楊婷婷 蘭清群

(安徽交通職業(yè)技術(shù)學(xué)院 安徽合肥 230051)

新能源叉車屬于工業(yè)車輛，其輪胎輪輞安裝一般屬于中等精度裝配。對(duì)開式輪輞在裝配時(shí)，先將外輪輞和內(nèi)輪輞使用特種螺栓進(jìn)行固定成總成，再將輪輞總成安裝到輪轂總成上。安裝時(shí)內(nèi)輪輞與輪轂總成相配合，使用輪輞螺栓和輪輞螺母進(jìn)行固定。輪轂總成上的輪輞螺栓為M14的標(biāo)準(zhǔn)件，對(duì)開式輪輞上的輪輞螺栓通過孔為Φ20的通孔。對(duì)開式輪輞一般采用螺母座定位安裝，外輪輞與輪輞螺母連接部分采用了60°的錐角連接形式。安裝完成后，需對(duì)輪輞螺母施加一定的預(yù)緊力，以此鎖緊螺母。

1、輪轂總成；2、輪輞螺栓；3、內(nèi)輪輞；4、外輪輞；5、輪輞螺母；6、特種螺栓圖1 對(duì)開式輪輞安裝總成示意圖

因叉車的工作環(huán)境差、工作強(qiáng)度高等因素，若輪輞螺母在后續(xù)工作中出現(xiàn)了松動(dòng)，很容易導(dǎo)致輪輞螺母和輪輞之間疲勞磨損，出現(xiàn)輪輞孔溢大或輪輞螺栓斷裂的破壞形式[1-4]。

文章以對(duì)開式輪輞為研究對(duì)象，使用有限元分析軟件ANSYS Workbench，基于VDI 2230[5-6]標(biāo)準(zhǔn)，對(duì)輪輞安裝進(jìn)行彎曲載荷工況和徑向載荷工況靜力學(xué)分析，并對(duì)輪輞螺母和輪輞之間、輪輞和輪轂之間進(jìn)行滑移分析，尋求改進(jìn)方案，提升輪輞防松效果。

1 計(jì)算模型

三維模型考慮輪轂與安裝螺栓，載荷條件中考慮螺栓預(yù)緊力；接觸位置建立有摩擦接觸。

1.1 徑向載荷工況

(1)載荷Wr：徑向載荷是徑向分布于一定角度的胎圈座曲面上的力[8]。根據(jù)Stearns J. 等提出的徑向載荷余弦分布模型理論[8-9]，輪輞總成上任意角度θ處施加的徑向分布力Wr可按如下公式[10-11]計(jì)算得來：

(1)

式(1)中：Wr為徑向分布力；Fr為輪輞體單側(cè)胎圈座上受到的徑向力；b為輪胎與輪輞體接觸面寬度；rb為輪胎與輪輞體接觸面半徑；θ0為余弦載荷分布范圍的半角；θ為輪輞總成上徑向分布力的角度。

(2)加載面：為輪胎與輪輞接觸的面，方向與合力同向；考慮螺栓預(yù)緊力。

(3)約束：輪輞螺栓孔位置X、Y、Z三個(gè)方向的自由度。

1.2 彎曲載荷工況

(1)載荷F：在輪輞連接橋的中心處施加一個(gè)平行于輪輞安裝面的力。試驗(yàn)載荷F按如下公式[15]計(jì)算：

(2)

式(2)中：Fv為車輪最大靜載荷；S為強(qiáng)化實(shí)驗(yàn)系數(shù)，也為動(dòng)載系數(shù)；μ為輪胎與路面摩擦系數(shù)；R為輪胎靜力負(fù)荷半徑；d為輪輞輪輻偏距；L為受力點(diǎn)力臂長度。

(2)加載面：安裝輪輞橋體中心位置。

(3)約束：約束輪輞外側(cè)X、Y、Z三個(gè)方向自由度。

輪輞螺栓強(qiáng)度：M14細(xì)牙，10.9級(jí)。

1.3 網(wǎng)格劃分

輪輞裝配體模型網(wǎng)格劃分時(shí)都使用二階單元，輪輞體使用四面體單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格，網(wǎng)格尺寸為3.8mm，輪輞體上的輻板位置局部設(shè)置面網(wǎng)格尺寸為3mm；輪轂?zāi)Ｐ蛯⒙菟ò惭b臺(tái)階切割出來與輪轂分別劃分網(wǎng)格，輪轂使用四面體單元，網(wǎng)格尺寸為5mm，螺栓安裝臺(tái)階使用MultiZone方法劃分三棱柱單元，網(wǎng)格尺寸為3mm；螺栓與螺母使用MultiZone方法劃分六面體單元，網(wǎng)格尺寸為2.5mm，最終得到的輪輞網(wǎng)格模型如圖2所示，包含327137個(gè)單元，715037個(gè)節(jié)點(diǎn)。

圖2 輪輞裝配體網(wǎng)格模型

1.4 不同工況下的有限元模型

采用 Solid Works 軟件進(jìn)行建模和局部簡化后，通過ANSYS 有限元仿真軟件使用三維實(shí)體單元對(duì)輪輞總成進(jìn)行網(wǎng)格劃分，為了提高計(jì)算精度，使模型更加精確，在輪輞厚度方向上需至少保證有3層的網(wǎng)格單元，輪輻與輪輞體的焊接關(guān)系通過共用節(jié)點(diǎn)模式進(jìn)行模擬。彎曲載荷工況下，約束輪輞體上遠(yuǎn)離輪輻端的端面，對(duì)輪輻施加彎曲載荷和螺栓預(yù)緊力；徑向載荷工況下，約束輪輻并對(duì)螺栓施加預(yù)緊力，對(duì)輪輞體施加徑向載荷。兩種工況下的有限元模型和載荷施加分布如圖3所示。

(a)徑向載荷工況

2 分析結(jié)果

根據(jù)上述載荷加載，對(duì)輪輞螺栓、輪輞在徑向載荷工況和彎曲載荷工況下分別進(jìn)行強(qiáng)度校核。

2.1 輪輞分析

根據(jù)計(jì)算，輪輞仿真結(jié)果如圖4所示。

(a)徑向載荷工況

從仿真結(jié)果可以看出，輪輞的在輪輞螺栓安裝孔處產(chǎn)生最大應(yīng)力，其應(yīng)力值為650MPa，但該應(yīng)力主要是壓應(yīng)力。

2.2 輪輞螺栓分析

根據(jù)計(jì)算，輪輞螺栓的仿真結(jié)果如圖5所示。

(a)徑向載荷工況

輪輞螺栓的判斷根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)VDI 2330進(jìn)行。標(biāo)準(zhǔn)VDI 2230為德國高強(qiáng)度螺栓連接的系統(tǒng)計(jì)算，被公認(rèn)為國際上作為計(jì)算高強(qiáng)度螺栓連接的標(biāo)準(zhǔn)工作。其假設(shè)了有關(guān)加裝和集合參數(shù)的知識(shí)，并適用于單螺栓的連接。文章以次標(biāo)準(zhǔn)為基礎(chǔ)，以螺栓的幾何尺寸、特性參數(shù)以及螺栓所受反力和反力矩作為初始條件，計(jì)算得到輪輞螺栓的幾種安全系數(shù)，如表1所示。

表1 依據(jù)VDI 2230計(jì)算得到輪輞螺栓在徑向載荷工況下的螺栓強(qiáng)度結(jié)果

表2 依據(jù)VDI 2230計(jì)算得到輪輞螺栓在彎曲載荷工況下的螺栓強(qiáng)度結(jié)果

根據(jù)VDI 2230計(jì)算得到的螺栓安全系數(shù)可以看出，輪輞螺栓的本身強(qiáng)度滿足使用工況要求。

3 各接觸面滑移分析

從上述的分析結(jié)果看出，輪輞和輪輞螺栓其本身的強(qiáng)度滿足使用工況要求，為進(jìn)一步探索輪輞的松動(dòng)原因，提高輪輞防松效果。對(duì)安裝后的輪輞與輪轂之間、輪輞和輪輞螺母之間接觸面滑移進(jìn)行分析，分析結(jié)果如圖6所示。

(a)輪輞螺母和輪輞接觸面滑移情況

以上各圖中接觸面的紅色區(qū)域表示沒有相對(duì)滑移，橙色區(qū)域表示發(fā)生了相對(duì)滑移，紅色區(qū)域越大表示螺栓發(fā)生松動(dòng)的可能性越小，防松效果越好。從分析結(jié)果可以看出，輪輞螺母和輪輞之間、輪輞和輪轂之間都存在相對(duì)滑移，在工程機(jī)械的使用工況下，可能會(huì)出現(xiàn)輪輞螺母松動(dòng)的破壞形式。

4 改進(jìn)方案

工程機(jī)械的輪輞安裝定位一般采用的是螺母座定位方式，故采用錐面輪輞螺母，現(xiàn)使用的輪輞螺母的錐角為60°，如圖7所示。

圖7 輪輞螺母示意圖

錐螺母的使用能滿足螺母座定位要求，但其錐度的大小對(duì)滑移量有影響，現(xiàn)對(duì)60°、90°和120°三種錐角螺母，在同一工況下進(jìn)行相對(duì)滑移量分析。

輪輞螺母和輪輞接觸面滑移情況

對(duì)比三種錐角的螺母結(jié)構(gòu)分析結(jié)果，可以看出：在同一工況下，螺母錐面的錐角取值增大，螺母錐面滑移情況以及輪轂與輪輞接觸面滑移情況均有所改善，防松效果變好。

進(jìn)一步分析輪輞螺母錐度變化后對(duì)輪輞的應(yīng)力影響，對(duì)上述三種錐角螺母在同一工況下的輪輞進(jìn)行靜力分析，其分析結(jié)果如圖9所示。

(a)60°錐角對(duì)應(yīng)相對(duì)滑移情況

對(duì)比三種錐角對(duì)應(yīng)的輪輞螺栓孔應(yīng)力分析結(jié)果，從圖9可以看出：在同一工況下，螺母錐面的錐角取值增大，輪輞上螺栓孔應(yīng)力明顯減小。故增大螺母錐面的錐角，可以改善輪輞螺栓孔應(yīng)力情況。

綜上分析，為了進(jìn)一步提高輪輞的防松效果，在不變化輪輞安裝的定位方式，可以將輪輞螺母的錐角提高到120°。

5 結(jié)論

經(jīng)過上述的分析，該新能源叉車對(duì)開式輪輞，在不改變輪輞安裝的螺母座定位方式時(shí)，可以將螺母錐角從現(xiàn)60°提高到120°，輪輞螺母和輪輞之間的滑移情況以及輪轂與輪輞接觸面滑移情況均有所改善，防松效果變好，同時(shí)改善輪輞螺栓孔應(yīng)力情況。