張軍 范體強(qiáng) 馮毅 田志俊 周松

（1.馬鞍山鋼鐵股份有限公司技術(shù)中心，馬鞍山 243000；2.中國(guó)汽車工程研究院股份有限公司，重慶 401122）

1 前言

針對(duì)當(dāng)前國(guó)內(nèi)汽車輕量化發(fā)展趨勢(shì)，先進(jìn)高強(qiáng)鋼已成為各類車型車身、底盤(pán)零部件的重要制造原材料之一。其中，車輪作為汽車上最基本、最重要的安全構(gòu)件之一，通過(guò)減輕其質(zhì)量并提高其安全性是實(shí)現(xiàn)整車輕量化的重要組成部分。近年來(lái)，將以高強(qiáng)度雙相鋼（DP）為代表的典型先進(jìn)高強(qiáng)鋼種應(yīng)用于商用車車輪制造，降低輪輻、輪輞厚度、實(shí)現(xiàn)零件減重，并滿足車輪相關(guān)服役性能要求，已成為國(guó)內(nèi)外業(yè)界的研究熱點(diǎn)之一。目前，國(guó)內(nèi)鋼廠開(kāi)始重視汽車車輪專用鋼材的開(kāi)發(fā)。車輪用鋼不僅僅要求高強(qiáng)度，而且對(duì)鋼板的成形性、焊接性、擴(kuò)孔性能和疲勞性能等都有很高的要求。除傳統(tǒng)的鋼車輪和鋁合金車輪之外，國(guó)內(nèi)鋼鐵材料業(yè)界多年來(lái)通過(guò)不懈的技術(shù)攻關(guān)，在高強(qiáng)商用車輪用鋼研發(fā)方面取得了一定的進(jìn)展，相繼推出多款鋼種產(chǎn)品，正致力于新材料在國(guó)內(nèi)商用車制造領(lǐng)域內(nèi)的應(yīng)用。高強(qiáng)鋼車輪比普通鋼車輪強(qiáng)度更高、重量更輕，比鋁合金車輪散熱效果好、輪胎壽命長(zhǎng)，可以進(jìn)一步實(shí)現(xiàn)重型商用車輕量化，進(jìn)而降低油耗、增加運(yùn)營(yíng)效益。

疲勞性能是車輪最重要的服役性能指標(biāo)之一，DP 鋼等先進(jìn)高強(qiáng)鋼因具有更高的強(qiáng)度級(jí)別，其在不同的制造工藝路徑條件下所體現(xiàn)出來(lái)的微觀組織、力學(xué)性能等方面的變化規(guī)律與傳統(tǒng)車輪用鋼材料相比有一定差異，從而影響到車輪的最終疲勞壽命。為推進(jìn)國(guó)產(chǎn)化高強(qiáng)DP 鋼在國(guó)內(nèi)商用車車輪上的應(yīng)用，滿足其減重及疲勞服役性能要求，以達(dá)到替代進(jìn)口材料的目標(biāo)，就必須深入研究工藝路徑與車輪疲勞壽命相互的耦合關(guān)系，對(duì)鋼材是否能夠滿足車輪的疲勞服役性能要求做出準(zhǔn)確的評(píng)價(jià)。然而，目前國(guó)內(nèi)對(duì)此采用的研究方法不一，且缺乏系統(tǒng)性及有效性，急需規(guī)范化的技術(shù)評(píng)價(jià)流程。通過(guò)研究，初步提出了1 種適合于車輪鋼疲勞應(yīng)用特性的評(píng)價(jià)流程，并針對(duì)各流程步驟中所采用的相關(guān)技術(shù)手段予以規(guī)范化，為推進(jìn)國(guó)內(nèi)各類高強(qiáng)度車輪用鋼的研發(fā)與應(yīng)用進(jìn)程提供了1 種可供借鑒的技術(shù)解決方案。為滿足高強(qiáng)鋼在車輪上的疲勞服役性能要求，建立了1 種聯(lián)系各種關(guān)鍵因素的評(píng)價(jià)模型。通過(guò)開(kāi)展相應(yīng)的基本測(cè)試試驗(yàn)，獲取相關(guān)材料基本信息。并且對(duì)車輪開(kāi)展疲勞性能試驗(yàn)，基于試驗(yàn)結(jié)果，對(duì)材料疲勞應(yīng)用特性做出評(píng)價(jià)。

2 車輪疲勞試驗(yàn)

2.1 彎曲疲勞試驗(yàn)

依據(jù)GB/T 5334—2005《乘用車車輪性能要求和試驗(yàn)方法》的要求[1]，試驗(yàn)原理如圖1 所示，具體試驗(yàn)過(guò)程如圖2 所示將車輪固定于疲勞試驗(yàn)臺(tái)架上，加載軸一端通過(guò)電機(jī)旋轉(zhuǎn)帶動(dòng)偏心塊高速旋轉(zhuǎn)，另一端連接車輪輪輻，對(duì)車輪施加循環(huán)彎矩。加載力臂應(yīng)有足夠的剛度，其長(zhǎng)度為0.5～1.4 m。測(cè)量系統(tǒng)應(yīng)該可以連續(xù)測(cè)量力臂的軸位移值，加載系統(tǒng)的精度為±2.5%。

圖1 車輪彎曲疲勞試驗(yàn)?zāi)Ｐ?/p>

圖2 車輪彎曲疲勞試驗(yàn)

2.2 徑向疲勞試驗(yàn)

依據(jù)GB/T 5334—2005[1]的要求，試驗(yàn)原理如圖3 所示，具體試驗(yàn)過(guò)程如圖4 所示將車輪固定于可提供恒定的徑向載荷力的工作臺(tái)上，旁邊有一輪鼓。試驗(yàn)過(guò)程中通過(guò)液壓驅(qū)動(dòng)推進(jìn)工作臺(tái)，使車輪樣品與輪鼓相接觸（推進(jìn)力大小根據(jù)需要載荷力值設(shè)定），利用電機(jī)帶動(dòng)輪鼓連同與之相接觸的車輪一并高速旋轉(zhuǎn)，從而實(shí)現(xiàn)車輪樣品在試驗(yàn)過(guò)程中的受力狀態(tài)等同于實(shí)際工況。

圖3 車輪徑向疲勞試驗(yàn)?zāi)Ｐ?/p>

圖4 車輪徑向疲勞試驗(yàn)

3 車輪結(jié)構(gòu)有限元建模

建立汽車車輪的三維模型，導(dǎo)入到Hypermesh有限元軟件中進(jìn)行適當(dāng)修改，為節(jié)省計(jì)算時(shí)間，略去車輪結(jié)構(gòu)中對(duì)應(yīng)力分析影響不大的小倒角[2]。整體有限元模型如圖5 所示。

圖5 車輪有限元模型

在Hypermesh 軟件中進(jìn)行實(shí)體網(wǎng)格劃分，定義優(yōu)化前車輪輪輻和輪輞的單元類型為Solid186。經(jīng)過(guò)模型規(guī)模統(tǒng)計(jì)，車輪彎曲疲勞分析有限元模型具有單元數(shù)為77 971，節(jié)點(diǎn)數(shù)為55 041。車輪輪輻材料為DP600，輪輞材料為FB540。根據(jù)GB/T 5334—2005《乘用車車輪性能要求和試驗(yàn)方法》[1]，確定加載臂的長(zhǎng)度為1 000 mm，螺栓根據(jù)車輪螺栓孔的大小，根據(jù)GB/T 70.1—2008《內(nèi)六角圓柱頭螺釘》[3]的要求，選用型號(hào)為M16的內(nèi)六角圓柱頭螺栓。因此在有限元模型中還需建立螺栓和加載臂。

3.1 彎曲工況仿真

依據(jù)GB/T 5334—2005[1]的要求，由于車輪和加載臂之間通過(guò)螺栓連接，螺栓建模過(guò)程中通過(guò)簡(jiǎn)化處理，僅考慮螺栓內(nèi)部預(yù)緊力作用，忽略車輪旋轉(zhuǎn)過(guò)程中產(chǎn)生的離心力影響[4]。按公式（1）確定彎矩M。

式中，μ為輪胎與路面之間的摩擦系數(shù)，取值為0.7；R為車輪配用的最大輪胎的靜態(tài)負(fù)載半徑；d為車輪的內(nèi)偏距或外偏距（內(nèi)偏距為正，外偏距為負(fù)），如果車輪可使用內(nèi)偏距也可使用外偏距，那么應(yīng)用內(nèi)偏距；Fv為車輪制造商規(guī)定的車輪額定負(fù)載值；S為強(qiáng)化系數(shù)，規(guī)定按照最低循環(huán)次數(shù)來(lái)確定。

如圖6所示，將車輪旋轉(zhuǎn)1周模擬為5個(gè)載荷子步，每個(gè)時(shí)間子步靜載工況應(yīng)力分布計(jì)算。計(jì)算時(shí)將車輪輪輞端面固定，在安裝桿末端施加彎矩。

圖6 彎曲工況邊界條件加載

3.2 徑向工況仿真

依據(jù)GB/T 5334—2005[1]的要求，車輪旋轉(zhuǎn)過(guò)程中，車輪徑向負(fù)荷由疲勞試驗(yàn)臺(tái)向其傳遞，垂直加載車輪表面，方向與車輪徑向一致。輪胎胎壓的作用也需要考慮。仿真分析時(shí)，采用在車輪胎圈座上加載余弦分布的旋轉(zhuǎn)面壓的方式加載，同時(shí)，在輪輞旋壓面上加載車輪胎壓。徑向載荷Fr按公式（2）來(lái)確定。

式中，F(xiàn)v為車輪額定負(fù)載值；K為強(qiáng)化系數(shù)，按照最低循環(huán)次數(shù)來(lái)確定。

根據(jù)徑向疲勞試驗(yàn)要求，將車輪旋轉(zhuǎn)1 周等分為6 個(gè)時(shí)間子步，進(jìn)行每個(gè)時(shí)間子步靜載工況應(yīng)力分布計(jì)算。將車輪螺栓孔處固定，輪輞外表面施加均勻胎壓，沿徑向施加載荷。6 個(gè)靜載工況如圖7所示。

圖7 徑向工況邊界條件加載

4 結(jié)果分析

4.1 應(yīng)力應(yīng)變分析

由于車輪的幾何形狀和結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，通過(guò)對(duì)每個(gè)載荷步的分析結(jié)果進(jìn)行比較，確定受到彎曲和徑向2 種工況時(shí)車輪的最大應(yīng)力對(duì)應(yīng)的時(shí)間步及其受力方向。計(jì)算優(yōu)化后車輪轉(zhuǎn)動(dòng)1 周，分別取0°、60°、120°、180°、240°、300°6 個(gè)載荷子步應(yīng)力應(yīng)變分布情況。根據(jù)車輪彎曲疲勞應(yīng)力分布，在模擬車輪旋轉(zhuǎn)1 周的6 個(gè)載荷子步中，最大應(yīng)力為301.037 MPa，最大應(yīng)變?yōu)?.135 3%。從車輪徑向疲勞應(yīng)力應(yīng)變分布云圖可知，在模擬車輪旋轉(zhuǎn)1 周的6 個(gè)載荷子步中，等效應(yīng)力峰值為357.039 MPa，等效應(yīng)變峰值為0.183 3%，如圖8、圖9 所示。

圖8 車輪彎曲應(yīng)力應(yīng)變分布云圖

圖9 車輪的徑向應(yīng)力應(yīng)變分布云圖

從圖8、圖9 應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D可以看出，彎曲工況模擬的是車輪在載荷條件下旋轉(zhuǎn)1 周時(shí)的應(yīng)力應(yīng)變分布情況，徑向工況模擬反映了車輪旋轉(zhuǎn)1 周的應(yīng)力應(yīng)變分布。如圖8 所示，受動(dòng)態(tài)載荷時(shí)，車輪的危險(xiǎn)點(diǎn)在螺栓孔四周及螺栓之間、輻板較薄弱區(qū)域及輪緣上。但車輪是否發(fā)生疲勞破壞，不能僅僅以剛強(qiáng)度的分析結(jié)果來(lái)評(píng)判。

4.2 疲勞壽命分析

采用疲勞分析軟件對(duì)車輪進(jìn)行疲勞壽命分析，車輪的載荷譜和材料疲勞性能參數(shù)必不可少。載荷譜通常采用疲勞試驗(yàn)獲得的應(yīng)力時(shí)間歷程，材料性能參數(shù)通過(guò)拉伸試驗(yàn)獲得，具體參數(shù)如表1 所示。采用應(yīng)變疲勞法對(duì)車輪進(jìn)行疲勞壽命分析，試驗(yàn)中采用軸向應(yīng)變控制，應(yīng)變循環(huán)比R=-1，頻率0.02～1.0 Hz（大應(yīng)變時(shí)采用較低的頻率，小應(yīng)變時(shí)采用較高的頻率），疲勞試驗(yàn)加載波形為三角波，試驗(yàn)設(shè)備為MTS 322(±250 kN)電液伺服疲勞試驗(yàn)系統(tǒng)，并采用10 mm 軸向引伸計(jì)測(cè)量控制應(yīng)變。

表1 DP600/FB540材料機(jī)械性能參數(shù)

利用材料低周疲勞試驗(yàn)數(shù)據(jù)，根據(jù)公式（1）對(duì)材料的試驗(yàn)曲線（圖10）進(jìn)行回歸分析得到其循環(huán)應(yīng)力-應(yīng)變曲線和應(yīng)變-壽命曲線，循環(huán)應(yīng)力-應(yīng)變關(guān)系式為公式（3）所示。

式中，Δσ/2 為循環(huán)應(yīng)力幅；K'為循環(huán)強(qiáng)度系數(shù)；n'為循環(huán)應(yīng)變硬化指數(shù)；Δεp/2 為塑性應(yīng)變幅。

將材料實(shí)測(cè)塑性應(yīng)變幅及對(duì)應(yīng)循環(huán)應(yīng)力繪圖并擬合得到式（3）中的K'和n'。材料的應(yīng)變-壽命曲線如圖11 所示。將圖中參數(shù)帶入式（3）進(jìn)行擬合，進(jìn)一步得到材料循環(huán)應(yīng)力應(yīng)變曲線的擬合K'和n'。

在疲勞軟件中采用三角波作為輸入通道進(jìn)行輸入，如圖12 所示。根據(jù)GB/T 5334—2005[1]的試驗(yàn)要求，設(shè)定彎曲工況下循環(huán)1×105次，徑向工況下循環(huán)5×105次，得到車輪整體的疲勞損傷。

圖10 材料拉伸試驗(yàn)曲線

圖11 車輪材料E-N曲線

圖12 交變載荷的輸入通道

車輪在彎矩作用下的試驗(yàn)疲勞斷裂情況和仿真疲勞壽命分布云圖如圖13 所示。疲勞試驗(yàn)中，結(jié)合車輪實(shí)際工況螺栓孔附近的安全系數(shù)往往較低，故最早出現(xiàn)斷裂，如圖13a。仿真分析得到車輪彎曲疲勞壽命最低循環(huán)次數(shù)為1.336×105次，滿足彎曲工況仿真循環(huán)1×105次的要求。徑向加載試驗(yàn)時(shí)車輪的安全系數(shù)最低值和疲勞仿真分析的最大值出現(xiàn)的區(qū)域相一致，位于氣門嘴旁的輻條上及輪緣邊角，如圖13c。車輪徑向疲勞壽命最低循環(huán)次數(shù)為7.324×105次，滿足徑向工況仿真循環(huán)5×105次的要求。

圖13 車輪疲勞損傷云圖

綜合考慮應(yīng)力應(yīng)變分析和疲勞分析的結(jié)果，可以看出，高強(qiáng)鋼車輪符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)對(duì)車輪安全性能要求，也滿足了某車型對(duì)車輪彎曲及徑向疲勞性能的要求，為實(shí)現(xiàn)車輪輕量化提供了可行性方案。

5 結(jié)論

建立了高強(qiáng)鋼車輪的三維有限元模型，完成了車輪在彎曲和徑向工況下的靜力學(xué)計(jì)算，利用疲勞壽命名義應(yīng)變法對(duì)車輪危險(xiǎn)區(qū)域進(jìn)行了疲勞壽命分析。得出如下結(jié)論：

a.通過(guò)對(duì)受彎曲、徑向2 種試驗(yàn)工況下的高強(qiáng)鋼車輪進(jìn)行仿真分析，得到了2 種工況下車輪的剛度、強(qiáng)度和疲勞分析結(jié)果，疲勞仿真分析中車輪最薄弱的位置與試驗(yàn)中車輪的疲勞破壞位置一致，驗(yàn)證了采用有限元方法預(yù)估車輪壽命的可行性；

b.提出了1 種適合于鋼制車輪疲勞應(yīng)用特性的評(píng)價(jià)流程，為推進(jìn)國(guó)內(nèi)各類高強(qiáng)度車輪用鋼的研發(fā)與應(yīng)用進(jìn)程提供了1 種可供借鑒的技術(shù)解決方案，也為實(shí)現(xiàn)車輪輕量化提供了新思路。