基于弯曲和径向疲劳试验的高强钢车轮仿真分析

2021-03-22张军范体强冯毅田志俊周松

汽车工艺与材料 2021年3期

张军范体强冯毅田志俊周松

（1.马鞍山钢铁股份有限公司技术中心，马鞍山 243000；2.中国汽车工程研究院股份有限公司，重庆 401122）

1 前言

针对当前国内汽车轻量化发展趋势，先进高强钢已成为各类车型车身、底盘零部件的重要制造原材料之一。其中，车轮作为汽车上最基本、最重要的安全构件之一，通过减轻其质量并提高其安全性是实现整车轻量化的重要组成部分。近年来，将以高强度双相钢（DP）为代表的典型先进高强钢种应用于商用车车轮制造，降低轮辐、轮辋厚度、实现零件减重，并满足车轮相关服役性能要求，已成为国内外业界的研究热点之一。目前，国内钢厂开始重视汽车车轮专用钢材的开发。车轮用钢不仅仅要求高强度，而且对钢板的成形性、焊接性、扩孔性能和疲劳性能等都有很高的要求。除传统的钢车轮和铝合金车轮之外，国内钢铁材料业界多年来通过不懈的技术攻关，在高强商用车轮用钢研发方面取得了一定的进展，相继推出多款钢种产品，正致力于新材料在国内商用车制造领域内的应用。高强钢车轮比普通钢车轮强度更高、重量更轻，比铝合金车轮散热效果好、轮胎寿命长，可以进一步实现重型商用车轻量化，进而降低油耗、增加运营效益。

疲劳性能是车轮最重要的服役性能指标之一，DP 钢等先进高强钢因具有更高的强度级别，其在不同的制造工艺路径条件下所体现出来的微观组织、力学性能等方面的变化规律与传统车轮用钢材料相比有一定差异，从而影响到车轮的最终疲劳寿命。为推进国产化高强DP 钢在国内商用车车轮上的应用，满足其减重及疲劳服役性能要求，以达到替代进口材料的目标，就必须深入研究工艺路径与车轮疲劳寿命相互的耦合关系，对钢材是否能够满足车轮的疲劳服役性能要求做出准确的评价。然而，目前国内对此采用的研究方法不一，且缺乏系统性及有效性，急需规范化的技术评价流程。通过研究，初步提出了1 种适合于车轮钢疲劳应用特性的评价流程，并针对各流程步骤中所采用的相关技术手段予以规范化，为推进国内各类高强度车轮用钢的研发与应用进程提供了1 种可供借鉴的技术解决方案。为满足高强钢在车轮上的疲劳服役性能要求，建立了1 种联系各种关键因素的评价模型。通过开展相应的基本测试试验，获取相关材料基本信息。并且对车轮开展疲劳性能试验，基于试验结果，对材料疲劳应用特性做出评价。

2 车轮疲劳试验

2.1 弯曲疲劳试验

依据GB/T 5334—2005《乘用车车轮性能要求和试验方法》的要求[1]，试验原理如图1 所示，具体试验过程如图2 所示将车轮固定于疲劳试验台架上，加载轴一端通过电机旋转带动偏心块高速旋转，另一端连接车轮轮辐，对车轮施加循环弯矩。加载力臂应有足够的刚度，其长度为0.5～1.4 m。测量系统应该可以连续测量力臂的轴位移值，加载系统的精度为±2.5%。

图1 车轮弯曲疲劳试验模型

图2 车轮弯曲疲劳试验

2.2 径向疲劳试验

依据GB/T 5334—2005[1]的要求，试验原理如图3 所示，具体试验过程如图4 所示将车轮固定于可提供恒定的径向载荷力的工作台上，旁边有一轮鼓。试验过程中通过液压驱动推进工作台，使车轮样品与轮鼓相接触（推进力大小根据需要载荷力值设定），利用电机带动轮鼓连同与之相接触的车轮一并高速旋转，从而实现车轮样品在试验过程中的受力状态等同于实际工况。

图3 车轮径向疲劳试验模型

图4 车轮径向疲劳试验

3 车轮结构有限元建模

建立汽车车轮的三维模型，导入到Hypermesh有限元软件中进行适当修改，为节省计算时间，略去车轮结构中对应力分析影响不大的小倒角[2]。整体有限元模型如图5 所示。

图5 车轮有限元模型

在Hypermesh 软件中进行实体网格划分，定义优化前车轮轮辐和轮辋的单元类型为Solid186。经过模型规模统计，车轮弯曲疲劳分析有限元模型具有单元数为77 971，节点数为55 041。车轮轮辐材料为DP600，轮辋材料为FB540。根据GB/T 5334—2005《乘用车车轮性能要求和试验方法》[1]，确定加载臂的长度为1 000 mm，螺栓根据车轮螺栓孔的大小，根据GB/T 70.1—2008《内六角圆柱头螺钉》[3]的要求，选用型号为M16的内六角圆柱头螺栓。因此在有限元模型中还需建立螺栓和加载臂。

3.1 弯曲工况仿真

依据GB/T 5334—2005[1]的要求，由于车轮和加载臂之间通过螺栓连接，螺栓建模过程中通过简化处理，仅考虑螺栓内部预紧力作用，忽略车轮旋转过程中产生的离心力影响[4]。按公式（1）确定弯矩M。

式中，μ为轮胎与路面之间的摩擦系数，取值为0.7；R为车轮配用的最大轮胎的静态负载半径；d为车轮的内偏距或外偏距（内偏距为正，外偏距为负），如果车轮可使用内偏距也可使用外偏距，那么应用内偏距；Fv为车轮制造商规定的车轮额定负载值；S为强化系数，规定按照最低循环次数来确定。

如图6所示，将车轮旋转1周模拟为5个载荷子步，每个时间子步静载工况应力分布计算。计算时将车轮轮辋端面固定，在安装杆末端施加弯矩。

图6 弯曲工况边界条件加载

3.2 径向工况仿真

依据GB/T 5334—2005[1]的要求，车轮旋转过程中，车轮径向负荷由疲劳试验台向其传递，垂直加载车轮表面，方向与车轮径向一致。轮胎胎压的作用也需要考虑。仿真分析时，采用在车轮胎圈座上加载余弦分布的旋转面压的方式加载，同时，在轮辋旋压面上加载车轮胎压。径向载荷Fr按公式（2）来确定。

式中，Fv为车轮额定负载值；K为强化系数，按照最低循环次数来确定。

根据径向疲劳试验要求，将车轮旋转1 周等分为6 个时间子步，进行每个时间子步静载工况应力分布计算。将车轮螺栓孔处固定，轮辋外表面施加均匀胎压，沿径向施加载荷。6 个静载工况如图7所示。

图7 径向工况边界条件加载

4 结果分析

4.1 应力应变分析

由于车轮的几何形状和结构比较复杂，通过对每个载荷步的分析结果进行比较，确定受到弯曲和径向2 种工况时车轮的最大应力对应的时间步及其受力方向。计算优化后车轮转动1 周，分别取0°、60°、120°、180°、240°、300°6 个载荷子步应力应变分布情况。根据车轮弯曲疲劳应力分布，在模拟车轮旋转1 周的6 个载荷子步中，最大应力为301.037 MPa，最大应变为0.135 3%。从车轮径向疲劳应力应变分布云图可知，在模拟车轮旋转1 周的6 个载荷子步中，等效应力峰值为357.039 MPa，等效应变峰值为0.183 3%，如图8、图9 所示。

图8 车轮弯曲应力应变分布云图

图9 车轮的径向应力应变分布云图

从图8、图9 应力应变云图可以看出，弯曲工况模拟的是车轮在载荷条件下旋转1 周时的应力应变分布情况，径向工况模拟反映了车轮旋转1 周的应力应变分布。如图8 所示，受动态载荷时，车轮的危险点在螺栓孔四周及螺栓之间、辐板较薄弱区域及轮缘上。但车轮是否发生疲劳破坏，不能仅仅以刚强度的分析结果来评判。

4.2 疲劳寿命分析

采用疲劳分析软件对车轮进行疲劳寿命分析，车轮的载荷谱和材料疲劳性能参数必不可少。载荷谱通常采用疲劳试验获得的应力时间历程，材料性能参数通过拉伸试验获得，具体参数如表1 所示。采用应变疲劳法对车轮进行疲劳寿命分析，试验中采用轴向应变控制，应变循环比R=-1，频率0.02～1.0 Hz（大应变时采用较低的频率，小应变时采用较高的频率），疲劳试验加载波形为三角波，试验设备为MTS 322(±250 kN)电液伺服疲劳试验系统，并采用10 mm 轴向引伸计测量控制应变。

表1 DP600/FB540材料机械性能参数

利用材料低周疲劳试验数据，根据公式（1）对材料的试验曲线（图10）进行回归分析得到其循环应力-应变曲线和应变-寿命曲线，循环应力-应变关系式为公式（3）所示。

式中，Δσ/2 为循环应力幅；K'为循环强度系数；n'为循环应变硬化指数；Δεp/2 为塑性应变幅。

将材料实测塑性应变幅及对应循环应力绘图并拟合得到式（3）中的K'和n'。材料的应变-寿命曲线如图11 所示。将图中参数带入式（3）进行拟合，进一步得到材料循环应力应变曲线的拟合K'和n'。

在疲劳软件中采用三角波作为输入通道进行输入，如图12 所示。根据GB/T 5334—2005[1]的试验要求，设定弯曲工况下循环1×105次，径向工况下循环5×105次，得到车轮整体的疲劳损伤。

图10 材料拉伸试验曲线

图11 车轮材料E-N曲线

图12 交变载荷的输入通道

车轮在弯矩作用下的试验疲劳断裂情况和仿真疲劳寿命分布云图如图13 所示。疲劳试验中，结合车轮实际工况螺栓孔附近的安全系数往往较低，故最早出现断裂，如图13a。仿真分析得到车轮弯曲疲劳寿命最低循环次数为1.336×105次，满足弯曲工况仿真循环1×105次的要求。径向加载试验时车轮的安全系数最低值和疲劳仿真分析的最大值出现的区域相一致，位于气门嘴旁的辐条上及轮缘边角，如图13c。车轮径向疲劳寿命最低循环次数为7.324×105次，满足径向工况仿真循环5×105次的要求。