輻輞過盈裝配應(yīng)力對徑向載荷作用下鋼制車輪強(qiáng)度的影響

羅錦濤，黃樂政，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 265716)

0 引 言

汽車車輪是承受復(fù)雜載荷的旋轉(zhuǎn)件，其性能對整車的安全性和可靠性極其重要，大多數(shù)的車輪損壞屬于疲勞破壞。對于鋼制車輪，輪輻、輪輞在各自加工完成后需要過盈配合并焊接在一起。裝配過程中過盈量的大小對車輪的強(qiáng)度有不同影響。大量動態(tài)徑向疲勞試驗(yàn)表明，過盈量太小會導(dǎo)致焊縫處受力較大出現(xiàn)斷裂，而過盈量過大會在輪輻裝配區(qū)產(chǎn)生過大的裝配應(yīng)力，進(jìn)而影響車輪強(qiáng)度。如何選取合適的過盈量尚無明確的科學(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)測試相結(jié)合，研究過盈裝配對在徑向載荷作用下鋼制車輪強(qiáng)度的影響。

車輪疲勞試驗(yàn)周期長、成本高，國內(nèi)外學(xué)者大多通過有限元仿真方法指導(dǎo)車輪設(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，通過仿真預(yù)測裂紋萌生決定的車輪疲勞性能，并驗(yàn)證仿真的準(zhǔn)確性。SHANG等通過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)過盈應(yīng)力對車輪疲勞壽命的預(yù)測有重要影響，但其輪輻與輪輞間的過盈應(yīng)力、徑向載荷下車輪的工作應(yīng)力是基于不同仿真模型分別計(jì)算的，然后從仿真結(jié)果中針對車輪特定位置提取應(yīng)力結(jié)果，并線性疊加在一起，其分析過程與車輪實(shí)際的裝配、承載過程不同。王國峰等分析不同過盈量下車輪輪輞、輪輻上過盈應(yīng)力的變化規(guī)律，但沒有分析過盈裝配后在徑向載荷下車輪的應(yīng)力狀態(tài)。上述學(xué)者的研究對車輪徑向疲勞試驗(yàn)的仿真分析起到良好的推動作用，但輪輻、輪輞間的過盈應(yīng)力對車輪在徑向載荷下強(qiáng)度的影響規(guī)律，仍缺乏細(xì)致的分析。

本文先根據(jù)某商用車車輪的實(shí)際過盈量范圍，通過有限元仿真得到輪輻、輪輞間不同過盈量下的應(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)力場導(dǎo)入到車輪在徑向載荷下的仿真模型中，得到綜合考慮過盈裝配以及徑向載荷作用下的車輪應(yīng)力分布；與未考慮過盈應(yīng)力的徑向載荷作用下車輪應(yīng)力分布進(jìn)行對比，分析不同過盈量對車輪在徑向載荷下應(yīng)力分布狀態(tài)的影響。

1 仿真模型的建立

圖1為車輪徑向疲勞試驗(yàn)原理示意。按照《商用車輛車輪性能要求和試驗(yàn)方法》，將輪胎裝配到車輪上并充氣至指定氣壓，通過轉(zhuǎn)鼓與輪胎之間的擠壓作用將徑向載荷施加到車輪，試驗(yàn)過程中轉(zhuǎn)鼓以設(shè)定的轉(zhuǎn)速帶動車輪旋轉(zhuǎn)。由于動態(tài)徑向載荷的施加頻率遠(yuǎn)低于車輪的固有頻率，故可將車輪在動態(tài)徑向載荷下的受力分析簡化為對車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軟件對車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，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/輪輞間過盈應(yīng)力分析方法

所用輪輞、輪輻材料均為SW400型車輪鋼，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圖3。鋼制車輪的輪輻、輪輞分別成形后需過盈裝配并焊接在一起。根據(jù)企業(yè)提供的該款車輪輪輻、輪輞間直徑上的過盈量(0.8～1.4 mm)，本文建立過盈量分別為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。對車輪結(jié)構(gòu)進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格尺寸為4 mm，單元類型設(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。通過仿真，可獲得4種不同過盈量下車輪的過盈應(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

1.2 徑向載荷作用下車輪承受的載荷分析

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(見圖4)，仿真時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)角時該位置上的等效車輪徑向分布力；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)時車輪所承受的總的徑向載荷，

=

(2)

式中：為車輪的額定載荷；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，該款車輪型號為225×90，配用輪胎型號為29580R225，取值為28 mm，為285.75 mm。該款車輪的額定載荷為41 250 N，強(qiáng)化系數(shù)為20，代入式(2)，得到試驗(yàn)時所施加的徑向載荷。

在車輪徑向疲勞試驗(yàn)過程中，車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盈裝配產(chǎn)生的過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盈接觸壓力

(3)

輪胎與輪輞過盈裝配后，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，該款車輪在進(jìn)行徑向疲勞試驗(yàn)時輪胎充氣壓力為08 MPa。充氣壓力對車輪的作用除以分布壓力形式直接作用于輪輞胎圈座之間的區(qū)域外，也通過輪胎的胎側(cè)間接傳遞到輪緣，見圖5。

圖5 車輪總成中胎壓對輪輞的作用

在車輪輪緣位置接觸壓力

(4)

式中：為輪胎充氣壓力，取08 MPa；為車輪輪緣高度，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、輪輞間過盈裝配應(yīng)力對鋼制車輪在徑向載荷作用下強(qiáng)度影響的過程中，引入上述的輪胎在胎圈座處產(chǎn)生的過盈載荷、充氣壓力載荷以及充氣后輪胎對輪緣的接觸載荷。

1.3 考慮裝配過盈應(yīng)力的車輪徑向強(qiáng)度仿真模型

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

圖6為在車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)生的過盈載荷、充氣壓力載荷以及充氣后輪胎對輪緣的接觸載荷等)。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 車輪徑向強(qiáng)度仿真模型

2 輪輻、輪輞間過盈應(yīng)力仿真分析

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

圖7 過盈量0.8 mm時輪輞、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)過盈量為0.8 mm時，以4 mm間距分別提取輪輻上正對輻筋與正對通風(fēng)孔(正對通風(fēng)孔指所取點(diǎn)需要位于通風(fēng)孔中心與輪輻軸線確定的平面上，如圖7(b)中實(shí)線位置；正對輻筋指所取點(diǎn)需位于輪輻軸線與螺栓孔軸線確定的平面上，如圖7(b)中虛線位置)2個截面的部分應(yīng)力數(shù)據(jù)，見圖8。輪輻在2個截面上的應(yīng)力分布情況大不相同：正對通風(fēng)孔的輪輻截面其最大應(yīng)力位于靠近過盈安裝面的通風(fēng)孔邊緣(測點(diǎn)10)，為369.1 MPa；正對輻筋的輪輻最大應(yīng)力位于輪輻邊緣(測點(diǎn)1)，約為250 MPa。二者相差約120 MPa，顯然過盈裝配在輪輻上通風(fēng)孔靠近過盈安裝面處產(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過盈量時輪輻不同截面應(yīng)力分布對比

同樣，針對輪輞以8 mm間距分別提取正對輻筋和正對通風(fēng)孔的2個輪輞截面上的應(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，使得正對輻筋的輪輞截面上應(yīng)力極值(測點(diǎn)15)大于正對通風(fēng)孔的輪輞截面上的應(yīng)力極值。但2個截面上最大應(yīng)力的差值僅為19 MPa，遠(yuǎn)小于輪輻上相應(yīng)2個截面的應(yīng)力差值。

圖9 0.8 mm過盈量時輪輞不同截面應(yīng)力分布對比

過盈裝配導(dǎo)致的輪輻最大應(yīng)力出現(xiàn)在正對通風(fēng)孔位置，而輪輞最大應(yīng)力出現(xiàn)在正對輻筋截面上，因此在研究過盈量影響時，分別分析正對通風(fēng)孔的輪輻和正對輻筋的輪輞截面的應(yīng)力分布。提取過盈量分別為0.8、1.0、1.2和1.4 mm時，輪輻、輪輞相應(yīng)截面上的應(yīng)力，結(jié)果見圖10和11。4種過盈量下輪輻應(yīng)力極大值均出現(xiàn)在靠近過盈裝配面的通風(fēng)孔邊緣處(測點(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 不同過盈量下輪輻正對通風(fēng)孔截面應(yīng)力對比

4種過盈量下輪輞上極大值均出現(xiàn)在過盈安裝面與胎圈座之間的過渡圓角處(測點(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，該款車輪過盈裝配后，輪輻上產(chǎn)生的過盈應(yīng)力遠(yuǎn)高于輪輞上的過盈應(yīng)力。隨著過盈量的增加，高應(yīng)力區(qū)域均不斷擴(kuò)大，輪輻更明顯，且輪輻、輪輞上的過盈應(yīng)力極大值均不斷增大，并在1.4 mm過盈量下輪輻通風(fēng)孔處的應(yīng)力值超過材料屈服極限。

圖11 不同過盈量下輪輞正對輻筋截面應(yīng)力對比

3 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

為準(zhǔn)確掌握車輪過盈裝配應(yīng)力狀態(tài)，并驗(yàn)證仿真方法的正確性，對過盈量分別為1.0和1.4 mm的2組車輪過盈裝配產(chǎn)生的應(yīng)力進(jìn)行測試。用三坐標(biāo)儀對輪輞裝配面的內(nèi)徑尺寸進(jìn)行測量(見圖12)，測得2個待裝配輪輞裝配面內(nèi)徑尺寸均為519.40 mm。使用精車工藝將2個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、輪輞裝配面間的過盈量分別為1.0和1.4 mm。

圖12 輪輞裝配面內(nèi)徑尺寸測量實(shí)驗(yàn)

在壓力機(jī)上將輪輻壓入輪輞，過盈裝配產(chǎn)生的殘余應(yīng)力通過盲孔法進(jìn)行測量。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)表面鉆一個特定尺寸的小孔，鉆孔的鄰近區(qū)域會因?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；在小孔周圍測量這些位移和應(yīng)變，進(jìn)而求得該處表面平均殘余應(yīng)力。實(shí)驗(yàn)裝置見圖13。

圖13 盲孔法殘余應(yīng)力測量鉆孔裝置

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

圖14 輪輞外表面測點(diǎn)位置示意

根據(jù)應(yīng)變測試的實(shí)驗(yàn)機(jī)理，由應(yīng)變信號計(jì)算得到各測點(diǎn)的主應(yīng)力，并轉(zhuǎn)換成VON MISES應(yīng)力。將各測點(diǎn)應(yīng)力測試結(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)果見表1。

表 1 實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)對比

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；輪輞裝配面正對通風(fēng)孔處應(yīng)力值比正對輻筋處應(yīng)力值小。誤差最大為測點(diǎn)2在過盈量1.0 mm時的車輪位置處，其誤差為20.19%，其他測點(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較大，導(dǎo)致過盈量的測量有誤差，進(jìn)而產(chǎn)生仿真與實(shí)測值的偏差?？傮w而言，實(shí)驗(yàn)結(jié)果可以驗(yàn)證仿真的正確性。

4 過盈裝配應(yīng)力對車輪徑向強(qiáng)度影響

以過盈量0.8 mm為例，對比分析單獨(dú)考慮過盈裝配、單獨(dú)考慮徑向載荷作用、同時考慮過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)位于正對通風(fēng)孔處截面上，而輪輞上應(yīng)力最大點(diǎn)位于正對輻筋的截面上，因此考慮3種情況下的輪輻、輪輞應(yīng)力分布時，使所施加徑向載荷的極大值作用中心分別正對某通風(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輻筋截面上不同位置處的應(yīng)力值，見圖15。雖然僅考慮過盈裝配時過盈應(yīng)力主要分布于輪輞過盈裝配面附近區(qū)域，但過盈應(yīng)力與徑向載荷共同作用后，輪輞整個截面的應(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種情況下輪輻正對通風(fēng)孔截面上不同位置處的應(yīng)力值，見圖16。輪輻在僅有徑向載荷作用下，其整個截面上各處的應(yīng)力均未超過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280 MPa，且絕大多數(shù)區(qū)域的應(yīng)力均超過140 MPa，因此徑向載荷主要由車輪輪輞承擔(dān)。由此可知，相對于輪輞，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)力分布對比

由第2節(jié)分析可知過盈裝配在輪輻上產(chǎn)生的應(yīng)力遠(yuǎn)高于輪輞上的應(yīng)力，且已接近或超過輪輻材料的屈服應(yīng)力，輪輻中過盈應(yīng)力的極值位于靠近過盈裝配面的通風(fēng)孔邊緣，當(dāng)過盈量為0.8 mm時，該極值達(dá)到369.1 MPa；在過盈應(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 不同過盈量下輪輻、輪輞的應(yīng)力分布

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

圖17 不同過盈量下輪輞截面應(yīng)力對比

由圖17可知，4種過盈量下施加徑向載荷后的輪輞上應(yīng)力分布趨勢相同，不同過盈量對輪輞的應(yīng)力狀況影響很小，特別是對輪輞中的應(yīng)力危險(xiǎn)點(diǎn)即過盈裝配面與胎圈座之間的過渡圓角處的受力狀態(tài)影響更小，其不同過盈量下應(yīng)力最大值僅相差2.8 MPa。由此可知，在該款車輪常用過盈量范圍內(nèi)，過盈量大小的變化對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，隨著過盈量的增大，輪輻過盈安裝面的高應(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組不同過盈量輪輻上的應(yīng)力危險(xiǎn)點(diǎn)即靠近過盈安裝面的通風(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，過盈量大小的變化將對輪輻上危險(xiǎn)點(diǎn)的疲勞壽命產(chǎn)生明顯影響，當(dāng)過盈量為0.8 mm時，輪輻在徑向載荷作用下的受力狀態(tài)較好。

圖18 不同過盈量下輪輻截面應(yīng)力對比

5 結(jié) 論

針對某款商用車鋼制車輪，分析輪輻、輪輞間的過盈裝配對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、輪輞間過盈裝配的影響，才能獲得徑向載荷下車輪更真實(shí)的應(yīng)力狀態(tài)，進(jìn)而為后續(xù)車輪的疲勞預(yù)測、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；不同過盈量對輪輻、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)以及二者間過盈量的選擇提供參考。具體結(jié)論如下：

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

(2)車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120 MPa。因此,僅考慮徑向載荷作用，輪輻一般不會產(chǎn)生疲勞破壞。

(3)車輪在徑向載荷作用下,輪輻、輪輞間的過盈裝配對輪輻、輪輞的強(qiáng)度均有影響。對于輪輻，考慮過盈裝配將顯著提高過盈裝配面附近的應(yīng)力；對于輪輞，其影響不局限于過盈裝配面附近區(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)車輪在徑向載荷作用下，輪輻、輪輞間采用不同過盈量，對輪輞的受力分布以及最大應(yīng)力影響僅有2.8 MPa，但對輪輻的受力狀態(tài)產(chǎn)生較大影響。隨著過盈量的增加，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)即靠近過盈裝配面的通風(fēng)孔邊緣的應(yīng)力也不斷變大，當(dāng)過盈量由0.8 mm增加至1.4 mm時，該處應(yīng)力將增加24.8 MPa，因此輪輻、輪輞間過盈量為0.8 mm時，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)。