钢制车轮轮缘和风孔强化仿真分析

孙跃，茅海强

（1.东海县科教创业园区管理委员会，江苏 连云港222300；2.江苏省东海中等专业学校，江苏 连云港222300）

受汽车轻量化设计的影响，作为传动件的车轮，通过减重可以有效改善汽车操作性，提高燃油经济性。车轮承受道路和负载间复杂的作用力，在各种随机载荷作用下，疲劳破坏是其主要的失效形式。商用车轮中，无内胎钢制车轮结构简单，一般由钢板卷制成桶形的轮辋、钢板旋压成碗形的轮辐结构焊接而成。大量试验和装车使用证明，轮辐板螺栓孔和通风孔处容易出现疲劳裂纹。［1］文中对车轮轮辋轮缘处、轮辐通风孔处进行结构强化，设置加强筋，构建车轮三维模型，结合有限元仿真分析，对比优化前后的弯曲和径向疲劳试验疲劳寿命。

1 车轮模型

1.1 基本模型

根据GB/T31961—2015中对轮辋几何尺寸的要求［2］，设计的无内胎钢制车轮采用15°深槽轮辋结构，规格为22.5 in×9.0 in。轮辋厚度为7mm，材质为380CL；轮辐厚度为14mm，材质为Q235；10个直径为26mm的螺栓连接孔均布，分度圆直径为335mm；10个直径为68mm的通风孔均布。利用Creo2.0 建立的车轮三维模型如图1所示。

图1 车轮结构示意图

1.2 改进模型

钢轮一般由轮辐和轮辋焊接而成，轮辋由轮辋钢卷制、滚压成型，为桶形结构，轮辐焊接在轮胎安装侧。无轮辐支撑开口侧抗冲击性较差，考虑在槽底增加环形加强筋，但是由于离胎圈座较远，对开口侧强度提升有限。参考GB/T31961—2015中对轮缘处尺寸要求，将沿轮缘边缘圆角切线方向延长，并且向内翻边，对轮缘处进行结构强化，提升径向承载能力，如图2a所示。

轮辐一般由钢板下料、旋压和冲孔成型。在旋压过程中，厚度由连接孔处向边缘逐渐减薄，为变截面结构。在一些有内胎轻型钢制车轮上，采用冲压制造工艺，板材薄可以采用反拉延增加轮辐深度、在螺栓孔冲压凸包的方式提高钢轮的弯曲疲劳性能。受现有制造工艺限制，在边缘弯曲变形较大处，无内胎钢制车轮轮辐难以通过在通风孔周围冲压凸包的方式提高抗疲劳性能，在弯曲和径向疲劳试验中，通风孔处最容易出现裂纹导致车轮失效。针对轮辐旋压工艺特点，在2个通风孔之间增加径向加强筋，提高边缘部分的抗弯曲变形能力，从而提高疲劳强度，如图2b所示。

图2 轮缘和通风孔处改进前后对比

2 疲劳性能试验方法

弯曲疲劳试验是模拟车轮在承受一弯矩下连续转弯，径向疲劳试验是模拟车轮在一径向载荷下直线行驶，试验原理如图3所示，其中径向疲劳试验需要安装轮胎且充气。根据GB/T5909—2009［3］，试验后的车轮在渗透测试法下无明显可见裂纹或者加载点的偏移量不超过初始完全加载时偏移量的20%，则认为车轮通过试验，安全性能合格。

图3 疲劳试验示意图

弯曲疲劳试验中弯矩M根据式（1）确定：

式中：μ为摩擦系数，取0.7；R为轮胎静负荷半径；d为车轮的偏距；Fv为车轮最大额定载荷；S为强化试验系数，钢制车轮取1.6。径向疲劳试验中径向载荷Fr由式（2）确定：

式中：Fv为车轮最大额定载荷；K为强化试验系数，取1.6 。根据轮胎设计载荷，Fv取35.5 kN；计算得M为20kN·m，Fr为56.8 kN。

3 边界和约束条件

将构建的车轮模型进行必要的简化，去除气门嘴安装孔和除倒角特征，导入Ansys Workbench中利用网格划分模块进行网格划分。轮辋和轮辐的材料属性定义如表1所示，加载轴和螺栓采用系统默认的材料属性［4］。

表1 轮辋和轮辐的材料性能

按照GB/T5909—2005中的弯曲疲劳试验要求构建仿真模型，采用加载轴加载，螺栓施加预紧力为70kN，将开口侧轮缘施加固定约束。弯曲疲劳试验是一个动态过程，为便于仿真收敛求解，采用多载荷步静态仿真的方法模拟动态过程，将车轮旋转1周的过程分解成36个载荷步，每10°加载力变化1次、加载方式为一载荷步，逐载荷步进行求解。力加载在加载轴的末端，方向变化采用分力求解合力的方式。相关研究表明离心力对疲劳寿命影响不大，在仿真中不予考虑［5］，如图4a所示。

对于径向疲劳试验，考虑到胎圈座与轮胎非线性接触的复杂性，尚未有较完美的模拟方法。这里不建立轮胎模型，根据Stearns等［6］的研究成果，直接对胎圈座处施加余弦分布载荷等效代替轮胎对车轮作用。采用静态分析的方式，车轮固定、外载荷绕车轮旋转，等效车轮旋转过程中的径向受载，在轮辐内侧面和轮辐中心孔内侧面施加固定约束。车轮转动1周内，每10°设置1个求解步，依次求解当次受力情况，共设置36个求解步。为便于加载，利用软件的印记面功能，将车轮内侧和外侧胎圈座的2个承载面平均分成36份。轮胎充气压力取1MPa，加载在整个轮辋上，如图4b所示。

图4 仿真疲劳试验示意图

4 仿真分析结果

4.1 等效应力分析

车轮的轮辋、轮辐板和螺栓孔等在试验中处于复杂的应力状态，以Von-Mises应力状态作为分析求解的判断标准。

弯曲疲劳试验仿真分析见图5a～b，最大等效应力都出现在轮辐螺栓连接孔处，与实际物理试验结果一致。2种模型的最大等效应力都小于Q235的屈服强度，满足设计要求。基本模型最大等效应力为195.8 MPa，比改进模型的最大等效应力（218.09 MPa）小，可能是轮辐延伸边缘风孔间的加强筋导致。增加加强筋后，风孔处截面积增加，抵抗变形的能力提高，加载力矩更多作用在结构未发生变化的轮辐螺栓连接孔处，导致等效应力变大。

图5 弯曲试验和径向试验应力图

径向疲劳试验仿真分析见图5c～d，最大等效应力都出现风孔靠近轮辋一侧，与实际物理试验结果一致。由于轮辋轮缘和轮辐风孔内侧加强筋的作用，改进模型的最大等效应力为194.41 MPa，比基本模型的最大等效应力（205.32 MPa）小，都小于380CL材料的屈服强度，符合设计要求。

4.2 疲劳寿命分析

采用名义应力法，根据材料S-N（应力-寿命）曲线估算车轮的高周疲劳寿命。根据经验公式近似求出材料S-N曲线，一般采用双对数公式形式［7］：

根据极限抗拉强度Su和疲劳极限强度Se的经验比例公式来计算S6(106次循环时的应力)和S3（103次循环时的应力）。［8］当Su小于1400MPa时，

车轮S-N曲线需要对材料S-N曲线进行修正：［9］

式中：kf为疲劳缺口系数，对于焊接结构取值1；ε为尺寸系数，取0.8 ；β为表面质量系数，取0.98 ；CL为加载方式，对钢取0.85［10］。根据表1、式（3）和式（5）求得修正后Q235的S-N曲线公式为

修正后380CL的S-N曲线公式为

利用Workbench中的疲劳分析模块Fatigue Module和修正后的S-N曲线，设定弯曲试验最低循环次数为30万次、径向试验最低循环次数为100万次，求得弯曲试验和径向试验疲劳的寿命和安全系数。弯曲疲劳寿命仿真分析如图6a～b所示，基本模型的循环次数为458万次，改进模型的循环次数为296万次，疲劳危险点出现在螺栓孔周围，2种模型的理论疲劳寿命都远超过30万次，符合标准要求。加强筋的存在导致改进模型的弯曲疲劳寿命要低于基本模型。从图6c～d可知，基本模型的安全系数为1.42 ，改进模型的安全系数为1.34 ，都大于1，说明安全性都很高。

图6 弯曲寿命和安全系数图

径向疲劳寿命仿真分析如图7a～b所示，基本模型的循环次数为96.6 万次，改进模型的循环次数为148万次，疲劳危险点出现在风孔靠近轮辋侧。基本模型的理论径向疲劳寿命不满足标准的最低次数要求。从图7c～d可知，基本模型的安全系数为0.996 ，改进模型的安全系数为1.05 ，基本模型的安全系数小于1，存在一定的风险。可见轮缘和轮辐的加强筋设计能有效提高径向试验疲劳寿命。

图7 径向寿命和安全系数图

5 结论

按照车轮相关设计规范要求，设计了无内胎钢制车轮的基本型和改进型；根据试验规范建立了仿真分析模型，采用静态模拟动态的方式，对2种模型进行了等效应力和疲劳寿命的仿真对比分析。结果表明，采用加强筋结构设计的改进型，能够有效提高径向疲劳寿命。文中车轮材料采用理想均质状态，但实际制造过程中，旋压、滚压等工艺会导致材料局部的硬度、屈服强度、疲劳寿命等性能会发生变化；车轮径向试验仿真方法进行了一定的简化，轮胎对车轮施加的径向载荷进行了等效替代，存在误差，后续将进一步研究。