岳海豹，馬寶明

(1.太原重工股份有限公司 技術(shù)中心，山西 太原 030024；2.太原重工 起重機(jī)分公司，山西 太原 030024)

0 引言

制動(dòng)輪是起重機(jī)械最重要的部件之一，其主要功能是使行駛的機(jī)構(gòu)減速或者停止、使上升下降的機(jī)構(gòu)保持速度穩(wěn)定或者懸停不動(dòng)。制動(dòng)輪直徑較小時(shí)多采用45鋼材料鍛件，較大時(shí)多選用鑄件。隨著工業(yè)水平的發(fā)展，其結(jié)構(gòu)正逐步由一體式制動(dòng)輪向分體式制動(dòng)輪轉(zhuǎn)變。與一體式制動(dòng)輪相比，分體式制動(dòng)輪材料利用率更高且便于拆裝，方便現(xiàn)場更換[1]。本文以起重機(jī)制動(dòng)輪為依托，通過有限元分析、模擬工況疲勞分析，對螺栓連接形式制動(dòng)輪的可靠性進(jìn)行驗(yàn)證。

1 螺栓連接制動(dòng)輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

螺栓連接形式制動(dòng)輪是將原整體式制動(dòng)輪進(jìn)行拆分，分為制動(dòng)輪外輪緣及內(nèi)軸套兩部分，通過螺栓連接、保證加工精度等手段，從而滿足制動(dòng)輪的使用要求。分體式螺栓連接形式制動(dòng)輪與原制動(dòng)輪相比具有可批量生產(chǎn)、后期維修拆裝方便、生產(chǎn)效率高和成本低等優(yōu)點(diǎn)。本文對直徑Φ500的分體螺栓連接形式制動(dòng)輪(以下簡稱分體式制動(dòng)輪)進(jìn)行力學(xué)計(jì)算及有限元分析，計(jì)算校核結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度、剛度。其輸入?yún)?shù)及載荷工況等均來源于實(shí)際實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)乘以一定的安全系數(shù)。

分體式螺栓連接形式制動(dòng)輪如圖1所示。

2 有限元模型的建立

根據(jù)圖1建立分體式制動(dòng)輪三維裝配模型，如圖2所示。根據(jù)其結(jié)構(gòu)特性，選用NX Nastran 中CHEXA(8)六面體單元建立分體式制動(dòng)輪的有限元分析模型，如圖3所示。計(jì)算模型中節(jié)點(diǎn)總數(shù)為228 428，單元總數(shù)為188 861。

圖1 分體式螺栓連接形式制動(dòng)輪

圖2 分體式制動(dòng)輪三維裝配圖 圖3 分體式制動(dòng)輪有限元模型

3 材料力學(xué)特性

分體式制動(dòng)輪外輪緣與內(nèi)軸套選用材料為45鋼。彈性模量為210 GPa，泊松比為0.3，密度為7.85×103kg/m3。連接螺栓性能等級為8.8。材料的屈服強(qiáng)度σs及抗拉強(qiáng)度σb如表1所示。

表1 材料的力學(xué)特性

4 載荷工況及邊界條件

本文分析的分體式制動(dòng)輪主要承受載荷為：結(jié)構(gòu)自重112 kg；制動(dòng)器最大制動(dòng)力矩10 000 Nm。

依據(jù)其結(jié)構(gòu)特性，外輪緣與內(nèi)軸套、螺栓與鉸制孔和螺母墊圈等實(shí)際相互接觸部位均采用接觸算法進(jìn)行仿真。外輪緣承受制動(dòng)力矩，內(nèi)軸套與減速機(jī)高速軸連接部位約束相應(yīng)的位移自由度。詳細(xì)的載荷邊界條件施加情況如圖4所示。

圖4 分體式制動(dòng)輪載荷邊界條件 圖5 徑向位移云圖 圖6 切向位移云圖

5 有限元分析結(jié)果

分體式制動(dòng)輪在最大制動(dòng)力矩作用下的強(qiáng)度和剛度分析結(jié)果如圖5～圖12所示。其中，Von-Mises等效應(yīng)力是按第四強(qiáng)度理論確定的：

其中：σ1、σ2、σ3為主應(yīng)力，且有σ1>σ2>σ3。

分體式制動(dòng)輪在計(jì)算工況下的位移云圖如圖5～圖8所示。由圖5～圖8可知，制動(dòng)輪最大徑向位移為0.027 mm，最大切向位移為0.067 mm，即旋轉(zhuǎn)了0.001 17°，最大軸向位移為0.072 mm，最大綜合位移為0.073 mm。

分體式制動(dòng)輪在計(jì)算工況下的應(yīng)力云圖如圖9～圖12所示。由圖9～圖12可知，制動(dòng)輪整體最大Von-Mises等效應(yīng)力為187.49 MPa，發(fā)生在圖9所示的內(nèi)軸套與外輪緣接觸面螺栓孔位置處。注：本次計(jì)算模型為理想化模型，未考慮焊縫等因素影響。

外輪緣最大Von-Mises等效應(yīng)力為185.52 MPa，發(fā)生在圖10所示的與內(nèi)軸套外接觸面螺栓孔位置處。

圖10 外輪緣等效應(yīng)力云圖 圖11 內(nèi)軸套等效應(yīng)力云圖 圖12 連接螺栓組等效應(yīng)力云圖

連接螺栓最大Von-Mises等效應(yīng)力為125.60 MPa，發(fā)生在圖12所示的連接外輪緣與內(nèi)軸套接觸面位置處。

圖7 軸向位移云圖 圖8 綜合位移云圖 圖9 制動(dòng)輪整體等效應(yīng)力云圖

6 模擬工況疲勞分析

通過應(yīng)用ANSYS/nCode-DesignLife軟件中的載荷時(shí)間序列和Palmgrem-Miner線性累積損傷理論方法，對分體式制動(dòng)輪進(jìn)行疲勞壽命分析。

分體式制動(dòng)輪工況為：承受交變載荷的制動(dòng)器間隔3 min的制動(dòng)力矩為10 000 Nm。3 s內(nèi)制動(dòng)，保持制動(dòng)一段時(shí)間后釋放。

分體式制動(dòng)輪外輪緣及內(nèi)軸套材料采用45鋼，鉸制孔螺栓為8.8級，根據(jù)材料抗拉強(qiáng)度、屈服強(qiáng)度及表面粗糙度等參數(shù)合成得到修正后的材料S-N曲線如圖13及圖14所示。

圖13 外輪緣及內(nèi)軸套材料S-N曲線 圖14 螺栓(8.8級)材料S-N曲線 圖15 制動(dòng)輪整體疲勞壽命云圖

采用上述方法，運(yùn)用ANSYS/nCode-DesignLife軟件，對分體式制動(dòng)輪進(jìn)行疲勞計(jì)算。通過計(jì)算得到分體式制動(dòng)輪整體的疲勞壽命為3.93×106次工作循環(huán)(連接螺栓受剪面處壽命最短)，如圖15所示。

7 結(jié)論

本文運(yùn)用有限元分析及模擬工況疲勞分析理論，結(jié)合起重機(jī)運(yùn)行實(shí)際工況，對分體式制動(dòng)輪進(jìn)行了理論研究，得出了以下結(jié)論：

(1)通過有限元分析可知，分體式制動(dòng)輪整體最大等效應(yīng)力為187.49 MPa，發(fā)生在圖9所示的內(nèi)軸套與外輪緣接觸面螺栓孔位置處，該處等效應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料的屈服極限。

(2)通過模擬工況疲勞分析可知，分體式制動(dòng)輪整體的疲勞壽命為3.93×106次工作循環(huán)，遠(yuǎn)大于制動(dòng)輪的使用壽命。