隨機(jī)載荷下機(jī)械彈性車輪的熱力耦合耐久性研究

張 晨 趙又群 鄭 鑫 杜宜燕

南京航空航天大學(xué)能源與動(dòng)力學(xué)院，南京，210016

0 引言

車輪和輪胎是汽車行駛系統(tǒng)中的重要組成部件，是汽車與地面接觸的唯一媒介，起到支撐載荷，向地面?zhèn)鬟f制動(dòng)力、驅(qū)動(dòng)力和轉(zhuǎn)向力，緩沖減振以及保證轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性等作用。此外，輪胎還需滿足安全性、耐久性、經(jīng)濟(jì)性和舒適性等要求，其中安全性尤為重要。輪胎要承受來(lái)自不平路面的激勵(lì)，可能遭遇穿孔、爆胎等情況，安全車輪技術(shù)應(yīng)運(yùn)而生。

米其林公司開(kāi)發(fā)了集成輪胎和輪轂的組合體“Tweel”[1-2]；Resilient Technologies公司開(kāi)發(fā)了蜂窩結(jié)構(gòu)的非充氣安全車輪[3]；韓泰公司研制了非充氣輪胎iFlex[4]；南京航空航天大學(xué)趙又群等[5-6]研發(fā)了一種采用懸轂結(jié)構(gòu)的全新非充氣安全輪胎，即機(jī)械彈性車輪。

車輛的行駛相當(dāng)于對(duì)車輪施加循環(huán)載荷，這會(huì)引起車輪材料發(fā)生漸進(jìn)和局部結(jié)構(gòu)損壞[7-8]。TOPA?等[9]利用有限元分析法研究了商用車鋼輪在動(dòng)態(tài)徑向疲勞試驗(yàn)中的通風(fēng)孔上產(chǎn)生疲勞失效的起因，并確定了預(yù)期疲勞失效的應(yīng)力集中區(qū)域。WAN等[10]提出了一種精確度較高的評(píng)估商用車車輪疲勞壽命的方法，并利用雙軸車輪試驗(yàn)和疲勞壽命估算進(jìn)行了仿真分析。ZHAO 等[11]提出利用對(duì)輕合金車輪試件的數(shù)值模擬研究來(lái)估算平面應(yīng)力條件下轉(zhuǎn)彎疲勞試驗(yàn)中客車車輪的疲勞壽命。郝琪等[12]以有限元分析的應(yīng)力值為基本參數(shù)，分別采用名義應(yīng)力法、局部應(yīng)力應(yīng)變法和Fe-safe軟件預(yù)測(cè)了車輪的疲勞壽命。

將循環(huán)載荷加載至車輪中心進(jìn)行壽命預(yù)測(cè)是現(xiàn)階段研究機(jī)械彈性車輪耐久性的主要方法[13]。本文在此基礎(chǔ)上，通過(guò)確定車速與車輪動(dòng)載荷、動(dòng)載系數(shù)的關(guān)系，以等效循環(huán)載荷代替隨機(jī)載荷進(jìn)行耐久性加載試驗(yàn)，并通過(guò)對(duì)車輪的危險(xiǎn)零部件進(jìn)行熱力耦合分析，仿真計(jì)算得到最小壽命位置。

1 機(jī)械彈性車輪結(jié)構(gòu)

區(qū)別于傳統(tǒng)充氣車輪的結(jié)構(gòu)，機(jī)械彈性車輪的總體結(jié)構(gòu)如圖1所示，主要是由輮輪、懸轂、銷軸、鉸鏈組、彈性環(huán)、卡環(huán)等部件構(gòu)成[14-15]。

圖1 機(jī)械彈性車輪外觀Fig.1 Appearance of mechanical elastic wheel

機(jī)械彈性車輪的胎圈外部嵌入了硫化的簾線層，它與包裹在橡膠層內(nèi)的彈性環(huán)以及卡環(huán)組成了輮輪，輮輪內(nèi)無(wú)充氣結(jié)構(gòu)。車輪的胎圈內(nèi)部是車輪的骨架結(jié)構(gòu)，由多組卡環(huán)等角度沿圓周分布，卡環(huán)將5束彈性環(huán)鎖卡在一起，構(gòu)成彈簧鋼圈整體，如圖2所示。

圖2 機(jī)械彈性車輪骨架Fig.2 Skeleton of mechanical elastic wheel

懸轂通過(guò)多組鉸鏈組安置于車輪的中心。為了匹配機(jī)械彈性車輪的結(jié)構(gòu)需求，懸轂的構(gòu)造與傳統(tǒng)充氣胎的輪轂不同，除了與半軸匹配安裝的安裝孔外，懸轂周圍還分布了與鉸鏈組匹配安裝的安裝孔，數(shù)目與鉸鏈組數(shù)目相同。

鉸鏈組由三節(jié)鉸鏈組成，每節(jié)鉸鏈均可沿銷軸自由轉(zhuǎn)動(dòng)，鉸鏈組可以實(shí)現(xiàn)自由彎曲。第一節(jié)鉸鏈與輮輪內(nèi)的卡環(huán)安裝連接，最后一節(jié)鉸鏈與懸轂安裝連接。鉸鏈組的主要作用是將來(lái)自半軸的驅(qū)動(dòng)力傳遞至輮輪，并配合輮輪內(nèi)的彈性環(huán)緩沖部分路面沖擊。

彈性環(huán)是由若干股彈性鋼絲纏繞構(gòu)成，在卡環(huán)的緊扣鎖止下，具有較高的強(qiáng)度與承載能力，并且彈性減振性能表現(xiàn)優(yōu)秀，能夠滿足越野車等重型車輛的承載行駛需求。

通過(guò)上述對(duì)機(jī)械彈性車輪的結(jié)構(gòu)分析，車輪的整體結(jié)構(gòu)由于采用輮輪-鉸鏈組-輪轂的一體化設(shè)計(jì)，在保障減振性的同時(shí)，從根本上解決了傳統(tǒng)充氣輪胎的扎胎、爆胎等問(wèn)題。

2 載荷工況的確定

2.1 車速與隨機(jī)載荷的關(guān)系

因?qū)嶋H路面不平度的存在，汽車行駛在道路上時(shí)車輪會(huì)承受一定的隨機(jī)動(dòng)載荷，因此在計(jì)算直線行駛時(shí)機(jī)械彈性車輪所承受的隨機(jī)載荷之前，需要先計(jì)算確定路面功率譜密度、路面不平度Sξ隨角頻率ω的分布情況[16]：

(1)

(2)

式中，Sξ(ω)為路面不平度ξ(t)的譜密度;nw為波數(shù)；v為車速；f為自然頻率；S0為路面不平度系數(shù)；fn為空間頻率。

采用雙自由度四分之一車輛模型對(duì)機(jī)械彈性車輪的隨機(jī)載荷進(jìn)行研究，并對(duì)車輛模型作出如下假設(shè)[17]：①車輛勻速行駛；②輪胎與路面接觸且始終無(wú)跳起；③剛度與阻尼分別是位移與速度的線性函數(shù)。

模型如圖3所示，其中Y(t)、y(t)分別為相對(duì)于靜態(tài)平衡位置的懸掛系統(tǒng)和輪軸的豎向位移；ξ(t)為路面不平度；Z(t)為懸掛系統(tǒng)與非懸掛系統(tǒng)的相對(duì)位移，Z(t)=Y(t)-y(t)；z(t)為輪軸與路面的相對(duì)位移，z(t)=y(t)-ξ(t)。模型的振動(dòng)方程可以表示為

(3)

式中,M為載重;m為車輪質(zhì)量;C為懸架阻尼;c為車輪阻尼;K為懸架剛度;k為車輪剛度。

圖3 雙自由度四分之一車輛模型Fig.3 2 DOF quarter vehicle model

對(duì)式(3)兩邊進(jìn)行Fourier變換，可得

(4)

其中，Z(ω)、z(ω)和ξ(ω)分別是Z(t)、z(t)和ξ(t)的Fourier變換。令A(yù)11=M(ωi)2+C(ωi)+K，A12=M(ωi)2，A21=-C(ωi)-K，A22=m(ωi)2+c(ωi)+k，則有

(5)

設(shè)HZ(ω)、Hz(ω)分別為ξ(ω)和Z(ω)、z(ω)的頻率響應(yīng)函數(shù)，則有

(6)

可得機(jī)械彈性車輪的頻率響應(yīng)函數(shù)：

(7)

基于隨機(jī)過(guò)程理論，z(ω)自相關(guān)函數(shù)為

(8)

(9)

根據(jù)圖3所示的車輛模型，可得機(jī)械彈性車輪對(duì)路面的動(dòng)載荷

(10)

對(duì)于一個(gè)具有零均值的平穩(wěn)正態(tài)過(guò)程，線性定常系統(tǒng)的輸出也是零均值的平穩(wěn)正態(tài)過(guò)程，即

(11)

Fd(t)的自相關(guān)函數(shù)為

(12)

SFd(ω)=(c2ω2+k2)|Hz(ω)|2Sξ(ω)

(13)

車輪對(duì)路面動(dòng)載荷Fd(t)的標(biāo)準(zhǔn)差

(14)

由上述分析可知，機(jī)械彈性車輪對(duì)路面的動(dòng)載荷Fd(t)服從均值為0、標(biāo)準(zhǔn)差為σFd的正態(tài)分布。按照工程設(shè)計(jì)要求，可取最大動(dòng)載荷Fdmax=3σFd作為車輪的動(dòng)載荷進(jìn)行保守計(jì)算，此時(shí)動(dòng)載荷Fd>Fdmax的概率為0.13%。

機(jī)械彈性車輪對(duì)路面的動(dòng)載荷系數(shù)為

(15)

由式(15)可知，機(jī)械彈性車輪對(duì)路面的動(dòng)載荷系數(shù)服從均值為1、方差為Fd/[(M+m)g]的正態(tài)分布，按照工程設(shè)計(jì)要求，可取最大動(dòng)載荷系數(shù)μdmax=1+Fdmax/[(M+m)g]作為車輪的動(dòng)載荷系數(shù)進(jìn)行保守計(jì)算。則機(jī)械彈性車輪的法向動(dòng)載荷系數(shù)計(jì)算公式為

(16)

式中,Fjz為機(jī)械彈性車輪法向靜載荷；FdRMS為機(jī)械彈性車輪法向動(dòng)載荷的均方根。

因此當(dāng)車輪處于直線行駛工況時(shí)，路面受到來(lái)自車輪的法向作用力

FZ=DFjz

(17)

將機(jī)械彈性車輪的基本參數(shù)代入上述公式中，并采用保守計(jì)算，即動(dòng)載荷和動(dòng)載系數(shù)均取最大值，可計(jì)算得出汽車直線行駛時(shí)的車速對(duì)車輪動(dòng)載荷的影響，結(jié)果如圖4所示。

圖4 車速與車輪動(dòng)載荷的關(guān)系Fig.4 Relationship between vehicle speed anddynamic load

2.2 等效循環(huán)載荷的確定

在進(jìn)行機(jī)械彈性車輪耐久性仿真試驗(yàn)時(shí)，本文采用將旋轉(zhuǎn)的彎矩加載至固定車輪的方法來(lái)完成耐久性仿真試驗(yàn)：在車輪的懸轂中心施加一個(gè)大小不變但方向隨時(shí)間改變的載荷，該載荷可以被分解為兩個(gè)方向互相垂直且幅值、頻率都相同的正弦載荷和余弦載荷，如圖5所示。

圖5 機(jī)械彈性車輪循環(huán)加載Fig.5 Cyclic loading of mechanical elastic wheel

施加的載荷力F分解得到的兩個(gè)載荷分別為Fx和Fy，表達(dá)式如下：

(18)

式中,ωa為由實(shí)際試驗(yàn)轉(zhuǎn)速求得的角速度。

考慮機(jī)械彈性車輪的實(shí)際裝車使用環(huán)境，選擇行駛車速為50 km/h的行駛工況，根據(jù)上文計(jì)算所得，選擇與50 km/h車速對(duì)應(yīng)的動(dòng)載荷，可得到施加在機(jī)械彈性車輪懸轂中心處的等效循環(huán)載荷大小為

(19)

變載荷的加載曲線見(jiàn)圖6。

圖6 循環(huán)載荷的加載曲線Fig.6 Loading curves of cyclic loads

3 有限元模型的建立

3.1 簡(jiǎn)化條件

基于上文對(duì)機(jī)械彈性車輪的零部件介紹，為了減少計(jì)算規(guī)模與時(shí)間，在保證計(jì)算精度的條件下，對(duì)機(jī)械彈性車輪的模型進(jìn)行適當(dāng)簡(jiǎn)化：①設(shè)定車輪內(nèi)所有的機(jī)械連接處均為剛性連接，不存在相對(duì)位移；②假設(shè)車輪完全對(duì)稱，忽略車輪主銷后傾角、主銷內(nèi)傾角、前輪外傾角等車輪定位參數(shù)，車輪所受的載荷假設(shè)為集中力并作用在輪心處；③彈簧鋼圈與胎體視為整體部件，不存在相對(duì)位移；④忽略輮輪內(nèi)的彈性環(huán)與卡環(huán)之間的接觸關(guān)系；⑤忽略車輪胎面花紋的影響，由于胎面花紋的復(fù)雜性，考慮到計(jì)算效率，對(duì)車輪的胎面花紋做光滑處理；⑥以單根粗鋼絲代替由多股細(xì)鋼絲纏繞而成的彈性環(huán)，在卡環(huán)卡緊鎖止下的多股細(xì)鋼絲幾乎沒(méi)有位移。

3.2 材料屬性

參考相關(guān)資料，根據(jù)實(shí)際需求選擇車輪各零部件的材料屬性[18-19]，如表1所示。

表1 材料屬性

3.3 網(wǎng)格劃分

對(duì)車輪規(guī)則的幾何體部分單元形狀采用六面體單元，網(wǎng)格劃分方法采用掃掠劃分網(wǎng)格，對(duì)不規(guī)則的幾何體部分單元形狀采用四面體，網(wǎng)格劃分方法采用自由劃分網(wǎng)格，并對(duì)某些關(guān)鍵部位與零件進(jìn)行單獨(dú)布種劃分網(wǎng)格。建模中不同部件單元類型及模塊的選擇：①輮輪的橡膠層部分采用實(shí)體單元；②橡膠層中的彈性環(huán)組合體采用梁?jiǎn)卧虎弁ㄟ^(guò)EMBEDDED ELEMENT命令完成彈性環(huán)組合體內(nèi)嵌至輮輪橡膠層的過(guò)程。

建立完成的機(jī)械彈性車輪有限元模型如圖7所示。

圖7 機(jī)械彈性車輪的有限元模型Fig.7 Finite element model of mechanical elastic wheel

4 車輪疲勞耐久試驗(yàn)

4.1 疲勞累積損傷理論

線性累積損傷理論應(yīng)用中的Miner法則認(rèn)為，循環(huán)載荷所產(chǎn)生的疲勞損傷是可以線性疊加的，當(dāng)損傷累積疊加至臨界值時(shí)發(fā)生疲勞損壞。Miner法則中試件的能量吸收和循環(huán)次數(shù)之間存在如下關(guān)系式：

(20)

式中，W1為試件在某個(gè)循環(huán)數(shù)n1時(shí)所吸收的能量;W為試件損壞前所能吸收的總能量;NL為試件損壞前的總循環(huán)次數(shù)。

若試件的載荷加載為σ1,σ2,…,σp，各應(yīng)力水平的循環(huán)次數(shù)為n1,n2,…,np，試件的疲勞壽命分別為N1,N2,…,Np，當(dāng)試件的損傷累積達(dá)到1時(shí)發(fā)生損壞，則試件的累積損傷可表示為

(21)

式中，Dd為試件的累積損傷；p為構(gòu)成損傷的應(yīng)力水平級(jí)數(shù);Ni為試件對(duì)應(yīng)循環(huán)數(shù)ni的壽命。

4.2 疲勞試驗(yàn)方法

按照GB/T4501—2016《載重汽車輪胎性能室內(nèi)試驗(yàn)方法》規(guī)定，在進(jìn)行徑向疲勞試驗(yàn)時(shí)將試驗(yàn)車輪安裝至轉(zhuǎn)鼓試驗(yàn)臺(tái)上，驅(qū)動(dòng)鼓在電機(jī)的帶動(dòng)下旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生驅(qū)動(dòng)力，驅(qū)動(dòng)力因車輪面之間的摩擦傳遞至試驗(yàn)車輪，進(jìn)而帶動(dòng)試驗(yàn)車輪轉(zhuǎn)動(dòng)。通過(guò)試驗(yàn)臺(tái)的加載裝置可對(duì)試驗(yàn)車輪施加試驗(yàn)所需徑向載荷，載荷方向與車輪中心、轉(zhuǎn)鼓中心在同一直線上。按照GB/T4501—2016標(biāo)準(zhǔn)所述，當(dāng)試驗(yàn)車輪無(wú)力承受負(fù)載或者產(chǎn)生明顯可見(jiàn)裂紋時(shí)試驗(yàn)結(jié)束，可以認(rèn)為此時(shí)車輪出現(xiàn)疲勞損壞，機(jī)械彈性車輪的徑向疲勞試驗(yàn)原理如圖8所示。

圖8 車輪的徑向疲勞試驗(yàn)原理Fig.8 Principle of radial fatigue test for wheel

4.3 機(jī)械彈性車輪應(yīng)力分布情況

在對(duì)車輪進(jìn)行徑向疲勞分析之前，需對(duì)車輪在隨機(jī)載荷下的應(yīng)力分布情況進(jìn)行仿真計(jì)算。利用Abaqus有限元軟件，在建立的車輪有限元模型的基礎(chǔ)上，將式(19)所表示的一組變載荷添加至車輪的懸轂中心，經(jīng)過(guò)仿真運(yùn)算可得到機(jī)械彈性車輪在直線行駛工況中隨機(jī)載荷加載下的車輪應(yīng)力分布，如圖9所示。

圖9 加載應(yīng)力分布圖Fig.9 Loading stress distribution diagram

為了研究車輪在耐久性仿真試驗(yàn)中承受的應(yīng)力循環(huán)情況，選取應(yīng)力水平較高的危險(xiǎn)點(diǎn)進(jìn)行應(yīng)力狀態(tài)分析，即研究耐久性試驗(yàn)中施加的變載荷旋轉(zhuǎn)一周時(shí)，車輪結(jié)構(gòu)危險(xiǎn)點(diǎn)的應(yīng)力變化，如圖10所示。在隨機(jī)載荷加載下，機(jī)械彈性車輪所受到的最大應(yīng)力為235.7 MPa，尚未達(dá)到材料的許用應(yīng)力。由仿真結(jié)果可知，在進(jìn)行車輪耐久性試驗(yàn)時(shí)，結(jié)構(gòu)危險(xiǎn)點(diǎn)所承受的應(yīng)力最大值先減小后增大，基本呈現(xiàn)對(duì)稱應(yīng)力循環(huán)，且因受到循環(huán)載荷影響，車輪整體應(yīng)力呈對(duì)稱分布，零部件中卡環(huán)與鉸鏈組所受應(yīng)力較大。

圖10 車輪結(jié)構(gòu)危險(xiǎn)點(diǎn)的應(yīng)力變化情況Fig.10 Stress variation at hazard points of wheel

4.4 機(jī)械彈性車輪耐久性預(yù)測(cè)

將Abaqus軟件中完成的車輪耐久性試驗(yàn)相關(guān)仿真文件導(dǎo)入疲勞耐久分析軟件Fe-safe中，對(duì)車輪的耐久性進(jìn)行仿真預(yù)測(cè)。經(jīng)過(guò)仿真運(yùn)算后得到的機(jī)械彈性車輪的壽命分布情況如圖11所示。圖11展示了機(jī)械彈性車輪在耐久性試驗(yàn)中各結(jié)構(gòu)位置的最小循環(huán)次數(shù)分布，即各結(jié)構(gòu)位置的最小疲勞壽命。由圖可知，在耐久性試驗(yàn)中，車輪的最小疲勞壽命出現(xiàn)在卡環(huán)上,為106.428次循環(huán)，即能夠最大行駛8787 km，最小壽命分布位置與圖9中展現(xiàn)出的最大應(yīng)力分布位置基本一致。可以預(yù)測(cè)，在長(zhǎng)期使用中，機(jī)械彈性車輪的危險(xiǎn)零部件(即最先發(fā)生破壞的零部件)是卡環(huán)。

圖11 機(jī)械彈性車輪疲勞壽命云圖Fig.11 Fatigue life of mechanical elastic wheel

4.5 側(cè)向力對(duì)車輪耐久性的影響

車輪在直線行駛時(shí)可能會(huì)因?yàn)槁访鎯A斜或側(cè)向風(fēng)等因素影響而受到一定的側(cè)向力，因此考慮側(cè)向力對(duì)機(jī)械彈性車輪耐久性的影響。

在車輪中心處添加方向相同、數(shù)值不同的側(cè)向力，重復(fù)進(jìn)行耐久性試驗(yàn)，可得到機(jī)械彈性車輪的最大行駛距離與側(cè)向力加載之間的關(guān)系，仿真結(jié)果如圖12所示。由圖12可知，與徑向力相比，恒定方向加載的側(cè)向力對(duì)機(jī)械彈性車輪最大行駛距離的影響非常小；同時(shí)在正常行駛的過(guò)程中，側(cè)向力的變化頻率遠(yuǎn)達(dá)不到徑向力的量級(jí)，因此這里側(cè)向力的影響可以忽略不計(jì)。

圖12 側(cè)向力對(duì)車輪最大行駛距離的影響Fig.12 The influence of side force on themaximum driving range

5 危險(xiǎn)零部件的熱力耦合分析

5.1 卡環(huán)加載受力分析

對(duì)卡環(huán)進(jìn)行有限元建模，材料屬性按照表1定義，建模完成的有限元模型如圖13所示。

圖13 卡環(huán)有限元模型Fig.13 Finite element model of clasp

結(jié)合車輪的實(shí)際受力情況，對(duì)卡環(huán)有限元模型固定后施加豎直拉力，模擬卡環(huán)徑向承載受拉，得到的仿真結(jié)果如圖14所示。可以看出，卡環(huán)的最大應(yīng)力發(fā)生在中間銷耳處，并且應(yīng)力向著卡環(huán)兩側(cè)逐漸減小。

圖14 卡環(huán)的徑向加載仿真結(jié)果Fig.14 Radial loading simulation results of clasp

5.2 卡環(huán)熱應(yīng)力分析

由卡環(huán)在車輪中的結(jié)構(gòu)可知，卡環(huán)中的一部分包裹在輮輪內(nèi)，另一部分暴露在空氣中與鉸鏈組通過(guò)銷軸接觸，因此可假定卡環(huán)位于輮輪內(nèi)以及與鉸鏈組接觸的部分不散熱，空氣中的部分與空氣之間進(jìn)行對(duì)流散熱，卡環(huán)與銷軸的摩擦接觸區(qū)域定義為熱源。熱源溫度設(shè)置為73 ℃，環(huán)境溫度設(shè)置為20 ℃，卡環(huán)所用材料的熱導(dǎo)率設(shè)置為49.8 W/(m·K)，質(zhì)量熱容設(shè)置為486 J/(kg·K)，對(duì)流傳熱系數(shù)設(shè)置為32 W/(m2·K)，可得到卡環(huán)的溫度場(chǎng)計(jì)算結(jié)果,如圖15所示。由圖15可知，卡環(huán)與銷軸的接觸位置是熱源處且不與空氣接觸，不進(jìn)行對(duì)流散熱，溫度保持在73 ℃；卡環(huán)的銷耳沒(méi)有被包裹在輮輪內(nèi)部，與空氣進(jìn)行對(duì)流散熱，溫度降至42 ℃左右；卡環(huán)的主體部分包裹在輮輪內(nèi)部，不能與空氣進(jìn)行對(duì)流散熱，但與熱源距離較遠(yuǎn)，溫度維持在50 ℃左右。

圖15 卡環(huán)的熱力圖Fig.15 Thermal diagram of clasp

在此溫度場(chǎng)下對(duì)卡環(huán)進(jìn)行熱應(yīng)力計(jì)算，得到的結(jié)果如圖16所示。由計(jì)算結(jié)果可知，卡環(huán)在此溫度下的最大熱應(yīng)力為139.2 MPa，主要分布在卡環(huán)的銷耳部分。

圖16 卡環(huán)的熱應(yīng)力Fig.16 Thermal stress of clasp

5.3 卡環(huán)耐久性預(yù)測(cè)

結(jié)合卡環(huán)的力學(xué)以及熱應(yīng)力分析結(jié)果，對(duì)熱力耦合計(jì)算條件下的卡環(huán)耐久性進(jìn)行預(yù)測(cè)。將Abaqus軟件中完成的卡環(huán)試驗(yàn)相關(guān)仿真文件導(dǎo)入Fe-safe軟件，對(duì)卡環(huán)的耐久性進(jìn)行仿真預(yù)測(cè)，得到的卡環(huán)壽命分布情況如圖17所示。由圖17可知，卡環(huán)的最小循環(huán)次數(shù)為106.205，即能夠最大行駛5258 km，最小壽命位置出現(xiàn)在中間銷耳處，卡環(huán)的兩端與銷耳的底端區(qū)域基本呈無(wú)限壽命狀態(tài)。

圖17 卡環(huán)的疲勞壽命云圖Fig.17 Fatigue life diagram of clasp

6 結(jié)論

(1)以等效循環(huán)載荷替代隨機(jī)載荷加載于機(jī)械彈性車輪上進(jìn)行仿真計(jì)算時(shí)，車輪的結(jié)構(gòu)危險(xiǎn)點(diǎn)所承受的應(yīng)力最大值先減小后增大，基本呈現(xiàn)對(duì)稱應(yīng)力循環(huán)，且車輪整體應(yīng)力呈現(xiàn)對(duì)稱分布，卡環(huán)與鉸鏈組所受應(yīng)力較大。車輪的最小壽命位置出現(xiàn)在卡環(huán)上，即卡環(huán)為車輪的危險(xiǎn)零部件。

(2)在對(duì)卡環(huán)進(jìn)行熱力耦合分析以及耐久性預(yù)測(cè)時(shí)，在加載條件下卡環(huán)的最大應(yīng)力發(fā)生在中間銷耳處，且應(yīng)力向卡環(huán)兩側(cè)逐漸減小，卡環(huán)的最大熱應(yīng)力主要分布在卡環(huán)的銷耳部分，最小壽命位置出現(xiàn)在中間銷耳處，卡環(huán)的兩端與銷耳的底端區(qū)域基本呈無(wú)限壽命狀態(tài)。