车胎轮辋辐条张力优化分析.pdf

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1、车胎轮辆辐条张力优化分析天津轻工 业学院孟庆逢自行车、三轮车以及摩托车是人们喜爱的交通工具,车胎轮辆的强弱程度将直接影响 它们的承载能力和使用寿命。大家知道,辐条是用来调整车胎轮辆的关健构件,当辐条被张紧后,它的张紧力使车胎轮惘基本呈现为一个受均匀分布的外压圆环。分析表明,车胎轮辊主要承受两种载荷,除辐条张紧力对它 的作用外,再一个就是人体、车体 自重和负载传递给它的作用力。理 论分析证实,当车胎轮惘的几何尺寸和材料确定后,辐条张紧力 的大与小对轮惘的强度有明显影响,正 确施加辐条 张紧力是一个非常重要的问题。只有弄 清辐条张力与轮惘强度 的关 系,才能寻求到最优辐条张力。为此,首先研究轮惘强

2、度计算。小表示。日为辐条轴向间夹角。R表示轮辆半径。根据力的叠加原理,不难算出各力对轮稠产生的内力。二、轮辆 的内力图1.载荷Q对轮惘产生的内力。考虑到辐条与轮辆连接的实际情况,辐条 只能 承受张力,不能承受压力。因此,载荷Q只能通过上半环的十五根辐条将之分配 到轮惘上,其受力模型如图2所示。!一、轮惘受力模型轮惘的简化受力模型 如 图1所示。Q为车体传递到轮惘上 的总外力,P为辐条张 紧后施加给轮惘的压力,S为轮惘 的支承反力。若辐条按三十二根计,辐条周 向间夹角为1 1.2 5“,用图2图1(PlP:2=P)这是一个高次超静定问题,利用力法或有限单元 法,容易求得其内力分布图。图3为轮惘的

3、弯矩分布图,注意这里 将弯矩绘在构件的受拉一侧。图4为轮辆的轴力分布图。2.辐条张紧力对 轮惘产生的内力。辐条张紧力对轮辆形成受压 圆环,考虑到轮惘及载荷的对称性,是一个低次超静定系统,容 易求得其内力分布图。图5为弯矩分布图。图6为轴一30一力分布图。三、轮辆的应力计算图3弯拒图笋)1.内力叠加。分析内力分布 图,可以知道,轮辆可能的危险截面在m一m或n一 n处。于是n I一m截面上的总弯矩和 总轴力是:M总=(0.3 07 5Q o.3 o21P)R(l)N总=一0.0 78 7Q一5.0 7 6 7P(2)n一 n截面上 的总弯矩和总轴力是:M总=(0.1 138Q+0.302 1P)R

4、(3)N总二一0.soQ一5.0767P(4)2.应力计算。危险截面处为弯压组合 变形。m一m截面上 的应力分布如图7所示。尹尸一一、图7m一m截面显然,可能的危险点在E或D点处,其应 力计算式为、少、.产尸a八D了、了r、M总YN总。E=了一一一万一么乙工M总YN总”=一1丁一一人一n一 n截面上 的应力 分布如 图8所示。图5弯头巨图图sn一n截面显然,该截面上 可能的危险点在H或K点处,其应力计算式为、户、少r丹了00Z、r、aH=Qx=Mf一rIzM总IYN总一A一N总A图6轴力 图式中I:、A分别为轮惘的横截面惯性矩和横截面积,Y为研究 点到中性轴Z的距离。四、最佳辐条张紧力的确定观

5、察()5、(8)式。显而易见,轮惘的最大应力点位于n r一m截面的D点或n 一 n截面的H点。详察(1)式,可以发现,m一m截面上的总弯矩 随着辐条张 紧力P值的增大而 减小。由于轴力产生的正应力远小子弯矩产生的正应 力,也即D点的正应力随着P值的增大而减小。若P值与Q值相等,此时总弯矩为零,m一m截面仅承受较低水平的轴向压应力。然而,从(3)式可以看到,n 一 n截面上的总弯矩,随着辐条张紧力P值的增大而增大,也即H点的正应力随着P值的增大而增大。无疑,在确定的工况下,Q值是不变的,轮惘上 危险点处的应力将随着辐条张紧力的大小而变化,P值过大或过小都不好。寻求最优P值,使危险点处的应力达到最

6、低水平,这对轮惘进行强度设计是非常有意义的工作。下 面结合飞鸽牌2 6“男车为例,给出一组数据。按部颁标准,人体重取 7 0公 斤,手把处分配 2 0公斤,鞍座处 5 0公 斤,根据车体几何尺寸,考虑车架自重,后轮支反力S为 4 8公斤。按照 原轻工业部颁标准(QG4 0 0 2一29一6 1)的规定,轮辆的型式和尺寸现取型式皿为例,其横截面几何尺寸如图9所示。轮惘半径R取30 0m 二。戈戈戈泛泛图9型式l轮钢形心 图根据几何图形形心座标公式、平行移轴定理和转轴公式的一系 列理论计算,形心座标如图9所示。对Z轴的惯性矩12=9 1 5.0 5m m4横截面 积A=3 2.13m m2这样,m

7、一m况是:一a若(Nm R/2)截面上D点应力随P值变化情Q(“g)P(、g)】M总(kgm 二)】N总(kg)口各(N/m m,)1aD(N/m mZ)5 5 5 5 5397 5 5 52 9。16 6 636 3.6 6 68。9 2 2 23 72.5 5 50 0 03522 2 25 4一5 5 5 522 2。2 2 210,00 0 03 32。2 2 21 1 15 5 53 0 69 9 97 9。92 2 22 8 0.7 7 72 4。4 0 0 0305.1 1 1工工7。5 5 58842 2 292。6 1 1 125 9.9 9 92 8。20 0 02 58。

8、1 1 12 2 20 0 02 6 6 6 6105。3 0 0 023 9.1 1 13 2.1生生2 71。3 3 33 3 3O O O1710 0 0J5 6。1 0 0 0156.5 5 5l l l l l l4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 7。63 3 3204.1 1 14 4 40 0 08 0 2.8 8 8已06.8 0 0 07 3。40 0 06 311 1 11 36。5 5 5n一n截面上H点应力 随P值变化情况是:Q(众g)P(kg)l入I总(女gm m)N总(支g)a兽(N/。二2)。聋N/口。兄)6彭N加二2)5 5 5 5 52 C91 1

9、149。3 8 8 81 67.19 9 91 5。09 9 9182。28 8 81 1 10 0 02 5必必74。76 6 62 0 3。2 5 5 522。83 3 32 2 6.0 8 8 8 5 5 52 99 7 7 71 00。4 4 4240.64 4 412 722 1 1 17.5 5 532 24 4 412。8 3 3 32 57。54 4 434.往0 0 0291.94 4 42 2 20 0 034 59 9 912 5。5 2 2 2275.67 7 73 8。22 2 23 3.8 9 9 93 3 3 0 0 043 57 7 71 76。2 8 8 83

10、4 8.1 0 0 05 3。8 0 0 04()1。90 0 04 4 40 0 05 2 63 3 322 7。0 4 4 4羽0。5 2 2 26 9。2 9 9 9绍9.8 1 1 1一32一值P不同时,D、H两点处的应力变化曲线如图1 0所示。二a(呐彩O o君0Jo斗oP闪少图10不难理解,两条曲线的交点所对应 的横座标P值,就是最佳辐条张紧力。本例最佳张紧力约为17.5公斤。此时,危险点处的正应力约为289.10N/mm2.辆危险点处的应力水平。采用最佳辐条张紧力,在达到调整的功能外,致使危险点处应力水平最低,能使轮惘的设计处于最佳经济状态。2.以本文前述车型为例,假如您 的自行

11、车轮辆出了毛病,修车师付仅用5公 斤 的辐条张紧力完成了调 整。这 时,您 的轮惘危险截面在m一m处,危险点处的正应力为3 72.5 0N/m mZ。此时轮辆强度,距最佳张紧力下轮惘的强度降低了百分之二 十九。如果张紧力是 3 0公斤,轮辆的实际强度距最佳状态降低了百分之三十九。张紧力的大小,非同小可,不能任意随便,应该参照最佳理 论数值而正确施力。3.建议各厂家生产的各类轮惘产品,出厂时应在有关卡片上标明最佳张紧力值,便于装配或 修理时参照施力,以使这类构件在整体中,充分发挥个体效用。五、几点分析1.通 过张 紧辐条不仅 仅是达 到调整车胎轮惘的目的,另一个重要作用,是可以调整轮参考资料1.结构力学上海交大范祖尧郁 永熙主编机械工业出版社。1979。2.StatiesJe rryH.Gin sbe rgJos ephGe n呈n1 9 4 4.3.光弹性法的应 用研究孟庆逢等自行车科才支。198 44。(上接第4 4页)检测任务,而且还能扩展为检测链条死节的设数显装置,备。可以一机两用,若将该设备稍加改装,引入高。娜其精确度 和灵敏性,更会进 一步提羚羚羚羚27一3 3 3 3 3 3 3 3 3 日日日日日乙乙乙乙5吞632 2 2 2 2 2 25 5 5厅必7 7 7 7 7 7 7一33一