子午线轮胎胎面磨损有限元分析
全钢子午胎使用质量分析文档
全钢子午线轮胎使用病象分析一.胎冠损坏1.胎冠脱层现象：（1）胎面胶与带束层脱层。
胎面胶与带束层脱层，主要表现为轮胎冠部的胎面与带束层分离或带束层之间分离。
带束层脱层主要表现为带束层间脱层,脱层表面光滑,有时伴有钢丝帘布间的磨损。
（2）胎冠部凸起,胎面胶脱落,带束层钢丝松散、抽出或爆开。
1.1制造原因：1.1.1成型过程中胎面粘合不好，未压实或汽油未挥发。
现象；脱层面较光滑。
1.1.2带束层喷霜脱层。
现象：表面光滑,有时伴有钢丝帘布间的磨损。
1.1.3带束层胶料的粘合力低。
现象：脱层的带束层的钢丝帘线覆胶不好。
1.1.4硫化欠硫。
现象：脱层面的胶料有发粘状。
1.2 使用不当造成的原因1.2.1现象：主要表现为胎面上有割伤或贯穿的痕迹, 胎里有与胎面割伤位置对应的贯穿。
其产生原因：行驶过程中胎冠受较强尖锐物的刺扎、切割而刺断带束层及胎体钢丝。
2.胎冠冲击爆破现象：轮胎冠部呈“X”或“Y”形裂口，冠部带束层断裂露出。
爆裂端面无脱层迹象 ,有的表现为撕裂状。
其产生原因：主要是轮胎在高压、高负荷或高速状态下行驶时遇到障碍物或车辆强行越过沟坎受到强烈冲击。
.3. 割伤爆破现象：割伤爆破主要表现为轮胎冠部受外物切割冲击后，冠部带束层断裂露出。
爆裂端面无脱层迹象,切割切入处较明显且钢丝端点整齐,其余钢丝端点为撕裂状。
其产生原因主要是轮胎在高压、高负荷或高速运行中受到障碍碍物切割撞击。
4.刺伤脱层现象：刺伤脱层主要表现为胎冠周向脱层,且面积较大,裸露钢丝有锈蚀。
其产生原因：主要是轮胎冠部被刺穿且未及时修补,胎面渗水致钢丝生锈,最终导致冠部部件离层。
5..胎冠接头脱开。
现象：胎冠胶接头按一定角度斜向分离，表面较光滑。
其产生原因：成型接头未压实接牢。
6.胎冠低气压磨损现象：主要表现为轮胎两肩部有比胎面中部花纹过的磨损，整个胎面呈拱形。
其产生原因：主要轮胎充气压力不足或负载过大。
7.胎冠高气压磨损现象：主要表现为胎面中部花纹与胎肩花纹相比有明显的过度磨损现象。
计及复杂胎面花纹的子午线轮胎有限元分析
第36卷第3期2010年6月东华大学学报(自然科学版)JOU RNAL OF DONGH UA UN IVERSIT Y(NAT URAL SCIENCE)Vol 36,No.3Jun.2010文章编号:1671 0444(2010)03 0275 04计及复杂胎面花纹的子午线轮胎有限元分析束永平,蒋丰璘(东华大学机械工程学院,上海201620)摘 要:针对11.00R20型全钢载重子午线轮胎,对复杂胎面花纹进行有限元模拟分析,并与不包含花纹的光面轮胎模型的计算结果进行对比.结果表明,在静负荷状态,是否考虑胎面花纹,对轮胎胎冠部橡胶结构内受力分布有一定影响,对骨架结构受力分布特征影响较小,对接地压力分布特征有较大影响,与不包含花纹的轮胎相比,包含复杂胎面花纹的轮胎的接地压力分布较为均匀.关键词:子午线轮胎;胎面花纹;有限元分析中图分类号:T B115 文献标志码:AThe Finite Elem ent Analysis of Radial Tyre withCom plex Tread PatternSH U Yong p i ng,J IA N G Feng lin(College of Mecha nica l Engineering,Do nghua Univ ersity,Sha nghai201620,China)Abstract:A three dimensional finite element m odel of all steel radial truck tyr e11.00R20w hich consider ing the com plex tread pattern w as established.The calculatio n results of the m odel w ith com plex tr ead pattern and the model w ithout tread patter n w ere compared.Som e differences betw een the tw o model in static lo ad conditio ns w ere found.T here w ere a certain im pact on the stress distr ibutio n of tread;and little effect on force distribution characteristics of skeleto n structur e;and a gr eat impact on distribution character istics of contact pressure.Co mpared w ith the tire w ithout tread pattern,the distributio n of contact pressure of the tire w ith complex tr ead patter n w as found m ore uniform.Key words:radial tire;tread pattern;finite elem ent analysis随着有限元技术的发展,有限元分析已经逐渐成为轮胎结构分析的主要手段,分析精度和求解效率不断提高[1].胎面花纹是轮胎设计的重要组成部分,然而胎面花纹对轮胎性能的影响及其设计研究未受到应有的重视[2].使用ABAQUS软件提供的子模型分析技术和组合模型技术,进行轮胎结构分析时可以有效地考虑复杂形态的胎面花纹,进行胎冠部局部精细分析.由于子模型分析技术仅仅能够提高子模型部分的计算精度,除非整体模型的分析结果能够为子模型提供足够精确的边界条件,否则子模型对计算结果的精度改善是有限的.与子模型分析技术相比,组合模型技术能够给出更加精确的计算结果,在组合模型中局部网格的细分会同时提高局部和整体结构的计算精度.*收稿日期:2009 10 13作者简介:束永平(1963 ),男,江苏镇江人,高级工程师,博士,研究方向为汽车振动与噪声评估、汽车振动器设计与开发、汽车系统动力学、橡胶材料非线性有限元分析.E mail:syp@276东华大学学报(自然科学版)第36卷本文利用ABAQ U S 软件,采用组合模型技术[3],针对11.00R 20型全钢载重子午线轮胎,对复杂胎面花纹进行有限元分析,并与不包含花纹的轮胎模型的计算结果进行对比分析,以考察复杂花纹对轮胎胎冠部受力特征的影响.1 有限元分析模型1.1 胎面花纹块模型本文使用U G 软件构建三维胎面花纹块模型,如图1所示.然后将花纹块模型导入H y permesh 软件中,并对其进行网格划分,如图2所示,花纹块网格模型一共有1076个单元,2078个节点.网格的大小影响计算结果,一般网格越小,计算精度越高,但网格并不是越小越好,因为过小的网格会大大增加计算费用,对于结果精度也没有明显的改善,而且有可能会导致单元失稳.所以,网格划分应该遵循以下两点:(1)较好地描述边界的形状;(2)单元不能过于狭长.图1花纹块的初始几何形状Fig.1 The initial geometry of pattern blocks图2 花纹块的网格模型Fig.2 Finite element model of pattern blocks1.2 包含复杂胎面花纹的轮胎模型轮胎模型的建模过程如图3所示.在建立包含复杂胎面花纹的轮胎模型时,轮胎主体部分使用SY M M ET RIC M ODEL GEN ERA T ION 命令(Revo lve 参数),由轴对称的二维模型旋转生成;对于胎面花纹部分,构建包含一个花纹节的三维胎面花纹,并划分网格、生成节点和单元信息;然后将轮胎主体部分和胎面花纹部分通过组合模型的方法约束在一起.这里仅构建包含一个花纹节的轮胎断面,轮胎主体部分的周向旋转角度也要与之相匹配,本文中该周向角度为6 .最后再次使用SYM M E T RIC M ODEL GENE RA T ION 命令(Periodic 参数),将上述断面沿周向镜像60份,即得到具有周期性的整个轮胎模型.图3 轮胎模型的建模过程Fig.3 Modeling process of tire models与文献[4]中所建立的轮胎模型不同,本模型的优势在于,其可以用于轮胎的稳态滚动分析,因为利用ST EADY ST AT E T RA NSPORT 命令进行稳态输送分析时,要求几何模型完全是轴对称的或者完全是周期性的.因此,本文的建模方法对于后续的稳态滚动分析有着重要意义.计算表明,如果考虑轮胎的横向对称性仅取1/2轮胎建模进行有限元分析,与取整个轮胎建模相比,在对称面附近区域的计算结果有一定偏差,因此本文取整个轮胎建模.为了简化计算过程,本文没有考虑轮胎和轮辋的接触条件,而只对轮辋约束点进行完全约束.同时对于橡胶并没有采用超弹性材料进行计算,而是用泊松比较大的弹性材料代替.模拟中考虑轮胎和地面之间的摩擦接触,摩擦因数取0.8,轮辋和地面均为刚体.2 模型验证为验证有限元模型的正确性,本文进行静负荷状态下轮胎载荷 下沉量的测试.如图4所示为静负荷状态下载荷 下沉量曲线的有限元计算结果和测试结果的比较.由图4可见,计算结果与试验结果基本吻合.由此可认为,本文给出的有限元模型和计算方法是有效的.第3期束永平,等:计及复杂胎面花纹的子午线轮胎有限元分析277图4 载荷 下沉量曲线Fig.4 Load subsidence curve3 计算结果和对比分析利用图3所示方法建立的有限元模型,对包含复杂胎面花纹的11.00R 20型全钢载重子午线轮胎进行装配、充气、静负荷等工况的模拟,并将计算结果与不包含花纹的轮胎模型的计算结果进行对比分析.限于篇幅,本文仅给出静负荷状态的部分分析结果.图5为静负荷状态轮胎接地端子午面内橡胶结构M ises 应力分布.其中图5(a)为考虑复杂胎面花纹的轮胎模型的计算结果,图5(b)为不考虑胎面花纹的轮胎模型的计算结果.由图5可见,带束层端部位置,是整个胎冠部应力集中最严重的部位;同时,花纹沟底部位置,也易于形成应力集中.对比图5(a)和(b)可见,复杂花纹对花纹沟底部附近区域有较大影响,对其他区域的影响相对较小.因此,复杂花纹对轮胎胎冠部橡胶结构内受力特征有一定影响.图5 橡胶结构内Mises 应力分布(静负荷状态,F =30kN)Fig.5 Mises stress distribution within rubber structure(static load condition,F =30kN)图6为静负荷状态轮胎接地端子午面内带束层帘线受力分布.其中model 1为考虑复杂胎面花纹的轮胎模型的计算结果,model 2为不考虑胎面花纹的轮胎模型的计算结果.由图6可见,两者在接地端子午面内带束层帘线受力分布曲线基本吻合,因此,是否考虑胎面花纹,对带束层帘线受力分布特征总体上影响不大.图6 轮胎接地端子午面内带束层帘线受力分布(静负荷状态,F =30kN)Fig.6 Force distribution of belt cord withinradial plan of tire contact terminal (static load condition,F =30kN)278东华大学学报(自然科学版)第36卷在轮胎静负荷试验中只能测得单位接地面积中的平均接地压力,但实际上轮胎的接地压力是不均匀的.图7示出了轮胎在负荷为30kN,充气压力为800kPa 时的接地压力分布.其中图7(a)为考虑复杂胎面花纹的轮胎模型的计算结果,图7(b)为不考虑胎面花纹的轮胎模型的计算结果.由图7可见,花纹形态对接地印痕形状和接地压力分布都有一定影响;与不考虑胎面花纹相比,包含复杂胎面花纹的轮胎接地长度(纵向)有所减小,接地面中央区域的接地压力有所增大,靠近肩部的接地压力最大值有所降低,接地压力的分布总体上较为均匀.有花纹的轮胎接地压力大于无花纹的.图7 轮胎接地压力分布(静负荷状态,F =30kN)Fig.7 Contact pressure distribution of tire(static load condition,F =30kN)4 结论本文对复杂胎面花纹进行有限元分析,研究结果表明,是否考虑胎面花纹,对轮胎胎冠部橡胶结构内受力特征有一定影响,对骨架结构受力分布特征影响较小,对接地压力分布特征影响较大,对接地印痕形状也有一定的影响.因此,在对轮胎进行胎冠部的受力和变形特征的分析时,有必要计及胎面花纹的影响.同时,接地压力分布对轮胎的耐磨性能、制动性能、通过性能均有影响.在行驶过程中轮胎出现不正常的磨损,如磨冠、磨肩或偏磨等现象,多数是由于轮胎行驶面的接地压力分布不均引起的.花纹块对于轮胎的磨耗也是一个必须要考虑的因素.因此,本文探讨出的一种建立带有复杂胎面花纹的三维轮胎有限元模型的方法,对今后轮胎花纹形式的设计有一定的指导意义.参 考 文 献[1] 庄继德.汽车轮胎学[M ].北京:北京理工大学出版社,1996:28 32.[2] 王吉忠.轮胎胎面单元与路面相互作用及其设计研究[D].吉林:吉林工业大学汽车科学与工程学院,2000.[3] 李炜.子午线轮胎结构有限元分析和设计原理的若干问题研究[D].合肥:中国科学技术大学工程科学学院,2003.[4] G H ORE ISH Y M H R.Fin ite E lem en t Analy sis of th eS teel Belted Radial T yr e w ith T read Pattern U nd erC ontact Load [J ].Iran ian Polym er Jou rnal,2006,15(8):667 674.。
有限元分析汽车子午线轮胎的文献综述
2010 至 2011 学年 第 一 学期考核课程考核课程：： 文献检索文献检索、、阅读与写作提交日期提交日期：： 2010 年 12 月 3 日报告题目报告题目：： 有限元分析汽车子午线轮胎的文献综述姓 名学 号年 级专 业 机械设计及理论 所在学院 机电工程学院大学研究生处制有限元分析汽车子午线轮胎的文献综述一．选题目的及意义庞大的汽车需求量促进了轮胎行业的快速增长，世界各国轮胎的构架正在向追求高品质和高附加值方向转变。
子午线轮胎以滚动阻力低、节省燃料，高速安全、生热低，耐磨、耐刺、耐用，减震、舒适，操纵稳定性好等有利优点成为目前汽车轮胎发展的新方向。
但是由于其几何结构的复杂性和材料的多样性，其理论分析一直困扰着研究工作者，对子子午线轮胎这种结构用近似的数学公式进行全面的数学分析是极其困难的，许多主要性能分析通常是近似的定性分析。
这些问题包括非可展旋转面的有限变形、非线性弹性与时间的相关性、材料的非线性滞后性以及由结构的各向异性带来的复杂性。
因此，轮胎力学作为轮胎理论研究的一个最为重要的组成部分而吸引着众多的研究工作者在这一领域里努力开拓，并不断取得新的进展。
随着计算机的普及和发展，有限元法以其强大的攻势逐步在工程分析及设计中得到广泛应用，并成功地解决了不少复杂的结构问题。
作为一种行之有效的数值计算方法，有限元法也毫不例外地被引入到轮胎结构设计中。
早在七十年代，美国和日本各大公司均己采用了有限元法来分析轮胎结构中的力学问题。
最初只是利用有限元研究了轮胎受充气压力和自由旋转离心力等对称力作用时的应力应变，进一步又研究了轮胎静态集中负菏下的接触问题，并逐步深入研究动态非对称载荷下应力应变问题。
如何对子午线轮胎复杂的结构和材料进行精确地相关力学特性理论的研究是目前有限元研究的一个重点方向。
国内对轮胎有限元研究的综述二．国内对轮胎有限元研究的综述对轮胎特性理论的研究始于本世纪四十年代对飞机轮胎的研究，经过半个多世纪的发展，已经建立了较完善的理论模型。
有限元分析考评实例：子午线轮胎断面测试和轮胎有限元模型的修正-李兵-200706
有限元分析考评实例：子午线轮胎断面测试和轮胎有限元模型的修正李兵，李子然，夏源明中国科学技术大学力学与机械工程系，合肥 230027摘要：在考评使用ABAQUS 软件给出的某种子午线轮胎的有限元分析结果时发现，轮胎的负荷－下沉量曲线以及径向刚度的计算结果与试验结果比较吻合，但接地印痕形状和接地压力分布的计算结果与试验结果相差很大。
为了找出问题所在，针对实际轮胎进行了轮廓测试和截断面分析，以检验轮胎实际构型与设计构型是否存在较大差别；结果表明，轮胎内轮廓曲线以及带束层帘线角分布的实际情况与设计参数均差别较大。
根据测试结果对有限元模型的初始构型进行了修正，修正后模型的接地压力分布计算结果明显改善，与实验测量结果具有非常一致的特征。
关键词：子午线轮胎 有限元分析 有限元模型 考评 断面测试1. 研究背景在使用试验结果对使用ABAQUS 软件进行的某种规格子午线轮胎的有限元分析结果进行考评时发现，轮胎的负荷－下沉量曲线以及径向刚度∗v e r t i c a l d e f o r m a t i o n (m m )load (N)的计算结果与试验结果比较吻合（如图1所示），但接地印痕和压力分布的计算结果与试验结果相差很大（如图2所示），接地形状的计算结果接近圆形，测试结果则接近方形；胎肩部接地长度的计算结果小于测试结果，在胎冠中部接地长度的计算结果则大于测试结果。
在检验了模拟方法和计算方法本身的合理性后，使用计及复杂胎面花纹的轮胎模型[1]进行了分析，但上述差异仍然明显存在。
也就是说，有限图1 载荷－位移曲线的测试结果和计算结果（气压为180kpa ）∗注：图1和图2中的试验结果在PL-2003轮胎综合试验机上测得。
在试验前使用测力环和游标卡尺对该试验机的力量和位移测量结果进行了校正，以确保试验数据的可靠性。
(a) 试验结果 (b) 忽略横向花纹轮胎模型的计算结果 (c) 计及复杂花纹轮胎模型的计算结果图2 接地压力的测试结果和计算结果（气压为0.18MPa ，负荷为4000N ）实际上，轮胎经过包括硫化过程在内的复杂的工艺流程加工而成[2]，这些复杂的工艺流程可能导致成品轮胎的实际构型与设计构型有所不同。
子午线轮胎的非自然平衡轮廓设计及性能分析
子午线轮胎的非自然平衡轮廓设计及性能分析杨 建 王国林 万治君江苏大学,镇江,212013摘要:在分析现有子午线轮胎非自然平衡轮廓设计理论的基础上,以12.00R 20和385/55R 22.5两种规格载重子午线轮胎为研究对象,利用酒井秀男非自然平衡轮廓理论㊁F r a n k 非自然平衡轮廓理论及新非自然平衡轮廓理论对胎体轮廓进行设计㊂利用有限元分析技术,从轮胎磨损㊁滚动阻力㊁抓地力等方面,对三种轮廓理论设计的两种规格轮胎的性能进行综合对比分析㊂结果表明:酒井秀男的设计理论适合于断面高宽比较大的轮胎;F r a n k 的设计理论适合于断面高宽比较小的轮胎;新非自然平衡轮廓理论设计能够减小轮胎磨损,降低滚动阻力等;轮胎胎体轮廓设计对轮胎性能具有重要影响,尤其对滚动阻力具有显著影响,新非自然平衡轮廓设计理论为低滚阻轮胎设计提供了方向参考;新非自然平衡轮廓设计理论可解决轮胎性能间不相容的难题㊂关键词:车辆工程;新非自然平衡轮廓;结构设计;轮胎磨损;滚动阻力中图分类号:U 463.3 D O I :10.3969/j.i s s n .1004132X.2015.13.022N o n e q u i l i b r i u mT i r eC o n t o u rD e s i g n f o rR a d i a l T i r e s a n dP e r f o r m a n c eA n a l ys i s Y a n g J i a n W a n g G u o l i n W a nZ h i ju n J i a n g s uU n i v e r s i t y ,Z h e n j i a n g ,J i a n gs u ,212013A b s t r a c t :T h e c o n t o u r s o f r a d i a l t r u c k t i r e 12.00R 20a n d 385/55R 22.5w e r e r e d e s i g n e db y u s i n g t h eS a k a iH i d e o ’s n o n e q u i l i b r i u mc o n t o u r t h e o r y ,F r a n k ’s n o n e q u i l i b r i u mc o n t o u r t h e o r y a n d t h e o p -t i m i z e dn o n e q u i l i b r i u mc o n t o u r t h e o r y ,w h i c hw e r eb a s e do n t h ec u r r e n tn o n e q u i l i b r i u mc o n t o u rd e -s i g n t h e o r i e s o f r a d i a l t i r e .T i r ew e a r ,r o l l i n g r e s i s t a n c e a n d g r i pp e r f o r m a n c e s o f r a d i a l t i r e sw i t hd e -s i g n e dc o n t o u r s w e r ea n a l y z e dc o m p r e h e n s i v e l y t h r o u g hf i n i t ee l e m e n ta n a l ys i s .T h er e s u l t ss h o w t h a t ,S a k a iH i d e o ’s d e s i g n t h e o r y s u i t s f o r t h e t i r e sw i t hs m a l l a s p e c t r a t i o ;F r a n k ’sd e s i g nt h e o r ys u i t s f o r t h e t i r e sw i t h l a r g e a s p e c t r a t i o ;t h eo p t i m i z e dn o n e q u i l i b r i u mt i r e c o n t o u rw i l l e n h a n c e t h e t i r e p e r f o r m a n c e s s u c ha s t i r ew e a r ,r o l l i n g r e s i s t a n c e a n d s o o n .T i r e i n n e r c o n t o u r h o l d s g r e a t i n f l u -e n c e so n t h e p e r f o r m a n c e s o f t h e t i r e s ,e s p e c i a l l y o n t i r e r o l l i n g r e s i s t a n c e .T h e o p t i m i z e dn o n e q u i l i b -r i u mc o n t o u r p r o v i d e s a g u i d a n c e t or e d u c e t h e t i r e r o l l i n g r e s i s t a n c e .T h eo p t i m i z e dn o n e q u i l i b r i u m t i r e c o n t o u r d e s i g nc a nb r e a k t h r o u g h t h e t a r ge t c o nf l i c t s i n t i r e p e r f o r m a n c e .K e y w o r d s :v e h i c l e e ng i n e e r i n g ;n e wn o n e q u i l i b r i u mc o n t o u r ;s t r u c t u r a l d e s i g n ;t i r ew e a r ;r o l l -i n g r e s i s t a n c e 收稿日期:20140523基金项目:高等学校博士学科点专项科研基金资助项目(20070299006);江苏省 六大人才高峰”资助项目(2011A 031);江苏省汽车工程重点实验室开放基金资助项目(Q C 201303);江苏省普通高校研究生科研创新计划资助项目(C X L X 13_676)0 引言早期,由于对轮胎的结构力学性能缺乏系统㊁深入的认识,人们主要依赖经验进行设计,这种边试验边修正”的方法需要消耗大量的时间和资金[1]㊂为了缩短研发周期和降低研发费用,学者们提出了多种解析和半解析模型来对轮胎的结构力学进行研究,如用于轮胎平衡轮廓分析的网格模型[2]㊁薄膜模型[3]㊁胎体弦模型[4],用于轮胎结构应力分析的变截面各向异性层合壳模型,以及用于轮胎动力学性能分析的弹性支撑圆环梁模型[5]等㊂以上解析和半解析模型将轮胎设计水平提升到半定量设计阶段㊂但这些模型均进行了过多的假设和简化,难以得到精确可靠的分析结果㊂虽然学术界迄今为止尚没有给出关于轮胎轮廓对轮胎性能影响比较完整的结论,但普遍认为轮胎轮廓,尤其是轮胎胎体轮廓对轮胎的各项性能均有显著影响㊂由于轮胎都是在充气状态下工作的,因此,充气后轮胎胎体轮廓形状将直接决定其内部的受力情况及行驶状态,从而直接影响轮胎的安全性(抓地)㊁滚动阻力㊁磨损等一系列性能指标[6]㊂传统的轮胎胎体轮廓设计通常采用自然平衡轮廓法,即假设轮胎充气后帘线所受张力呈均匀分布㊂但它忽略了带束层和加强层的压力分担作用,且主要考虑的是轮胎的静态强度,没有考虑轮胎使用过程中的性能㊂20世纪80年代中后㊃7281㊃Copyright ©博看网. All Rights Reserved.期,学术界纷纷以轮胎动态平衡作为基本的设计方法,对轮胎结构优化设计理论进行研究,从而打破了以往静态的自然平衡轮廓设计㊂但大部分理论都是建立在有限元分析技术和计算机技术的基础上的,针对轮胎单一目标性能对轮廓做出的局部修正,并没有 普适定律”[7]㊂因此,如何在现有轮胎轮廓设计理论的基础上找到更加适用于子午线轮胎的轮廓设计方法显得尤其重要㊂本文在分析现有子午线轮胎非自然平衡轮廓设计理论的基础上,对12.00R 20㊁385/55R 22.5两种规格载重子午线轮胎进行了研究㊂1 子午线轮胎的非自然平衡轮廓设计1.1 子午线轮胎的结构子午线轮胎主要由胎面㊁胎体㊁胎侧㊁带束层㊁气密层和胎圈等几部分组成,其结构如图1所示㊂子午线轮胎的胎体帘线呈子午方向排列,因此对轮胎周向的约束和强度没有贡献,须通过增加带束层来改善轮胎的周向性能㊂带束层不仅在半径方向承受压缩,起缓冲作用,而且在圆周方向起到刚性的环箍作用㊂图1 子午线轮胎结构示意图1.2 轮胎的非自然平衡轮廓理论轮胎的非自然平衡轮廓理论需考虑轮胎的动态特征㊂对于子午线轮胎,由于带束层的箍紧作用,使原本在斜交胎中主要由帘布承受应力的情况发生了根本改变,带束层代替胎体分担了绝大部分的应力,然而,带束层究竟分担了多少应力以及应力的具体分布情况如何,学术界一直众说纷纭㊂为考虑带束层及加强层结构对轮胎轮廓的影响,酒井秀男提出了压力分担率的概念[8],认为在胎冠及下胎侧部位,轮胎的内压并非完全由胎体帘布承担,相反大部分的压力是由带束层和加强层来承担,所以按压力分担率对具有带束层和加强层约束的子午胎断面轮廓曲线进行计算时,须将其断面轮廓分为三个部分,其断面轮廓曲线如图2所示㊂各部分轮廓曲线的计算公式如下㊂图2 具有带束层和加强层的子午线轮胎断面轮廓曲线(1)胎冠带束层部位(K D )轮廓曲线的计算公式为y =∫r k rG 1(r )d r(1)(2)胎侧中间部位(D E )轮廓曲线的计算公式为y =∫r k r dG 1(r )d r +∫r d rG 2(r )d r(2)(3)下胎侧部位(E B )轮廓曲线的计算公式为y =∫r k r dG 1(r )d r +∫r d r eG 2(r )d r +∫r e rG 3(r )d r(3)G 1(r )=[r 2d -r 2m +(1-τ0+a r k r k -r d)(r 2-r 2d )-2a (r 3-r 3d )3(r k -r d )]{B 2-[r 2d -r 2m +(1-τ0+a r k r k -r d)㊃(r 2-r 2d)-2a (r 3-r 3d )3(r k -r d )]2}-1/2G 2(r )=(r 2-r 2m )[B 2-(r 2-r 2m)2]-1/2G 3(r )=[r 2e -r 2m +(1-τe r e r e -r b)(r 2-r 2e )+2τe (r 3-r 3e )3(r e -r b)]{B 2-[r 2e -r 2m +(1-τe r e r e -r b )(r 2-r 2e )+2τe (r 3-r 3e )3(r e -r b )]2}-1/2B =r 2d -r 2m +(1-τ0+a r k r k -r d)(r 2k -r 2d )-2a (r 3k -r 3d)3(r k -r d )式中,r d 为带束层端点至旋转轴半径;r m 为轮胎最宽点至旋转轴的半径;τ0为带束层的压力分担率;a 为带束层压力分担系数;r k 为胎冠点至旋转轴的半径;r e 为加强层上端至旋转轴的半径;rb 为胎圈中心至旋转轴的半径;τe 为加强层压力分担率㊂对式(1)~式(3)积分,即可求出子午线轮胎断面各部分的轮廓曲线㊂B öh m 和F r a n k 从网络理论角度对子午线轮胎断面形状进行了研究[9],提出了轮胎断面主曲㊃8281㊃Copyright ©博看网. All Rights Reserved.率半径r 1是以带束层角度βG ㊁胎体帘线角度βk ㊁断面最宽点半径r m 以及带束层的压力分担率τ0为参数的函数表达式,如图3㊁图4所示㊂在此基础上,F r a n k 用胎面中心的曲率半径r 1代替τ0作为变量,不同点是F r a n k 认为τ0是可以自然确定的㊂只要对数值进行积分,就可得到r =f (r )形式的断面轮廓㊂F r a n k 认为胎体与带束层之间的压力分担率τ0按梯形曲线分布比抛物线分布更为接近实际情况,且压力分担率τ0在带束层宽度区域内可近似地看成为常数㊂引入上述假设条件后,断面轮廓曲线计算公式如下㊂图3子午线轮胎的断面形状简图图4 子午线轮胎的带束层与胎体层之间的压力分担率(1)胎侧部位(r b ≤r ≤r d )轮廓曲线的计算公式为y =y m -∫rr m(r 2-r 2m )d r /{[(r 2d -r 2m )+ζ(r 2k-r 2d)]2-(r 2-r 2m)2}1/2(4)ζ=1-τ0式中,y m 为轮胎断面最宽点至旋转中心轴的距离㊂(2)胎冠部位(r d ≤r ≤r k )轮廓曲线的计算公式为y =yd -∫r r d[(r 2d-r 2m)+ζ(r 2-r 2d)]d r /{[(r 2d -r 2m )+ζ(r 2k -r 2d)]2-[(r 2d -r 2m )2+ζ(r 2-r 2d)]2}1/2(5)式中,yd 为带束层端部至旋转中心轴的距离㊂1.3 轮胎的新非自然平衡轮廓理论结合酒井秀男和F r a n k 非自然平衡轮廓理论的特点,文献[10]对两种理论进行了融合,并利用有限元分析方法证实了在带束层宽度范围内带束层压力分担率近似为常数㊂同时考虑到轮胎下胎侧部位的加强层在轮胎充气状态下对胎体压力分担的作用不可忽视,提出了新的轮胎充气非自然平衡胎体轮廓的积分方程,即胎冠部位轮廓曲线由F r a n k 提出的曲线方程求得,胎侧中间部位和下胎侧部位的轮廓曲线则由酒井秀男提出的曲线方程求得,并利用轮胎断面宽度y m 作为中间量将两种理论融合在一起㊂(1)胎冠带束层部位(图2中K D )轮廓曲线的计算公式为y =yd -∫r r d[(r 2d-r 2m)+ζ(r 2-r 2d)]d r /{[(r 2d -r 2m )+ζ(r 2k -r 2d)]2-[(r 2d -r 2m )2+ζ(r 2-r 2d)]2}1/2(6)yd =Δ+∫r k r dG 1(r )d rΔ=y m-(∫r k r dG 1(r )d r +∫r dr mG 2(r )d r (2)胎侧中间部位(图2中D E )轮廓曲线的计算公式为y =∫r k r dG 1(r )dr +∫r d rG 2(r )dr +Δ(7)(3)下胎侧部位(图2中E B )轮廓曲线的计算公式为y =∫r k r dG 1(r )d r +∫r d r eG 2(r )d r +∫r e rG 3(r )d r +Δ(8)对式(6)~式(8)积分可得胎体轮廓曲线㊂1.4 轮胎轮廓曲线求解的程序实现由上述积分方程可知,要得到胎体轮廓曲线,必须给出胎体轮廓上几个关键设计参数y m ㊁r k ㊁r d ㊁r m ㊁r e ㊁r b ㊁τ0㊁τe 的值㊂其中τ0决定着胎面弧的形状,其大小直接影响着轮胎的接地性能㊂τe 决定着下胎侧的形状,且考虑到轮胎与轮辋的配合问题,需要不断尝试τe 的值以达到设计轮廓与之对应的标准轮辋配合收敛,其整个设计流程如图5所示㊂图5 轮廓求解的设计流程利用MA T L A B 编程语言实现上述曲线方程的积分,并将程序界面化㊂在已知轮胎的一些关键设计参数的情况下,可方便㊁准确地得到任意规格子午线轮胎的非自然平衡胎体轮廓曲线,此外,程序还实现了与A u t o C A D 软件间的数据对接,方便轮胎工程设计人员的使用㊂㊃9281㊃Copyright ©博看网. All Rights Reserved.1.5 非自然平衡轮廓的绘制为对比说明三种理论设计的胎体轮廓对其性能的影响以及新非自然平衡轮廓理论的普适性,本文从普通轮胎和宽基轮胎中分别选择12.00R20及385/55R22.5进行轮廓设计,其关键设计参数如表1所示㊂表1 轮胎的关键设计参数轮胎型号设计变量y m(mm)r k(mm)r d(mm)r m(mm)r e(mm)r b(mm)τ0τe a 12.00R20酒井秀男F r a n k新非自然平衡轮廓150.60528.24522.54412.59339.50269.770.800.130.110.800.800.150.10 385/55R22.5酒井秀男F r a n k新非自然平衡轮廓187.70472.70462.55393.88350.74296.050.900.130.100.900.900.100.12 根据表1的设计数据,利用本文编制的软件绘制出两种规格轮胎对应的三种设计理论下的胎体轮廓曲线,如图6所示㊂(a)12.00R20(b)385/55R22.5图6 两种规格轮胎的三种设计轮廓对比由图6可以看出:对于12.00R20轮胎,三种理论设计的胎体轮廓曲线整体比较相似,采用酒井秀男和新非自然平衡轮廓理论设计的胎体轮廓基本重合㊂F r a n k理论设计在胎面部位相对较平坦,但是由于其没有考虑加强层的压力分担作用,所以在胎圈部位的曲线与其他两种设计差别较大,不能对子口宽度这个设计参数进行很好的控制㊂对于385/55R22.5轮胎,三种胎体轮廓曲线各不相同,采用F r a n k和新非自然平衡轮廓理论设计的胎体轮廓在胎面部位比较相似,胎面比较平坦;采用酒井秀男理论设计的胎体轮廓曲线与二者相比差别较大,胎面和胎侧曲率均较大,从而缩短了胎侧的长度;F r a n k理论设计同样没有考虑加强层的压力分担作用,不能对子口宽度进行很好的控制㊂为分析轮廓设计对轮胎性能的影响,将胎体轮廓曲线导入C A D中根据轮胎设计标准进行轮胎的材料分布图设计,其中带束层采用比较普遍的 3+0”结构㊂2 非自然平衡轮廓轮胎性能的有限元分析轮胎耐磨性(磨损)㊁滚动阻力和抓地性能是轮胎的最主要性能,然而,由于橡胶材料的固有特性,这三个性能间相互制约且矛盾突出,因此三者的关系被称为 魔鬼三角”[11]㊂所以本文利用有限元技术对轮胎的磨损㊁滚动阻力及抓地性能进行虚拟试验,探索三种轮廓设计理论对轮胎性能的影响规律㊂2.1 磨损性能有限元模拟(1)轮胎接地面摩擦功的计算方法㊂轮胎与地面的接触过程中,由于橡胶的黏弹特性,不可避免地存在能量损耗,其中主要能量消耗为胎面变形的能量损失及地面的摩擦功损失㊂当只考虑摩擦的影响及胎面变形时,橡胶块上作用有负荷P z和剪切力F s,如图7所示㊂若取摩擦因数为μ,滑移距离为L s,则当F s>μP z时,橡胶块开始滑移,即发生了摩擦能量损失,同时产生磨损㊂取剪切力F s和滑移量L s的乘积为消耗于滑动摩擦能量,即接地面摩擦功E=F s L s㊂图7 橡胶摩擦模型(2)轮胎接地面摩擦功计算㊂为分析接地面摩擦功,分别建立了三种轮廓设计理论轮胎的有限元分析模型,通过计算轮胎在制动拖滑一定距离时的摩擦能量损失,比较三种不同设计理论对轮胎磨损性能的影响规律,其边界条件设定如表2所示㊂㊃0381㊃Copyright©博看网. All Rights Reserved.表2 轮胎制动拖滑边界条件型号边界条件气压(k P a )负荷(k g)摩擦因数速度(k m /h )制动距离(m )12.00R 2083037500.7800.1385/55R 22.583041650.7800.1 (3)仿真结果分析㊂本文采用三种轮廓设计理论设计两种规格轮胎在制动拖滑过程中接地面总体摩擦能量损失如表3所示㊂表3 轮胎摩擦能量损失型号12.00R 20385/55R 22.5酒井秀男F r a n k 新非自然平衡轮廓酒井秀男F r a n k 新非自然平衡轮廓摩擦能量(J)242825132374289128832672由表3可知,与另外两种设计方案相比,采用新非自然平衡轮廓设计的12.00R 20轮胎摩擦能量损失分别降低了2.22%和5.53%;采用新非自然平衡轮廓设计的385/55R 22.5轮胎摩擦能量损失分别降低了7.58%和7.32%㊂这是因为新非自然平衡轮廓设计的轮胎具有平坦的胎面轮廓,从而减小了胎肩厚度,所以可有效抑制由于胎肩增厚使热量过高㊁散热困难从而造成胎肩开裂及轮胎使用寿命降低的现象㊂另外,趋于平直的胎侧,在充气过程中胎体的变形能够有效地抑制胎肩的膨胀,从而避免了接地过程中胎肩处的应力集中,使轮胎的接地压力分布更均匀,防止出现胎肩偏磨现象㊂此外,由表3可知,对于12.00R 20轮胎(窄基胎),酒井秀男非自然平衡轮廓设计与F r a n k 非自然平衡轮廓设计相比,其摩擦能量损失降低了约3.38%;而对于385/55R 22.5轮胎(宽基胎)而言,F r a n k 非自然平衡轮廓设计与酒井秀男非自然平衡轮廓设计相比,其摩擦能量损失有所降低㊂采用三种轮廓设计的两种规格轮胎制动拖滑过程中的接地印痕如图8所示㊂从图8可知,新非自然平衡轮廓设计应力分布集中在胎面中部,且接地印痕近似为腰鼓形,胎肩应力集中现象得到有效抑制㊂(a )12.00R 20新非平衡轮廓(b )12.00R 20F r a n k 轮廓(c )12.00R 20酒井秀男轮廓(d )385/55R 22.5新非平衡轮廓(e )385/55R 22.5F r a n k 轮廓(f )385/55R 22.5酒井秀男轮廓图8 三种理论设计的轮胎制动接地印迹2.2 滚动阻力有限元模拟轮胎总的滞后能量损失为E L O S S =∑Q i Vi式中,V i 为轮胎橡胶单位体积;Q i 为轮胎单位体积橡胶的迟滞损失量㊂通常将轮胎截面单元的应力应变沿轮胎周向分布状态作为该单元一个滚动周期的应力应变循环㊂依据结构分析获得单元应力应变场,提取出轮胎截面各材料点应力应变沿轮胎一周的分布,将其视为轮胎在滚动状态下该处的加卸载循环㊂轮胎在稳态自由滚动过程中典型的等效应变循环是非谐变的,同样其等效应力的循环也是非谐变的㊂将应力应变循环通过傅里叶分解成谐波的叠加,获得不同频率下的应力应变幅值如下:㊃1381㊃Copyright ©博看网. All Rights Reserved.ε=ε0+∑mn =1ε21n +ε22n s i n (n ωt +φεn )σ=σ0+∑mn =1σ21n +σ22n s i n (n ωt +φσn üþýïïïï)其中,t a n φεn =ε1n /ε2n ,t a n φσn =σ1n /σ2n ,m 为傅里叶级数展开的项次(取m =20),得到:Q i =∑mn =1n πσn εns i n δ(9)式中,σn =σ21n +σ22n ;εn =ε21n +ε22n ;Qi 为单位体积轮胎材料在每一个周期中能量损失;t a n δ为损耗因子,损耗因子根据文献[12]选取㊂根据式(9)可求得轮胎滚动阻力F f :F f =V i ∑mn =1n πσn εns i n δ2πr本文模拟轮胎稳态自由滚动状态下的滚动阻力,轮胎气压负荷按照表2设置,路面附着系数取0.7,速度为60k m /h ㊂三种轮廓理论设计的两种规格轮胎在稳态自由滚动状态下的滚动阻力如表4所示㊂表4 三种轮廓设计的两种规格轮胎自由滚动下的滚动阻力型号12.00R 20385/55R 22.5轮廓酒井秀男F r a n k 新非自然平衡轮廓酒井秀男F r a n k 新非自然平衡轮廓滚动阻力(N )419424402380328303.5由表4可知,三种设计中新非自然平衡轮廓理论设计的轮胎滚动阻力最小,与另外两种设计方案相比,新非自然平衡轮廓设计的12.00R 20轮胎的滚动阻力分别降低了4.06%㊁5.19%;新非自然平衡轮廓设计的385/55R 22.5轮胎的滚动阻力分别降低了20.13%㊁7.47%㊂这是由于新非自然平衡轮廓与另外两种设计方案相比具有更平坦的胎面轮廓,从而可以减小胎肩处胎面胶和胎肩垫胶的厚度及应变能,当轮胎受载时,平直的胎侧设计可以将轮胎的变形转移到胎侧,且该设计使轮胎接地压力分布更均匀,有效减小了轮胎的应力应变,最终减小了轮胎的滚动阻力㊂此外,由表4可以看出,对于12.00R 20轮胎(窄基胎),酒井秀男非自然平衡轮廓设计与F r a n k 非自然平衡轮廓设计相比,其滚动阻力有所降低;而对于385/55R 22.5轮胎(宽基胎)而言,F r a n k 非自然平衡轮廓设计与酒井秀男非自然平衡轮廓设计相比,其滚动阻力降低了约13.68%㊂由此可以看出,轮胎胎体轮廓对轮胎滚动阻力具有较大影响㊂2.3 抓地性能的有限元模拟在A B A Q U S 中采用库仑摩擦模型对轮胎与路面接触进行模拟,使用摩擦因数来表示接触面之间的摩擦特性㊂库仑摩擦的计算公式为τc r i t =μp式中,τc r i t 为临界切应力;μ为摩擦因数;p 为法向接触压强㊂当切向力达到临界切应力之后,摩擦面之间开始发生相对滑动㊂模拟轮胎制动的过程中,给定摩擦因数,根据此摩擦模型计算出每一时间步对应的切向摩擦应力的合力,通过此切向摩擦力来评价轮胎的抓地性能㊂轮胎与路面之间的摩擦因数定义为0.7,轮胎气压负荷按照表2设置㊂定义路面为刚体,抽动路面时采用位移约束,即给定路面在x 方向(轮胎滚动方向)足够大的位移以实现轮胎在路面上完全滑动,如图9所示㊂图9 轮胎制动模拟示意图轮胎在制动拖滑过程中的最大切向力如表5所示㊂表5 轮胎制动过程中最大切向力型号12.00R 20385/55R 22.5轮廓酒井秀男F r a n k新非自然平衡轮廓酒井秀男F r a n k新非自然平衡轮廓最大切向力(N )255732545425657285152876328781由表5可以看出,轮胎的制动切向力差别不大,说明轮胎胎体轮廓设计对轮胎抓地性影响不明显㊂在三种设计方案中,新非自然平衡轮廓设计轮胎的制动切向力最大㊂对于12.00R 20,三种轮廓设计方案切向力基本相等,差距较小;对于385/55R 22.5而言,F r a n k 与新非自然平衡轮廓设计基本相同,与酒井秀男轮廓设计相比提升较大,这是由于两者设计的胎面曲线基本相同㊂由此可以看出宽基胎趋于平坦的胎面胎体轮廓设计对于提升轮胎抓地性有一定效果㊂其中,轮胎沿路面X 方向的切向力随着路面X 方向位移的变化曲线如图10所示㊂㊃2381㊃Copyright ©博看网. All Rights Reserved.(a )12.00R 20切向力(b )385/55R 22.5切向力图10 切向力变化曲线图3 结论(1)从三种不同轮廓设计的两种规格轮胎的性能分析结果可以看出,酒井秀男的设计理论更适合于断面高宽较大的轮胎(窄基胎),F r a n k 的设计理论更适合于断面高宽较小的轮胎(宽基胎),且其下胎侧设计存在缺陷㊂融合修正后的新非自然平衡轮廓理论设计提升了轮胎的整体性能,更适用于断面高宽比较小的子午线轮胎的轮廓设计㊂(2)轮胎胎体轮廓设计对轮胎的性能具有重要影响,尤其对滚动阻力其影响更为显著㊂(3)传统轮胎轮廓设计理论各有优缺点,而融合修正后的新非自然平衡轮廓设计理论在减小轮胎磨损的同时减小了滚动阻力,突破了轮胎性能间不相容的难题㊂参考文献:[1] 李兵.计及复杂胎面花纹的子午线轮胎结构有限元分析[D ].合肥:中国科学技术大学,2008.[2] R o b e c c h iE ,A m i c iL .M e c h a n i c so f t h eP n e u m a t i cT i r e .P a r t1.T h e T i r eu n d e rI n f l a t i o n A l o n e [J ].T i r eS c i e n c e a n dT e c h n o l o g y,1973,1(3):290‐345.[3] F r a n kF ,H o f f e r b e r t h W M.M e c h a n i c so f t h eP n e u -m a t i c T i r e [J ].R u b b e r C h e m i s t r y a n d T e c h n o l o g y ,1967,40(1):271‐322.[4] L i m W W ,Y o o nK Y ,C h oCT.E f f e c t s o f C a r c a s sC o r d s ’P r o p e r t i e s o n S i d e w a l lI n d e n t a t i o n i n a M o n o p l y T i r e [J ].T i r eS c i e n c ea n d T e c h n o l o g y,2000,28(1):50‐57.[5] A k a s a k aT ,K a t o k M ,N i h e iS .T w o ‐d i m e n s i o n a lC o n t a c tP r e s s u r eD i s t r i b u t i o no faR a d i a lT i r e [J ].T i r eS c i e n c e a n dT e c h n o l o g y ,1990,18(2):80‐103.[6] 潘涛.子午线轮胎轮廓设计理论的相关研究[D ].广州:华南理工大学,2011.[7] 刘勇,杨卫民.轮胎结构设计理论研究进展[J ].弹性体,2001,11(1):48‐49.L i u Y o n g ,Y a n g W e i m i n g .R e s e a r c h P r o gr e s so f T i r e S t r u c t u r e D e s i g n T h e o r y [J ].E l a s t o m e r i c ,2001,11(1):48‐49.[8] 俞淇,丁剑平.子午线轮胎结构设计与制造技术[M ].北京:化学工业出版社,2006.[9] A k a s a k a T.S t r u c t u r a l M e c h a n i c so fR a d i a lT i r e s[J ].R u b b e rC h e m i s t r y a n dT e c h n o l o g y ,1981,54(3):461‐492.[10] 王国林,万治君,梁晨,等.基于非平衡轮廓理论的子午线轮胎结构设计[J ].机械工程学报,2012,48(24):112‐118.W a n g G u o l i n ,W a n Z h i j u n ,L i a n C h e n g,e ta l .S t r u c t u r a l D e s i g n o fR a d i a l T i r eB a s e d o nN o n ‐b a l -a n c e dO u t l i n eT h e o r y [J ].C h i n e s eJ o u r n a l o fM e -c h a n i c a l E n g i n e e r i n g,2012,48(24):112‐118.[11] 梁晨.子午线轮胎综合接地性能评价体系研究[D ].镇江:江苏大学,2013.[12] 伍建军.载重子午线轮胎滚动阻力有限元仿真分析[D ].镇江:江苏大学,2011.(编辑 袁兴玲)作者简介:杨 建,男,1980年生㊂江苏大学汽车与交通工程学院讲师㊂主要研究方向为现代汽车轮胎技术㊂发表论文10余篇㊂王国林,男,1965年生㊂江苏大学汽车与交通工程学院教授㊁博士研究生导师㊂万治君,男,1988年生㊂江苏大学汽车与交通工程学院研究生㊂㊃3381㊃Copyright ©博看网. 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全钢子午线轮胎胎圈耐久性能试验方法有限元验证
理论•研究第10期全钢子午线轮胎胎圈耐久性能试验方法有限元验证张伟伟，刘岩，罗哲[浦林成山（青岛）工业研究设计有限公司，山东青岛266000]摘要：对12R22.5无内胎和12.00R20有内胎全钢子午线轮胎进行有限元仿真分析，分别对有、无胎面两种模型的轮胎胎圈部位进行受力分析，对比胎体反包端点应变能密度。
结果表明，磨掉胎面轮胎的胎圈部位受力情况与正常轮胎相当，因此磨掉胎面再进行胎圈耐久性能试验能够更有效地反映正常轮胎的胎圈受力情况。
关键词：全钢子午线轮胎;胎圈；耐久性能;无胎面;有限元分析;应变能密度中图分类号：U463.341+.3;O241.82文章编号:2095-5448（2019）10-0557-03文献标志码：A DOI：10.12137/j.issn.2095-5448.2019.10.0557轮胎耐久性能是室内轮胎标准检验项目之一，是与轮胎安全性相关的强制性试验项目。
一般在直径为1.7m的试验转鼓上检验轮胎耐久性能，只有耐久性能满足要求的轮胎才能进入市场“叫当按照国家标准耐久性能试验方法进行试验时，轮胎胎肩往往会早于胎圈损坏这是由于胎面胶较厚，胎肩部位因变形产生的热量不断积累且散热较慢而导致提前损坏，发生这种情况将无法评估胎圈的耐久性能。
为解决这个问题，本工作将轮胎胎面磨掉后（如图1所示）再进行耐久性能试验，使轮胎的破坏位置能确保发生在胎圈部位（如图2所示）。
如果磨掉胎面前后胎圈部位的受力情况差距很大，这种方法将无法反映正常胎圈的耐久性图1磨掉胎面后的轮胎及其断面作者简介：张伟伟（1986-）,女，山东聊城人.浦林成山（青岛）工业研究设计有限公司工程师.学士.主要从事轮胎有限元仿真研究工作。
E-mail：wwzhang@图2胎圈破坏形式能，因此需要对比磨掉胎面前后胎圈部位的受力情况。
显然，通过测试受力来完成这项工作有一定困难，有限元仿真可以很好地解决这个问题。
1测试方案1.1胎圈部位受力判据的选取据统计，磨掉胎面后，轮胎的耐久性能试验破坏主要集中在胎体反包和胎圈包布外端点，裂纹首先在帘线端点与胶料粘合部位开始形成，然后沿着胎体帘线和胎圈包布之间的胶料扩展，最终导致轮胎失效。
子午斜交轮胎力学性能有限元分析
子午斜交轮胎力学性能有限元分析
有限元分析是一种广泛应用于工程领域的数值计算方法，通过将连续体划分为有限的单元，建立离散的有限元模型，然后采用适当的数学方法求解模型，从而获得所研究对象的力学性能。
在子午斜交轮胎力学性能有限元分析中，可以从以下几个方面进行研究。
首先，可以分析轮胎在负荷作用下的应力和应变分布情况。
子午斜交轮胎中的帘线结构会在外力作用下产生应力和应变，通过有限元分析可以研究不同负荷条件下的胎体变形和应力分布情况，了解胎体在运动过程中的受力情况。
其次，可以研究轮胎在不同地面条件下的接地性能。
子午斜交轮胎的纤维帘线结构可以提供更好的抓地力，有限元分析可以模拟轮胎与地面之间的接触情况，研究轮胎在不同地面条件下的接地性能，如附着力、抓地力等，以帮助轮胎设计和优化。
此外，有限元分析还可以研究轮胎的胎垫变形和刚度特性。
胎垫是轮胎中的一个重要组成部分，它直接影响轮胎的舒适性和操控性能。
通过有限元分析，可以模拟轮胎负荷下胎垫的变形情况，并计算胎垫的刚度，以评估轮胎的舒适性和操控性能。
最后，有限元分析还可以研究轮胎的耐磨性能。
子午斜交轮胎的纤维帘线结构具有较好的耐磨性能，有限元分析可以模拟轮胎与地面之间的摩擦情况，计算轮胎在不同工况下的摩擦力和磨损情况，以评估轮胎的耐磨性能。
综上所述，子午斜交轮胎力学性能有限元分析可以从应力和应变分布、接地性能、胎垫变形和刚度特性以及耐磨性能等多个方面进行研究，为轮
胎的设计和优化提供科学依据。
通过有限元分析，可以详细了解子午斜交
轮胎在不同工况下的力学性能，从而提高轮胎的使用寿命和性能。
子午线轮胎有限元分析第7讲子午线轮胎有限元静态分析实例
型 ;带束层 、胎体 、钢丝圈和胎圈包布采用加强筋 模型 ,对橡胶基体和帘线分别定义 ,橡胶基体采用 Moo ney2Rivlin 模型 ,帘线采用线弹性模型 。
Moo ney2Rivlin 模型为
模型中各部位胶料的材料参数如表 1 所示 , 各部位加强筋的材料参数如表 2 所示 。
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W = C10 ( I1 - 1) + C01 ( I2 - 1) 加强筋模型是将加强筋部分和基体部分分别 由加强筋单元和实体单元来表示 ,即在基体单元 中包括一层或更多层不同方向的增强帘线 ,如图 3 所示 。加强筋单元是与其它实体单元 (填充物 或基体) 结合起来使用的 ,用来表示一种增强了的 物质 ,如钢筋混凝土结构 。增强部分和基体部分 分别由加强筋单元和实体单元来表示 ,但实体单 元和加强筋单元采用相同的节点 ,因此没有引入 附加的自由度 。加强筋单元可以用来描述加强筋 的小应变和大应变状态 ,任何材料性质都可以用 到加强筋单元上 。利用加强筋模型可以将基体和 加强筋分别用不同的本构关系来描述 ,试验得到 的组分材料的材料参数可以直接用到分析中 ,并 且基体和加强筋的应力状态可以分别得到 。因此 加强筋模型对于帘线2橡胶复合材料的几何和物 理非线性分析非常有效 。 加强筋材料的定义需要输入加强筋的材料性 质 、加强筋层的参考面或边 (单元的面或边) 、加强 筋方向的参考轴以及加强筋偏离参考轴的角度 、 加强筋层的相对位置 、单根加强筋的横截面积 、单 位长度加强筋的根数 。针对不同问题 ,选择不同 的加强筋单元 ,加强筋方向定义如图 4 所示 ,20 节点加强筋单元如图 5 所示 。