輪胎的耐磨性能直接影響其行駛里程。在輪胎的磨損形式中，非正常磨損對輪胎的使用壽命影響較大[1]，其可導致輪胎提前報廢，甚至可能造成輪胎爆胎，威脅汽車的行駛安全。

輪胎的偏磨損屬于非正常磨損，是由于胎面與地面摩擦能的分布差異而導致胎面寬度方向上的不均勻磨損[2]。輪胎偏磨損的影響因素較多，主要涉及輪胎的結構、材料和車輛設計參數等。

胎面是輪胎與路面的接觸部位，其輪廓結構對輪胎偏磨損影響較大。Y. Tanaka等[3]研究了胎面弧連接方式對輪胎耐磨性能的影響；J. R. Cho等[4]通過優化輪胎胎面花紋形狀，改善了輪胎的耐磨性能。

應用有限元方法分析輪胎的耐磨性能較普遍。S. Knisley[5]通過大量試驗建立了接觸摩擦能與胎面質量損失之間的關系，發現試驗結果與有限元分析結果一致。K. R. Smith等[6]建立了室內胎面磨耗變形與穩態有限元法得到的摩擦功之間的關系。K. A. Grosch[7]將胎面磨損與接地印跡內摩擦能損失結合起來，提出了冪函數磨損模型。采用摩擦能損失評價輪胎的耐磨性能已被廣泛使用。

本工作以12.00R22.5全鋼載重子午線輪胎為例，利用有限元分析軟件Hypermesh和Abaqus研究輪胎行駛面寬度和弧度高對輪胎偏磨損的影響，以期為輪胎結構優化、減少輪胎偏磨損提供理論依據。

一、輪胎磨損評價指標

1. 1　有限元模型建立

在Hypermesh軟件中建立帶有縱向花紋的12.00R22.5全鋼載重子午線輪胎二維有限元分析模型。模型中橡膠部分采用CGAX3H和CGAX4H單元模擬，簾線部分采用SFMGAX1和Rebar單元模擬，輪輞與路面定義為解析剛體，所建二維和三維輪胎有限元模型如圖1和2所示。三維模型中，單元個數為148447，節點個數為148843。采用隱式有限元分析方法，模擬輪胎以100km·h-1的速度直線行駛。分析時給定車輪外傾角為1°，前束值為2mm；輪胎充氣壓力為930kPa，載荷為34790N。

圖1　二維輪胎有限元模型

圖2　三維輪胎有限元模型

1. 2　有限元模型驗證

為驗證輪胎有限元分析模型的精度，應用MTM-2輪胎綜合強度試驗機對輪胎剛度進行測試，輪胎剛度測試試驗照片如圖3所示。

圖3　輪胎剛度測試試驗照片

該試驗設備配置了精密的力和位移傳感器，可準確測量輪胎的剛度特性。

12.00R22.5全鋼載重子午線輪胎的徑向剛度和側向剛度測試按照GB/T 23663—2009進行，輪胎額定氣壓為930kPa，額定負荷為3550kg。測試前輪胎胎壓調至額定氣壓，在室溫（25℃）下靜置24h后裝配到輪胎綜合強度試驗機上。調整輪輞中心高度，當測試輪胎胎面恰好與試驗機平臺接觸時，在輪胎與試驗機接觸平面上施加相應載荷，并記錄測試結果。

圖4和5分別示出了輪胎徑向剛度和側向剛度的試驗結果與有限元分析結果。

圖4　輪胎徑向剛度試驗結果

圖5　輪胎側向剛度試驗結果

由圖4和5可知：輪胎徑向剛度的試驗結果為777.6 N·mm-1，有限元分析結果為818.6N·mm-1，誤差為5. 27%；輪胎側向剛度試驗結果為403. 3N·mm-1，有限元分析結果為418.5N·mm-1，誤差為3.72%。有限元分析結果與試驗結果具有良好的一致性，證明該有限元模型是合理的。

1. 3　偏磨損

輪胎磨損是由接觸面的摩擦損耗引起的，磨損量與接地區域內摩擦功指數冪成正比[8]。若只考慮胎面變形與摩擦，接地區域內摩擦功的表達式為

式中，W為接地區域內摩擦功，τ為粘著區內接地點的切向應力，A為輪胎滾動時的接地面積，S為滑移率，μ為輪胎與路面摩擦因數，P為滑移區內接地點的接地壓力。

有限元分析時，對公式（1）按接地單元進行離散處理，則接地區域內摩擦功為

式中，τiq為粘著區接地節點的切向應力，Plj為滑移區接地節點的法向應力，Aiq和Alj為胎面單元節點所控制的接地面積，Δx和Δy分別為胎面單元節點沿x和y軸滑移的距離，t為粘著區接觸單元數目，k為粘著區接地節點數目，f為滑移區接觸單元數目，r為滑移區接地節點數目。

采用接地區域內摩擦功偏度值（σ）評價輪胎磨損量分布的均勻程度。σ定義為

二、行駛面寬度和弧度高對輪胎偏磨損的影響

行駛面寬度和弧度高是決定輪胎胎面形狀的主要參數。行駛面寬度和弧度高與帶束層寬度和剛性及輪輞寬度存在一定關系，一般要求行駛面寬度大于帶束層寬度，同時小于或等于輪輞寬度[8]。

2. 1　行駛面寬度

2. 1. 1　研究方案

為保證子午線輪胎與地面有較大的接觸面積，輪胎行駛面寬度與斷面寬度之比一般為0.80～0.85[9-10]。為分析行駛面寬度對輪胎偏磨損的影響，在12.00R22.5全鋼載重子午線輪胎現行設計方案的基礎上調整行駛面寬度，形成的研究方案如下。

方案1—5輪胎1/2行駛面寬度分別取110.5，113.0，115.5，118.0和120.5mm，其中方案3為現行設計方案。根據上述方案設計輪胎結構，結果如圖6所示。

圖6　不同行駛面寬度的輪胎結構示意

2. 1. 2　計算結果分析

根據圖6分別建立不同行駛面寬度輪胎的有限元模型，采用隱式有限元分析方法，模擬輪胎以100km·h-1的速度直線運動，方案1—5輪胎的σ計算值分別為2.715 4，2.4644，2.3088，2.2835和2.2520J。由此可知，隨著行駛面寬度增大，輪胎的σ減小。

為分析σ的變化原因，將胎面劃分為5個區域，如圖7所示。不同行駛面寬度輪胎胎面各區域的摩擦功如表1所示。

圖7　胎面劃分區域示意

表1　不同行駛面寬度輪胎胎面各區域的摩擦功 J

由表1可知，隨著行駛面寬度增大，A區域的摩擦功增大，B，C，D和E區域的摩擦功減小。

輪胎在滾動過程中，受到地面施加的法向力作用，胎面發生切向相對運動，進而產生切向摩擦力，引起輪胎切向變形，產生摩擦功。對此，從輪胎接地特性的角度進一步分析σ值的變化。由于輪胎胎面各區域的摩擦功呈規律性變化，現將方案1—5輪胎各區域的物理量進行對比，結果如表2所示。

表2　不同行駛面寬度輪胎胎面各區域的物理量

由表2可知：隨著行駛面寬度的增大，B，C和D區域的各物理量呈減小趨勢；A和E區域的縱向摩擦剪切應力均值和縱向相對滑移量均值減小；A區域的側向摩擦剪切應力均值和側向相對滑移量均值增大，因此A區域的摩擦功增大；此外，由于車輪定位參數的影響，E區域的側向相對滑移量均值基本不變，側向摩擦剪切應力均值減小，因此E區域的摩擦功減小。

輪胎胎面各區域的摩擦功分布隨著行駛面寬度的增大變得更均勻，σ減小。

2. 2　行駛面弧度高

2. 2. 1　研究方案

輪胎行駛面弧度高與斷面高的比值存在一定關系，全鋼載重子午線輪胎的行駛面弧度高與斷面高比值一般為0.055～0.065。在12.00R22.5全鋼載重子午線輪胎現行設計方案的基礎上，調整行駛面弧度高形成的研究方案如下。

方案6—10輪胎行駛面弧度高分別取6.5，8.0，9.5，11.0和12.5mm，其中方案8為現行設計方案。根據上述方案設計輪胎結構，結果如圖8所示。

2. 2. 2　計算結果分析

根據圖8分別建立不同行駛面弧度高輪胎的有限元模型，采用隱式有限元分析方法，模擬輪胎以100km·h-1的速度直線運動，方案6—10輪胎的σ計算值分別為1.9396，2.1251，2.3088，2.4048和2.5718J。由此可知，隨著行駛面弧度高增大，輪胎的σ增大。

不同行駛面弧度高輪胎胎面各區域的摩擦功如表3所示。

表3　不同行駛面弧度高輪胎胎面各區域的摩擦功 J

由表3可知，隨著行駛面弧度高增大，A和E區域的摩擦功減小，B，C和D區域的摩擦功增大。由于輪胎胎面各區域的摩擦功呈規律性變化，現將方案6—10輪胎各區域的物理量進行對比，結果如表4所示。

表4　不同行駛面弧度高輪胎胎面各區域的物理量

由表4可知：隨著行駛面弧度高增大，B，C和D區域的各物理量增大；A和E區域的縱向摩擦剪切應力均值減小、側向摩擦剪切應力均值和側向相對滑移量均值減小，縱向相對滑移量均值增大。此外，由于車輪定位參數的影響，A區域的摩擦功較E區域減幅更大。

輪胎胎面摩擦功隨著行駛面弧度高的增大更集中于胎冠，σ值增大。

三、結論

輪胎行駛面寬度和弧度高的變化使胎面不同區域的摩擦功發生變化。隨著行駛面寬度增大，輪胎的偏磨損減少；隨著行駛面弧度高增大，偏磨損增加。綜合考慮輪胎行駛面寬度和弧度高對輪胎偏磨損的影響，可以完善輪胎設計理念，有效減少輪胎的偏磨損。

本文來自期刊《橡膠工業》

作者：梁暉，王國林，梁晨，周海超，李國瑞