，基本模型的安全系數(shù)為1.42 ，改進(jìn)模型的安全系數(shù)為1.34 ，都大于1，說明安全性都很高。

圖6 彎曲壽命和安全系數(shù)圖

徑向疲勞壽命仿真分析如圖7a～b所示，基本模型的循環(huán)次數(shù)為96.6 萬次，改進(jìn)模型的循環(huán)次數(shù)為148萬次，疲勞危險(xiǎn)點(diǎn)出現(xiàn)在風(fēng)孔靠近輪輞側(cè)。基本模型的理論徑向疲勞壽命不滿足標(biāo)準(zhǔn)的最低次數(shù)要求。從圖7c～d可知，基本模型的安全系數(shù)為0.996 ，改進(jìn)模型的安全系數(shù)為1.05 ，基本模型的安全系數(shù)小于1，存在一定的風(fēng)險(xiǎn)。可見輪緣和輪輻的加強(qiáng)筋設(shè)計(jì)能有效提高徑向試驗(yàn)疲勞壽命。

圖7 徑向壽命和安全系數(shù)圖

5 結(jié)論

按照車輪相關(guān)設(shè)計(jì)規(guī)范要求，設(shè)計(jì)了無內(nèi)胎鋼制車輪的基本型和改進(jìn)型；根據(jù)試驗(yàn)規(guī)范建立了仿真分析模型，采用靜態(tài)模擬動態(tài)的方式，對2種模型進(jìn)行了等效應(yīng)力和疲勞壽命的仿真對比分析。結(jié)果表明，采用加強(qiáng)筋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的改進(jìn)型，能夠有效提高徑向疲勞壽命。文中車輪材料采用理想均質(zhì)狀態(tài)，但實(shí)際制造過程中，旋壓、滾壓等工藝會導(dǎo)致材料局部的硬度、屈服強(qiáng)度、疲勞壽命等性能會發(fā)生變化；車輪徑向試驗(yàn)仿真方法進(jìn)行了一定的簡化，輪胎對車輪施加的徑向載荷進(jìn)行了等效替代，存在誤差，后續(xù)將進(jìn)一步研究。