羅錦濤，黃樂(lè)政，黨斌，劉獻(xiàn)棟，單穎春，姜二

(1.北京航空航天大學(xué) 交通科學(xué)與工程學(xué)院，北京 100191；2.興民智通股份有限公司，山東 煙臺(tái) 265716)

0 引 言

汽車(chē)車(chē)輪是承受復(fù)雜載荷的旋轉(zhuǎn)件，其性能對(duì)整車(chē)的安全性和可靠性極其重要，大多數(shù)的車(chē)輪損壞屬于疲勞破壞。對(duì)于鋼制車(chē)輪，輪輻、輪輞在各自加工完成后需要過(guò)盈配合并焊接在一起。裝配過(guò)程中過(guò)盈量的大小對(duì)車(chē)輪的強(qiáng)度有不同影響。大量動(dòng)態(tài)徑向疲勞試驗(yàn)表明，過(guò)盈量太小會(huì)導(dǎo)致焊縫處受力較大出現(xiàn)斷裂，而過(guò)盈量過(guò)大會(huì)在輪輻裝配區(qū)產(chǎn)生過(guò)大的裝配應(yīng)力，進(jìn)而影響車(chē)輪強(qiáng)度。如何選取合適的過(guò)盈量尚無(wú)明確的科學(xué)依據(jù)，目前僅靠工程經(jīng)驗(yàn)確定。本文將仿真與實(shí)驗(yàn)測(cè)試相結(jié)合，研究過(guò)盈裝配對(duì)在徑向載荷作用下鋼制車(chē)輪強(qiáng)度的影響。

車(chē)輪疲勞試驗(yàn)周期長(zhǎng)、成本高，國(guó)內(nèi)外學(xué)者大多通過(guò)有限元仿真方法指導(dǎo)車(chē)輪設(shè)計(jì)，改進(jìn)其結(jié)構(gòu)性能。ZHAO等基于局部應(yīng)力-應(yīng)變法，通過(guò)仿真預(yù)測(cè)裂紋萌生決定的車(chē)輪疲勞性能，并驗(yàn)證仿真的準(zhǔn)確性。SHANG等通過(guò)仿真得到鋼制輪輻的殘余應(yīng)力，實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證仿真的準(zhǔn)確性，并考慮殘余應(yīng)力對(duì)輪輻疲勞壽命的影響。STEARNS等將徑向載荷作用下輪胎與輪輞之間接觸壓力的分布形式近似為余弦函數(shù)，該模型在車(chē)輪徑向疲勞試驗(yàn)仿真中得到廣泛應(yīng)用。王海霞等發(fā)現(xiàn)過(guò)盈應(yīng)力對(duì)車(chē)輪疲勞壽命的預(yù)測(cè)有重要影響，但其輪輻與輪輞間的過(guò)盈應(yīng)力、徑向載荷下車(chē)輪的工作應(yīng)力是基于不同仿真模型分別計(jì)算的，然后從仿真結(jié)果中針對(duì)車(chē)輪特定位置提取應(yīng)力結(jié)果，并線(xiàn)性疊加在一起，其分析過(guò)程與車(chē)輪實(shí)際的裝配、承載過(guò)程不同。王國(guó)峰等分析不同過(guò)盈量下車(chē)輪輪輞、輪輻上過(guò)盈應(yīng)力的變化規(guī)律，但沒(méi)有分析過(guò)盈裝配后在徑向載荷下車(chē)輪的應(yīng)力狀態(tài)。上述學(xué)者的研究對(duì)車(chē)輪徑向疲勞試驗(yàn)的仿真分析起到良好的推動(dòng)作用，但輪輻、輪輞間的過(guò)盈應(yīng)力對(duì)車(chē)輪在徑向載荷下強(qiáng)度的影響規(guī)律，仍缺乏細(xì)致的分析。

本文先根據(jù)某商用車(chē)車(chē)輪的實(shí)際過(guò)盈量范圍，通過(guò)有限元仿真得到輪輻、輪輞間不同過(guò)盈量下的應(yīng)力分布狀態(tài)，并進(jìn)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證；然后將所得應(yīng)力狀態(tài)作為初始應(yīng)力場(chǎng)導(dǎo)入到車(chē)輪在徑向載荷下的仿真模型中，得到綜合考慮過(guò)盈裝配以及徑向載荷作用下的車(chē)輪應(yīng)力分布；與未考慮過(guò)盈應(yīng)力的徑向載荷作用下車(chē)輪應(yīng)力分布進(jìn)行對(duì)比，分析不同過(guò)盈量對(duì)車(chē)輪在徑向載荷下應(yīng)力分布狀態(tài)的影響。

1 仿真模型的建立

圖1為車(chē)輪徑向疲勞試驗(yàn)原理示意。按照《商用車(chē)輛車(chē)輪性能要求和試驗(yàn)方法》，將輪胎裝配到車(chē)輪上并充氣至指定氣壓，通過(guò)轉(zhuǎn)鼓與輪胎之間的擠壓作用將徑向載荷施加到車(chē)輪，試驗(yàn)過(guò)程中轉(zhuǎn)鼓以設(shè)定的轉(zhuǎn)速帶動(dòng)車(chē)輪旋轉(zhuǎn)。由于動(dòng)態(tài)徑向載荷的施加頻率遠(yuǎn)低于車(chē)輪的固有頻率，故可將車(chē)輪在動(dòng)態(tài)徑向載荷下的受力分析簡(jiǎn)化為對(duì)車(chē)輪施加一系列沿圓周不同方向的靜態(tài)徑向載荷的強(qiáng)度分析。本文采用Abaqus軟件對(duì)車(chē)輪在徑向載荷作用下的靜態(tài)強(qiáng)度進(jìn)行仿真分析。

圖1 車(chē)輪徑向疲勞試驗(yàn)原理示意

圖2為輪輞結(jié)構(gòu)示意，圖中給出其截面上不同位置的名稱(chēng)，便于后續(xù)清楚表述輪輞各部位。

圖2 輪輞結(jié)構(gòu)示意

1.1 輪輻/輪輞間過(guò)盈應(yīng)力分析方法

所用輪輞、輪輻材料均為SW400型車(chē)輪鋼，其屈服強(qiáng)度為400 MPa，彈性模量為195 GPa，泊松比為0.3，其材料屈服后的硬化特性見(jiàn)圖3。鋼制車(chē)輪的輪輻、輪輞分別成形后需過(guò)盈裝配并焊接在一起。根據(jù)企業(yè)提供的該款車(chē)輪輪輻、輪輞間直徑上的過(guò)盈量(0.8～1.4 mm)，本文建立過(guò)盈量分別為0.8、1.0、1.2和1.4 mm的4種仿真模型，分別定義輪輻、輪輞上的裝配接觸面。設(shè)置輪輻上與輪輞貼合部分為主面，輪輞上與輪輻貼合部分為從面，接觸面間的摩擦因數(shù)設(shè)為0.15。對(duì)車(chē)輪結(jié)構(gòu)進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格尺寸為4 mm，單元類(lèi)型設(shè)為改進(jìn)的10節(jié)點(diǎn)四面體單元(C3D10I)，約束輪輞遠(yuǎn)端邊緣。通過(guò)仿真，可獲得4種不同過(guò)盈量下車(chē)輪的過(guò)盈應(yīng)力分布狀態(tài)。

圖3 SW400鋼材料真實(shí)應(yīng)力-塑性應(yīng)變曲線(xiàn)

1.2 徑向載荷作用下車(chē)輪承受的載荷分析

由于缺乏輪胎建模需要的輪廓和材料參數(shù)，常采用STEARNS等提出的余弦函數(shù)模型模擬徑向載荷作用下胎-輪間的接觸壓力分布(見(jiàn)圖4)，仿真時(shí)直接將該壓力分布施加在輪輞胎圈座上。

圖4 胎-輪間載荷余弦函數(shù)模型示意

壓力分布的具體表達(dá)如下

(1)

式中：為偏轉(zhuǎn)角時(shí)該位置上的等效車(chē)輪徑向分布力；為等效的最大徑向分布力；為胎圈座受力寬度；為徑向載荷作用的最大偏轉(zhuǎn)角，本文取36°)；為胎圈座半徑；為試驗(yàn)時(shí)車(chē)輪所承受的總的徑向載荷，

=

(2)

式中：為車(chē)輪的額定載荷；為強(qiáng)化試驗(yàn)系數(shù)。

根據(jù)試驗(yàn)規(guī)范和企業(yè)提供的資料，該款車(chē)輪型號(hào)為225×90，配用輪胎型號(hào)為29580R225，取值為28 mm，為285.75 mm。該款車(chē)輪的額定載荷為41 250 N，強(qiáng)化系數(shù)為20，代入式(2)，得到試驗(yàn)時(shí)所施加的徑向載荷。

在車(chē)輪徑向疲勞試驗(yàn)過(guò)程中，車(chē)輪除承受輪胎傳遞的徑向載荷外，還需承受輪胎與輪輞間過(guò)盈裝配產(chǎn)生的過(guò)盈接觸壓力以及輪胎充氣后的充氣壓力。其中，作用于輪輞胎圈座處的胎圈座與輪胎之間的初始過(guò)盈接觸壓力

(3)

輪胎與輪輞過(guò)盈裝配后，需要充氣使輪胎內(nèi)部達(dá)到試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)所規(guī)定的氣壓，該款車(chē)輪在進(jìn)行徑向疲勞試驗(yàn)時(shí)輪胎充氣壓力為08 MPa。充氣壓力對(duì)車(chē)輪的作用除以分布?jí)毫π问街苯幼饔糜谳嗇y胎圈座之間的區(qū)域外，也通過(guò)輪胎的胎側(cè)間接傳遞到輪緣，見(jiàn)圖5。

圖5 車(chē)輪總成中胎壓對(duì)輪輞的作用

在車(chē)輪輪緣位置接觸壓力

(4)

式中：為輪胎充氣壓力，取08 MPa；為車(chē)輪輪緣高度，取157 mm；為輪胎設(shè)計(jì)半徑，取522 mm。計(jì)算得=85 MPa。

在研究輪輻、輪輞間過(guò)盈裝配應(yīng)力對(duì)鋼制車(chē)輪在徑向載荷作用下強(qiáng)度影響的過(guò)程中，引入上述的輪胎在胎圈座處產(chǎn)生的過(guò)盈載荷、充氣壓力載荷以及充氣后輪胎對(duì)輪緣的接觸載荷。

1.3 考慮裝配過(guò)盈應(yīng)力的車(chē)輪徑向強(qiáng)度仿真模型

當(dāng)同時(shí)考慮輪輻、輪輞間的過(guò)盈裝配及徑向載荷作用時(shí)，需首先計(jì)算過(guò)盈裝配下車(chē)輪的受力狀態(tài)，并將所得車(chē)輪過(guò)盈應(yīng)力狀態(tài)作為初始應(yīng)力場(chǎng)，施加于車(chē)輪。

圖6為在車(chē)輪仿真模型中所施加的邊界條件及各種載荷(徑向載荷、輪胎在胎圈座處產(chǎn)生的過(guò)盈載荷、充氣壓力載荷以及充氣后輪胎對(duì)輪緣的接觸載荷等)。其中，輪輻螺栓孔所在的前后安裝面與參考點(diǎn)1之間設(shè)置為耦合約束，參考點(diǎn)1為輪輻內(nèi)側(cè)安裝面的中心，并約束參考點(diǎn)1的所有自由度。

圖6 車(chē)輪徑向強(qiáng)度仿真模型

2 輪輻、輪輞間過(guò)盈應(yīng)力仿真分析

根據(jù)輪輻、輪輞間過(guò)盈量分別為0.8、1.0、1.2和1.4 mm這4種情況，對(duì)車(chē)輪因過(guò)盈裝配產(chǎn)生的應(yīng)力狀態(tài)進(jìn)行仿真?？紤]篇幅原因，本文只以過(guò)盈量0.8 mm為例給出車(chē)輪的應(yīng)力分布，見(jiàn)圖7?？芍?，對(duì)輪輻、輪輞過(guò)盈裝配時(shí)，輪輞上受影響的區(qū)域主要位于胎圈座和過(guò)盈裝配面附近，輪輻上受影響的區(qū)域主要位于輪輻過(guò)盈裝配面和通風(fēng)孔附近。

圖7 過(guò)盈量0.8 mm時(shí)輪輞、輪輻的應(yīng)力分布

輪輻結(jié)構(gòu)上的通風(fēng)孔致使輪輻的過(guò)盈應(yīng)力沿周向分布不均勻，并隨著通風(fēng)孔的位置呈周期性變化。當(dāng)過(guò)盈量為0.8 mm時(shí)，以4 mm間距分別提取輪輻上正對(duì)輻筋與正對(duì)通風(fēng)孔(正對(duì)通風(fēng)孔指所取點(diǎn)需要位于通風(fēng)孔中心與輪輻軸線(xiàn)確定的平面上，如圖7(b)中實(shí)線(xiàn)位置；正對(duì)輻筋指所取點(diǎn)需位于輪輻軸線(xiàn)與螺栓孔軸線(xiàn)確定的平面上，如圖7(b)中虛線(xiàn)位置)2個(gè)截面的部分應(yīng)力數(shù)據(jù)，見(jiàn)圖8。輪輻在2個(gè)截面上的應(yīng)力分布情況大不相同：正對(duì)通風(fēng)孔的輪輻截面其最大應(yīng)力位于靠近過(guò)盈安裝面的通風(fēng)孔邊緣(測(cè)點(diǎn)10)，為369.1 MPa；正對(duì)輻筋的輪輻最大應(yīng)力位于輪輻邊緣(測(cè)點(diǎn)1)，約為250 MPa。二者相差約120 MPa，顯然過(guò)盈裝配在輪輻上通風(fēng)孔靠近過(guò)盈安裝面處產(chǎn)生的應(yīng)力最大，接近所用材料SW400的屈服強(qiáng)度(400 MPa)。

圖8 0.8 mm過(guò)盈量時(shí)輪輻不同截面應(yīng)力分布對(duì)比

同樣，針對(duì)輪輞以8 mm間距分別提取正對(duì)輻筋和正對(duì)通風(fēng)孔的2個(gè)輪輞截面上的應(yīng)力數(shù)據(jù)，得到如圖9所示的應(yīng)力分布。與輪輻分布規(guī)律不同，由于輪輻上通風(fēng)孔的存在削弱此處的支承剛度，使得正對(duì)輻筋的輪輞截面上應(yīng)力極值(測(cè)點(diǎn)15)大于正對(duì)通風(fēng)孔的輪輞截面上的應(yīng)力極值。但2個(gè)截面上最大應(yīng)力的差值僅為19 MPa，遠(yuǎn)小于輪輻上相應(yīng)2個(gè)截面的應(yīng)力差值。

圖9 0.8 mm過(guò)盈量時(shí)輪輞不同截面應(yīng)力分布對(duì)比

過(guò)盈裝配導(dǎo)致的輪輻最大應(yīng)力出現(xiàn)在正對(duì)通風(fēng)孔位置，而輪輞最大應(yīng)力出現(xiàn)在正對(duì)輻筋截面上，因此在研究過(guò)盈量影響時(shí)，分別分析正對(duì)通風(fēng)孔的輪輻和正對(duì)輻筋的輪輞截面的應(yīng)力分布。提取過(guò)盈量分別為0.8、1.0、1.2和1.4 mm時(shí)，輪輻、輪輞相應(yīng)截面上的應(yīng)力，結(jié)果見(jiàn)圖10和11。4種過(guò)盈量下輪輻應(yīng)力極大值均出現(xiàn)在靠近過(guò)盈裝配面的通風(fēng)孔邊緣處(測(cè)點(diǎn)10)，應(yīng)力值分別達(dá)到369.1、377.0、385.6和400.3 MPa。隨著過(guò)盈量的增加，該截面上高應(yīng)力區(qū)域不斷從通風(fēng)孔邊緣向安裝面擴(kuò)展。

圖10 不同過(guò)盈量下輪輻正對(duì)通風(fēng)孔截面應(yīng)力對(duì)比

4種過(guò)盈量下輪輞上極大值均出現(xiàn)在過(guò)盈安裝面與胎圈座之間的過(guò)渡圓角處(測(cè)點(diǎn)15)，輪輞應(yīng)力極大值分別為147.1、178.3、184.9和203.4 MPa。根據(jù)仿真結(jié)果，該款車(chē)輪過(guò)盈裝配后，輪輻上產(chǎn)生的過(guò)盈應(yīng)力遠(yuǎn)高于輪輞上的過(guò)盈應(yīng)力。隨著過(guò)盈量的增加，高應(yīng)力區(qū)域均不斷擴(kuò)大，輪輻更明顯，且輪輻、輪輞上的過(guò)盈應(yīng)力極大值均不斷增大，并在1.4 mm過(guò)盈量下輪輻通風(fēng)孔處的應(yīng)力值超過(guò)材料屈服極限。

圖11 不同過(guò)盈量下輪輞正對(duì)輻筋截面應(yīng)力對(duì)比

3 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

為準(zhǔn)確掌握車(chē)輪過(guò)盈裝配應(yīng)力狀態(tài)，并驗(yàn)證仿真方法的正確性，對(duì)過(guò)盈量分別為1.0和1.4 mm的2組車(chē)輪過(guò)盈裝配產(chǎn)生的應(yīng)力進(jìn)行測(cè)試。用三坐標(biāo)儀對(duì)輪輞裝配面的內(nèi)徑尺寸進(jìn)行測(cè)量(見(jiàn)圖12)，測(cè)得2個(gè)待裝配輪輞裝配面內(nèi)徑尺寸均為519.40 mm。使用精車(chē)工藝將2個(gè)待裝配輪輻裝配面的外徑分別加工至520.40和520.80 mm，獲得輪輻、輪輞裝配面間的過(guò)盈量分別為1.0和1.4 mm。

圖12 輪輞裝配面內(nèi)徑尺寸測(cè)量實(shí)驗(yàn)

在壓力機(jī)上將輪輻壓入輪輞，過(guò)盈裝配產(chǎn)生的殘余應(yīng)力通過(guò)盲孔法進(jìn)行測(cè)量。該方法的基本原理是：在經(jīng)歷大變形或大溫差的結(jié)構(gòu)表面鉆一個(gè)特定尺寸的小孔，鉆孔的鄰近區(qū)域會(huì)因?yàn)闅堄鄳?yīng)力的釋放在小孔徑向產(chǎn)生相應(yīng)的位移和應(yīng)變；在小孔周?chē)鷾y(cè)量這些位移和應(yīng)變，進(jìn)而求得該處表面平均殘余應(yīng)力。實(shí)驗(yàn)裝置見(jiàn)圖13。

圖13 盲孔法殘余應(yīng)力測(cè)量鉆孔裝置

考慮到實(shí)際操作空間，測(cè)點(diǎn)只能布置在輪輞外表面，具體布置見(jiàn)圖14。測(cè)點(diǎn)1位于輪輞深槽；測(cè)點(diǎn)2和4分別位于輪輻、輪輞的裝配面，測(cè)點(diǎn)2在周向正對(duì)通風(fēng)孔的中線(xiàn)，測(cè)點(diǎn)4在周向正對(duì)輻筋的中線(xiàn)；測(cè)點(diǎn)3位于胎圈座，并正對(duì)通風(fēng)孔。按照ASTM E837-20標(biāo)準(zhǔn)，每個(gè)測(cè)點(diǎn)粘貼一個(gè)45°三軸應(yīng)變花并進(jìn)行鉆孔，最后得到測(cè)點(diǎn)的應(yīng)變數(shù)據(jù)。

圖14 輪輞外表面測(cè)點(diǎn)位置示意

根據(jù)應(yīng)變測(cè)試的實(shí)驗(yàn)機(jī)理，由應(yīng)變信號(hào)計(jì)算得到各測(cè)點(diǎn)的主應(yīng)力，并轉(zhuǎn)換成VON MISES應(yīng)力。將各測(cè)點(diǎn)應(yīng)力測(cè)試結(jié)果與仿真模型中相應(yīng)位置處單元的平均應(yīng)力進(jìn)行比較，結(jié)果見(jiàn)表1。

表 1 實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)對(duì)比

由表1可知，實(shí)驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果規(guī)律一致：輪輞裝配面區(qū)域應(yīng)力最大，并向兩側(cè)遞減；輪輞裝配面正對(duì)通風(fēng)孔處應(yīng)力值比正對(duì)輻筋處應(yīng)力值小。誤差最大為測(cè)點(diǎn)2在過(guò)盈量1.0 mm時(shí)的車(chē)輪位置處，其誤差為20.19%，其他測(cè)點(diǎn)誤差均在3%～15%。誤差產(chǎn)生的的原因可能是，輪輻及輪輞安裝面的周長(zhǎng)較大，導(dǎo)致過(guò)盈量的測(cè)量有誤差，進(jìn)而產(chǎn)生仿真與實(shí)測(cè)值的偏差?？傮w而言，實(shí)驗(yàn)結(jié)果可以驗(yàn)證仿真的正確性。

4 過(guò)盈裝配應(yīng)力對(duì)車(chē)輪徑向強(qiáng)度影響

以過(guò)盈量0.8 mm為例，對(duì)比分析單獨(dú)考慮過(guò)盈裝配、單獨(dú)考慮徑向載荷作用、同時(shí)考慮過(guò)盈裝配和徑向載荷作用等3種情況(后2種情況均考慮第1.2節(jié)的過(guò)盈載荷、充氣壓力載荷以及接觸載荷)下輪輻、輪輞的應(yīng)力分布。由前述分析可得，輪輻上應(yīng)力最大點(diǎn)位于正對(duì)通風(fēng)孔處截面上，而輪輞上應(yīng)力最大點(diǎn)位于正對(duì)輻筋的截面上，因此考慮3種情況下的輪輻、輪輞應(yīng)力分布時(shí)，使所施加徑向載荷的極大值作用中心分別正對(duì)某通風(fēng)孔、輻筋。

4.1 3種情況下輪輞應(yīng)力分布

與第2節(jié)取點(diǎn)方式相同，首先提取上述3種載荷工況下輪輞中正對(duì)輻筋截面上不同位置處的應(yīng)力值，見(jiàn)圖15。雖然僅考慮過(guò)盈裝配時(shí)過(guò)盈應(yīng)力主要分布于輪輞過(guò)盈裝配面附近區(qū)域，但過(guò)盈應(yīng)力與徑向載荷共同作用后，輪輞整個(gè)截面的應(yīng)力均發(fā)生較大變化。

圖15 不同情況下輪輞截面應(yīng)力分布對(duì)比

4.2 3種情況下輪輻應(yīng)力分布

提取3種情況下輪輻正對(duì)通風(fēng)孔截面上不同位置處的應(yīng)力值，見(jiàn)圖16。輪輻在僅有徑向載荷作用下，其整個(gè)截面上各處的應(yīng)力均未超過(guò)120 MPa。圖15中輪輞單獨(dú)在徑向載荷作用下應(yīng)力最大值已超過(guò)280 MPa，且絕大多數(shù)區(qū)域的應(yīng)力均超過(guò)140 MPa，因此徑向載荷主要由車(chē)輪輪輞承擔(dān)。由此可知，相對(duì)于輪輞，輪輻更難因單純的徑向載荷作用而發(fā)生疲勞破壞。

圖16 不同情況下輪輻截面應(yīng)力分布對(duì)比

由第2節(jié)分析可知過(guò)盈裝配在輪輻上產(chǎn)生的應(yīng)力遠(yuǎn)高于輪輞上的應(yīng)力，且已接近或超過(guò)輪輻材料的屈服應(yīng)力，輪輻中過(guò)盈應(yīng)力的極值位于靠近過(guò)盈裝配面的通風(fēng)孔邊緣，當(dāng)過(guò)盈量為0.8 mm時(shí)，該極值達(dá)到369.1 MPa；在過(guò)盈應(yīng)力與徑向載荷共同作用下，輪輻應(yīng)力極值仍然位于上述通風(fēng)孔邊緣，雖然其應(yīng)力值只增加4.1 MPa，但輪輻上的高應(yīng)力區(qū)域明顯擴(kuò)大，從應(yīng)力危險(xiǎn)點(diǎn)即通風(fēng)孔邊緣進(jìn)一步向輪輻邊緣延伸。輪輻通風(fēng)孔邊緣因過(guò)盈裝配產(chǎn)生的應(yīng)力雖不發(fā)生周期性變化，但將顯著提高輪輻所受平均應(yīng)力水平。根據(jù)疲勞理論，雖然輪輻在交變徑向載荷作用下的交變應(yīng)力較小，但過(guò)盈產(chǎn)生的平均應(yīng)力較高，從而降低輪輻上應(yīng)力危險(xiǎn)點(diǎn)的疲勞壽命。

4.3 不同過(guò)盈量下輪輻、輪輞的應(yīng)力分布

為進(jìn)一步分析不同過(guò)盈量對(duì)車(chē)輪在徑向載荷下應(yīng)力分布狀態(tài)的影響，分別以4種過(guò)盈狀態(tài)為初始應(yīng)力場(chǎng)，通過(guò)仿真獲得不同過(guò)盈量下車(chē)輪承受徑向載荷時(shí)的應(yīng)力分布。提取在過(guò)盈裝配和徑向載荷2種載荷共同作用時(shí)，輪輞中正對(duì)輻筋截面、輪輻正對(duì)通風(fēng)孔截面上不同位置處的應(yīng)力值，對(duì)比結(jié)果見(jiàn)圖17和18。

圖17 不同過(guò)盈量下輪輞截面應(yīng)力對(duì)比

由圖17可知，4種過(guò)盈量下施加徑向載荷后的輪輞上應(yīng)力分布趨勢(shì)相同，不同過(guò)盈量對(duì)輪輞的應(yīng)力狀況影響很小，特別是對(duì)輪輞中的應(yīng)力危險(xiǎn)點(diǎn)即過(guò)盈裝配面與胎圈座之間的過(guò)渡圓角處的受力狀態(tài)影響更小，其不同過(guò)盈量下應(yīng)力最大值僅相差2.8 MPa。由此可知，在該款車(chē)輪常用過(guò)盈量范圍內(nèi)，過(guò)盈量大小的變化對(duì)輪輞在徑向載荷下危險(xiǎn)點(diǎn)疲勞壽命的影響十分微弱。

由圖18可知，隨著過(guò)盈量的增大，輪輻過(guò)盈安裝面的高應(yīng)力區(qū)域不斷向輪輻邊緣延伸，且通風(fēng)孔兩側(cè)的應(yīng)力值均不斷增加。4組不同過(guò)盈量輪輻上的應(yīng)力危險(xiǎn)點(diǎn)即靠近過(guò)盈安裝面的通風(fēng)孔邊緣處的極大值分別為373.2、380.0、389.4和398.0 MPa，最大相差可達(dá)24.8 MPa，遠(yuǎn)大于輪輞危險(xiǎn)點(diǎn)應(yīng)力變化值2.8 MPa。由此可知，過(guò)盈量大小的變化將對(duì)輪輻上危險(xiǎn)點(diǎn)的疲勞壽命產(chǎn)生明顯影響，當(dāng)過(guò)盈量為0.8 mm時(shí)，輪輻在徑向載荷作用下的受力狀態(tài)較好。

圖18 不同過(guò)盈量下輪輻截面應(yīng)力對(duì)比

5 結(jié) 論

針對(duì)某款商用車(chē)鋼制車(chē)輪，分析輪輻、輪輞間的過(guò)盈裝配對(duì)其在徑向載荷作用下應(yīng)力狀態(tài)的影響。結(jié)果表明：需考慮輪輻、輪輞間過(guò)盈裝配的影響，才能獲得徑向載荷下車(chē)輪更真實(shí)的應(yīng)力狀態(tài)，進(jìn)而為后續(xù)車(chē)輪的疲勞預(yù)測(cè)、結(jié)構(gòu)輕量化設(shè)計(jì)提供更準(zhǔn)確的應(yīng)力仿真結(jié)果；不同過(guò)盈量對(duì)輪輻、輪輞的應(yīng)力狀態(tài)有著不同的影響規(guī)律，所得結(jié)果可為輪輻、輪輞的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以及二者間過(guò)盈量的選擇提供參考。具體結(jié)論如下：

(1)僅在過(guò)盈裝配產(chǎn)生的載荷作用下，車(chē)輪應(yīng)力僅限于過(guò)盈裝配面附近，輪輻上的最大應(yīng)力遠(yuǎn)高于輪輞上的最大應(yīng)力，某些過(guò)盈量下輪輻上的最大應(yīng)力已超過(guò)材料的屈服極限。

(2)車(chē)輪僅在徑向載荷作用下，輪輞上的最大應(yīng)力遠(yuǎn)高于輪輻上的最大應(yīng)力，輪輻上的應(yīng)力均未超過(guò)120 MPa。因此,僅考慮徑向載荷作用，輪輻一般不會(huì)產(chǎn)生疲勞破壞。

(3)車(chē)輪在徑向載荷作用下,輪輻、輪輞間的過(guò)盈裝配對(duì)輪輻、輪輞的強(qiáng)度均有影響。對(duì)于輪輻，考慮過(guò)盈裝配將顯著提高過(guò)盈裝配面附近的應(yīng)力；對(duì)于輪輞，其影響不局限于過(guò)盈裝配面附近區(qū)域，輪輞截面其他位置的應(yīng)力狀態(tài)也發(fā)生顯著變化，例如輪輞兩側(cè)輪緣的應(yīng)力分別增加49.9和25.0 MPa。

(4)車(chē)輪在徑向載荷作用下，輪輻、輪輞間采用不同過(guò)盈量，對(duì)輪輞的受力分布以及最大應(yīng)力影響僅有2.8 MPa，但對(duì)輪輻的受力狀態(tài)產(chǎn)生較大影響。隨著過(guò)盈量的增加，輪輻中高應(yīng)力區(qū)域不斷擴(kuò)大，且其應(yīng)力危險(xiǎn)點(diǎn)即靠近過(guò)盈裝配面的通風(fēng)孔邊緣的應(yīng)力也不斷變大，當(dāng)過(guò)盈量由0.8 mm增加至1.4 mm時(shí)，該處應(yīng)力將增加24.8 MPa，因此輪輻、輪輞間過(guò)盈量為0.8 mm時(shí)，輪輻的最大應(yīng)力較小，高應(yīng)力區(qū)域較小，有較好的應(yīng)力狀態(tài)。