重型載貨車車輪失效分析及設計優化

馬生平，王靜，溫娟，劉曉敏，申國偉

（陜西重型汽車有限公司，陜西 西安 710200）

重型載貨車車輪失效分析及設計優化

馬生平，王靜，溫娟，劉曉敏，申國偉

（陜西重型汽車有限公司，陜西 西安 710200）

車輪是重型載貨車的重要承載部件，其性能直接影響整車的安全性、可靠性、平順性等，文章通過對某公司車輪故障模式進行列舉，對故障原因進行分析并給出了解決方案，部分方案已得到了市場驗證，有效提升了車輪的可靠性。

車輪；輪輻；散熱孔；開裂

10.16638/j.cnki.1671-7988.2015.09.010

CLC NO.: U463.3 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2015)09-26-03

引言

由于現階段重型車運輸市場還不規范，超載現象還很普遍，尤其是工程車輛超載嚴重。某公司重型車用8.5-20、22.5 ×9.0車輪故障率較高，嚴重影響用戶的使用，售后索賠較大，造成較大的經濟損失，如圖1所示。本文主要從車輪故障形式進行統計分析，結合CAE分析，對車輪輪輻散熱孔開裂的故障提出了優化方案。

1、車輪故障模式分析

車輪主要由輪輞、輪輻組成（有的車輪還焊接擋圈），輪輻上有散熱孔和螺栓孔，如圖2所示。通過對售后故障件的統計發現：車輪故障模式有輪輻散熱孔裂紋（如圖 3、圖 4所示）、螺栓孔開裂（如圖5）、焊縫開裂（如圖6）等，據統計車輪故障中主要以散熱孔開裂為主，8.5-20車輪故障率占比見表1。

表1 某公司8.5-20車輪優化前一年故障率統計

表2 某公司8.5-20輪輻優化前一年故障率統計

由表1、表2的數據可以看出，車輪故障中我們主要解決輪輻的故障，而輪輻故障中我們重點解決散熱孔開裂的故障。

1.1車輪強度分析

我們應用CAE對優化前的車輪進行結構強度、疲勞強度的分析。CAE分析：前處理工具采用HyperMesh，求解器采用Radioss、FEMFAT，后處理工具采用HyperView。

建模和載荷加載方法見圖7，工況是在一規定距離處（力臂選取1000mm）施加一平行于車輪安裝面的力 F，分析約束如圖8所示：按照國標GB/T 5909-2009試驗臺架中對車輪的約束方法，對車輪一端處節點進行全約束。

按公式確定彎矩：M=(μR + d)FvS，

式中：

μ——輪胎和路面間設定的摩擦系數：取0.7；

R——最大輪胎的靜態負載半徑（mm）：8.5-20車輪 R取516，22.5×9.0車輪R取500；

d——車輪偏距（mm）：8.5-20車輪d取175，22.5×9.0車輪d 取172；

Fv——車輪額定負荷（N)：8.5-20車輪Fv取40000，22.5 ×9.0車輪Fv 取37500；

S——強化試驗系數：S取1.1。

1.1.1靜強度工況

靜強度工況我們在分析時 F按照垂向 3.5g沖擊工況加載， 8.5-20車輪負載取140000N，計算得：M=82575N·m，由于力臂為1000mm，所以F=82575N； 22.5×9.0車輪負載取131250N，計算得：M=75364N·m，F=75364N。

分析結果：8.5-20車輪最大應力出現在散熱孔處，如圖9所示，最大應力值為294.2MPa，安全系數為1.27；22.5× 9.0車輪最大應力也出現在散熱孔處，如圖10所示，最大應力值為403.3Mpa，安全系數為0.93。

1.1.2彎曲疲勞工況

彎曲疲勞工況我們在分析時 F是按照車輪額定負荷加載，8.5-20車輪負載取 40000N，計算得：M=23593N·m，F=23593N；22.5×9.0車輪負載取 37500N，計算得：M=21533N·m，F=21533N。

分析結果：8.5-20車輪優化前最小疲勞次數出現在散熱孔上，如圖11所示，最小疲勞次數為2.6E+13，22.5×9.0車輪優化前最小疲勞次數也出現在散熱孔上，如圖12所示，最小疲勞次數為9.9E+08。

2、優化方案

CAE的分析結果和我們分析的故障模式是一致的，故障主要出現在輪輻散熱孔上，尤其是22.5×9.0車輪輪輻散熱孔處的最大應力值達到了403.3MPa，必須進行設計優化。因此我們主要對輪輻材料、輪輻厚度、散熱孔結構尺寸、加工工藝幾個方面進行了優化，優化后的方案我們同樣進行了CAE分析，具體如下。

2.1材料改進

8.5-20車輪和22.5×9.0車輪輪輻最初材料為Q235B，我們分別對380CL、420CL、TQ420幾種材料進行了對比及分析，最終選用材料TQ420。材料性能如表3：

表3

2.2輪輻加強

車輪輪輻厚度最早的設計均是12mm，隨著重型車的超載，特別是工程自卸車的超載，這一厚度已不能滿足車輪的承載，因此我們將其加強到了14mm，通過CAE分析可以看出，這一改進可以有效降低輪輻的工作應力。

2.3散熱孔結構尺寸優化

通過有限元分析車輪的受力，在不影響車輪散熱的情況下對散熱孔的位置、大小進行調整可以改善車輪散熱孔的應力分布，增強車輪的抗疲勞性。8.5-20車輪散熱孔結構如圖13，尺寸長短由60×35改為53×42。如圖14，將22.5×9.0車輪散熱孔由Φ70調整為75×60，將散熱孔整體下移5mm，這樣受力點部位由53.25mm加高至58.25mm，再適當加厚該受力點厚度，如圖15所示，由原來的10.2mm改為11.6mm，6.8mm改為7.4mm，從分析結果來看優化是有效的。

2.4散熱孔擠壓圓角

散熱孔周邊沒有進行倒角，有毛刺，如圖16所示，存在應力集中現象，容易形成疲勞源，如圖17所示。因此，我們對兩種車輪的散熱孔內、外邊增加R2圓角，要求擠壓成型，如圖18所示，這樣可以有效提升車輪散熱孔處的疲勞壽命。

2.5優化后CAE分析結果

分析工況與優化前一樣，分析結果如下：

靜強度工況：8.5-20車輪優化后最大應力還是出現在散熱孔處，如圖19，應力值為246.3MPa，安全系數為1.95；22.5×9.0車輪優化后最大應力也還是出現在散熱孔處，如圖20，應力值為350.7MPa，安全系數為1.37。

分析結果：8.5-20車輪優化后最小疲勞次數還是出現在散熱孔上，如圖21所示，最小疲勞次數為1.6E+15，22.5× 9.0車輪優化后最小疲勞次數也還是出現在散熱孔上，如圖22所示，最小疲勞次數為8.8E+11。

3、結論

通過對車輪故障模式的統計，并結合CAE分析，我們對車輪輪輻材料、輪輻厚度、散熱孔結構尺寸、加工工藝幾個方面進行了設計優化。由CAE分析可以看出，優化后車輪輻板散熱孔處應力值明顯降低，散熱孔疲勞壽命數有了顯著提升。8.5-20車輪輪輻材料、輪輻厚度、散熱孔尺寸和擠壓圓角已得到了驗證，故障率由之前的0.9%降低到了0.6%，22.5 ×9.0車輪散熱孔的設計優化正在驗證中。

[1] GB/T 5909-2009《商用車輛車輪性能要求和試驗方法》.

[2] 歐笛聲.汽車鋼圈輪輻裂紋成因分析及優化設計[J].機械設計與制造,2015(04).

[3] 焦鵬飛.某載重貨車鋼制車輪輪輻斷裂失效分析[J].裝備制造技術,2013(09).

Failure Investigation and Improvement of Heavy-Duty TruckWheel

Ma Shengping, Wang Jing, Wen Juan, Liu Xiaomin, Shen Guowei
（Shaanxi Heavy-Duty Automobile Co., Ltd., Shaanxi Xi’an 710200）

Wheel is the important load bearing part of heavy-duty truck, it affects the safety、reliability,smooth-going performance of the vehicle directly. In this paper, we illustrate a wheel failure mode of one company, analyse the failure reason and give a solution, part of the solution have been verified by market, the solution improved the reliability of the wheel prominently.

wheel; spoke; heat eliminationhole; crazing

U463.3

A

1671-7988（2015）09-26-03

馬生平，就職于陜西重型汽車有限公司汽車工程研究院，主要負責汽車底盤系統的設計工作。