沈　輝，胡春陽(yáng)，張　巖

(安徽合力股份有限公司，安徽合肥230601)

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基于HyperWorks的某型叉車驅(qū)動(dòng)輪輪輞強(qiáng)度分析

沈輝，胡春陽(yáng)，張巖

(安徽合力股份有限公司，安徽合肥230601)

使用有限元軟件HyperWorks建立某型叉車驅(qū)動(dòng)輪輪輞在彎曲載荷工況和徑向載荷下的有限元模型，并進(jìn)行靜力學(xué)分析，校核輪輞的強(qiáng)度，為設(shè)計(jì)人員提供參考。

有限元HyperWorks輪輞強(qiáng)度

0　引言

本文的分析對(duì)象為某型叉車輪輞總成，該輪輞總成是輪輞體和輪輻組成的焊接件，分析建模時(shí)同時(shí)將擋圈考慮在內(nèi)。由GB/T 5909-1995[1]可知，載貨汽車鋼制輻板式車輪需進(jìn)行動(dòng)態(tài)彎曲疲勞試驗(yàn)和動(dòng)態(tài)徑向疲勞試驗(yàn)。以此標(biāo)準(zhǔn)為依據(jù)，通過(guò)對(duì)輪輞的彎曲載荷工況和徑向載荷工況進(jìn)行靜力學(xué)仿真，來(lái)校核其強(qiáng)度。

輪輞總成中輪輞體的材料為12LW，屈服強(qiáng)度為255 MPa[2]，輪輻的材料為Q345，屈服強(qiáng)度345 MPa。

1　輪輞邊界條件

1.1邊界條件

彎曲載荷工況下，輪輞遠(yuǎn)離輪輻側(cè)端部被固定，輪輻受到一彎矩作用，通過(guò)施加一徑向載荷來(lái)獲得相應(yīng)的彎矩載荷。

徑向載荷工況下，考慮的是叉車滿載。輪轂通過(guò)螺栓連接對(duì)輪輻進(jìn)行固定；輪輞受到內(nèi)胎和外胎的壓強(qiáng)作用，內(nèi)胎的充氣壓強(qiáng)為0.83 MPa；輪輞還受到徑向力的作用。

1.2載荷計(jì)算與說(shuō)明

1.2.1彎曲載荷工況

該工況下輪輻上受到的彎矩M使用下式計(jì)算

M=(μR+d)F·S

(1)

式中：M為彎矩；μ為輪胎與路面間摩擦系數(shù)，取0.7；R為輪胎靜負(fù)荷半徑，取0.376m；d為輪輞偏距，取0.145m；F為車輪最大靜負(fù)荷，取36 425N；S為強(qiáng)化實(shí)驗(yàn)系數(shù)，取1.1。

施加的試驗(yàn)載荷滿足：

(2)

取力臂長(zhǎng)度為1m，得實(shí)驗(yàn)載荷為16 356N。

1.2.2徑向載荷工況

圖1　徑向載荷分布圖

根據(jù)StearnsJ.等提出的徑向載荷余弦分布模型[3-5]，徑向載荷分布于圖中2θ0角度范圍的胎圈座曲面上。

根據(jù)文獻(xiàn)[6]，角度θ處的徑向分布力滿足公式

(3)

(4)

式中：F為單側(cè)胎圈座上受到的徑向力(取1.6倍動(dòng)載系數(shù))，b為單側(cè)胎圈座寬度，rb為胎圈座半徑，θ0為余弦載荷分布范圍的半角。

在HyperMesh中使輪胎的軸線與x軸重合，徑向力沿-y方向施加，利用點(diǎn)的坐標(biāo)值并結(jié)合反三角函數(shù)來(lái)表示θ。軟件求得的角度值是弧度制，所以θ0也使用弧度制表示，取θ0=35°=0.611rad，由于本文中輪輞的胎圈座不是嚴(yán)格的圓柱面，rb取近似平均值，經(jīng)計(jì)算，W0=2.20MPa。

得到加載公式為：

Wr=2.20×cos(1.570 796×asin(z/sprt(y2+z2))/0.611)

利用HM加載面板中的equation輸入公式，來(lái)施加徑向載荷，方向與總徑向力方向相同。

2　模型建立

使用3D實(shí)體單元對(duì)輪輞結(jié)構(gòu)進(jìn)行網(wǎng)格劃分，使厚度方向上有不少于3層的單元。輪輻和輪輞體的焊接關(guān)系通過(guò)共節(jié)點(diǎn)的方式來(lái)模擬，徑向載荷工況下，考慮擋圈與輪輞體之間始終處于壓緊狀態(tài)，它們的接觸關(guān)系也通過(guò)共節(jié)點(diǎn)的方式來(lái)模擬。

彎曲載荷工況下，約束遠(yuǎn)離輪輻側(cè)的一圈節(jié)點(diǎn)，通過(guò)rigid單元對(duì)輪輻的螺栓孔施加試驗(yàn)載荷。

徑向載荷工況下，通過(guò)rigid單元約束輪輻的各個(gè)螺栓孔；壓強(qiáng)載荷和徑向載荷施加到輪輞表面相應(yīng)位置建立的2D單元上，考慮到氣嘴孔處結(jié)構(gòu)剛度較差，使徑向載荷對(duì)稱分布在氣嘴孔的兩側(cè)，以考察它的強(qiáng)度。

圖2　有限元模型

兩種工況下的有限元模型分布如圖2所示。

3　計(jì)算結(jié)果

輪輞在兩種工況下的分析結(jié)果如圖3所示，由于兩種工況中螺栓孔處使用rigid單元連結(jié)，剛度過(guò)大，導(dǎo)致應(yīng)力過(guò)大，在分析結(jié)果評(píng)價(jià)中不考慮螺栓孔附近的應(yīng)力。

圖3　兩種工況下的分析結(jié)果

彎曲載荷工況下，輪輞應(yīng)力較大點(diǎn)出現(xiàn)在輪輻折彎處內(nèi)側(cè)，大小為204.6 MPa，輪輞體上的應(yīng)力較小，輪輞總成的強(qiáng)度滿足要求。

徑向載荷工況下，由于應(yīng)力集中的緣故，氣嘴孔的圓角端是該充氣胎輪輞的一個(gè)強(qiáng)度薄弱位置，輪輞的其他位置應(yīng)力較小。輪輞體應(yīng)力較大點(diǎn)出現(xiàn)在氣嘴孔的圓角端，大小為253 MPa，小于材料的屈服強(qiáng)度，同時(shí)該應(yīng)力為壓應(yīng)力，其方向基本沿所在圓柱面的切線方向，發(fā)生破壞的可能性較小。綜合考慮，徑向載荷工況下輪輞總成的強(qiáng)度滿足要求。

4　結(jié)論

利用有限元軟件HyperWorks對(duì)某型叉車驅(qū)動(dòng)輪輪輞的彎曲載荷工況和徑向載荷工況進(jìn)行靜力學(xué)仿真，得到輪輞的應(yīng)力分布情況和較大應(yīng)力值，校核了輪輞的強(qiáng)度，為設(shè)計(jì)人員提供設(shè)計(jì)依據(jù)，使設(shè)計(jì)的可靠性和效率得到提高。

[1]全國(guó)汽車標(biāo)準(zhǔn)化技術(shù)委員會(huì). 載貨汽車車輪性能要求和試驗(yàn)方法:GB/T 5909-1995[S]. 北京：中國(guó)標(biāo)準(zhǔn)出版社, 2009.

[2]李碧春. 提高12LW鋼材質(zhì)量試驗(yàn)研究[J]. 重鋼技術(shù), 2004,47(1):16-18.

[3]Stearns J, Srivatsan T S, Prakash A, et al. Modeling the mechanical response of an aluminum alloy automotive rim[J].Materials Science and Engineering A, 2004, 366(2): 262-268.

[4]韋東來(lái), 崔振山. 鋁合金車輪徑向疲勞試驗(yàn)的數(shù)值仿真[J]. 機(jī)械強(qiáng)度, 2008,30(6):998-1002.

[5]顏偉澤,郝艷華，黃致建， 等. 車輪徑向疲勞試驗(yàn)有限元仿真及疲勞壽命估算[J]. 機(jī)械設(shè)計(jì)與制造, 2011(6)：27-29.

[6]王海霞, 劉獻(xiàn)棟, 單穎春, 等. 考慮材料非線性和輻輞過(guò)盈裝配的車輪徑向疲勞特性研究[J]. 汽車工程, 2013,35(9):822-826.

Strength analysis of a forklift wheel rim based on HyperWorks

SHEN Hui, HU Chunyang, ZHANG Yan

In this study, we established the finite element model of a forklift wheel rim under bending load and radial load. Then we carried out static analysis and checked the strength of the wheel rim, so as to provide reference for designers.

finite element，HyperWorks，wheel rim，strength

TH114；TH122

A

1002-6886(2016)04-0046-03

沈輝(1978-)，男，安徽安慶人，碩士研究生，從事企業(yè)信息化規(guī)劃、ERP/PLM/CAE/BPM /HCM 應(yīng)用與研究工作。

2015-12-23