輻板偏置式車用旋壓張緊輪的有限元分析

梁霖鋒 陳銘年

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輻板偏置式車用旋壓張緊輪的有限元分析

梁霖鋒1陳銘年2

1.福建交通職業技術學院 2.福建農林大學

輻板偏置式旋壓張緊輪節省材料、易加工，在汽車工業中應用廣泛。本文對某側輻板的車用旋壓張緊皮帶輪進行有限元分析，探討其剛度強度以及帶輪厚度和寬度變化對帶輪強度的影響，以期對車用旋壓張緊皮帶輪的設計提供參考。

車用張緊輪；旋壓；ANSYS；有限元分析

0 引言

皮帶輪作為一種重要的機械傳動零件，廣泛應用于汽車、農機以及輕紡工業的各種機械設備的傳動中。車用皮帶輪主要應用于汽車發動機的曲軸、水泵、風扇、發電機及張緊輪、導向輪的傳動。皮帶輪的傳統制造工藝采用的是鑄鍛工藝制成毛坯，再經切削加工而成。而如今，隨著旋壓成形工藝的發展，旋壓皮帶輪以其精度高、節能、節材、動平衡好、無污染等特點，已被汽車行業廣泛應用[1]。

采用側輻板的旋壓張緊輪節省材料、易加工，深受汽車界歡迎。本文對側輻板的車用旋壓張緊輪進行有限元分析，尋找其最大應力所在位置，探討帶輪厚度、寬度變化對張緊輪強度的影響，以期對張緊輪的設計提供參考。

1 研究對象

本文選擇車用旋壓張緊皮帶輪作為研究對象，其帶輪外徑為70 mm，內徑為33.9 mm，帶寬25 mm，如圖1所示。采用SAE1008鋼，材料屈服極限≥240 MPa，彈性模量為2.068E5,泊松比為0.29，密度為7.8 g/cm3，工作過程包角為55°，徑向加載力為1.05 kN。

2 分析方法

本文對該旋壓張緊輪進行靜力分析, 為研究方便，暫不考慮扭矩、離心力、轉速等因素影響。

在靜力作用下，皮帶向皮帶輪施加徑向力。皮帶與皮帶輪接觸部分即為需要施加力的區域。在實際傳動過程中，傳動帶與帶輪的接觸范圍與帶輪的包角大小有關。因此，在進行有限元分析時，將壓力加載在與皮帶接觸的張緊輪面上。

本文利用專用接口程序，將帶輪的截面輪廓線導入ANSYS軟件進行建模，然后再進行有限元強度和剛度分析。

圖1 截面線

圖2 張緊輪

2.1 皮帶輪三維實體建模

皮帶輪的建模有多種方法。本文應用AUTOCAD與ANSYS的專用接口程序，將帶輪的截面線導入到ANSYS，在ANSYS環境中建立張緊輪的三維實體模型。運用ANSYS自底向上的建模方法[2]，先將截面線生成面，再將面繞軸線進行旋轉，得到實體模型，如圖2所示。在旋轉體建模過程中，可預先確定要施加載荷的皮帶輪表面，對稱地進行旋轉，以保證兩邊對稱加載后可以將水平方向的分力相互抵消。這就便于在以后計算過程中，按比例地修改施加的載荷。

2.2 有限元模型建立

在ANSYS中離散化時，選用Solid 92單元，單元長度為1 mm ，將張緊輪共離散化為182 996個單元。施加載荷時，將載荷施加于接觸面，如圖3所示。第一次先施加單位載荷，然后根據計算得出的約束結果再進行修正。約束時，采用點約束，約束軸孔內表面。有限元模型如圖4所示。

圖3 載荷施加面

圖4 有限元模型

初次求解后，可查看結果，如果得出的徑向力不等于1050 N，需對施加的載荷進行修正。用實驗要求的徑向力比實際計算的徑向力，所得的系數設置為Scale Factor, 即可得到正確的加載值。

為探討不同厚度及寬度的帶輪對其強度的影響，在其他尺寸相同的情況下，分別對以下2組進行比較分析：

（1）不同厚度：寬度為25 mm時，厚度分別為2.8 mm，2.3 mm和1.8 mm。

（2）不同寬度：厚度為2.8 mm時, 寬度分別為25 mm，30 mm和35 mm。

3 計算結果及分析

3.1 計算結果

應用ANSYS軟件進行計算，厚度為2.8 mm且寬度為25 mm的旋壓張緊輪的變形如圖5所示，von Mises應力分布如圖6所示。其他各張緊輪的變形及von Mises應力分布與圖5，6相似。

圖5 厚度2.8 mm，寬度25 mm時張緊輪的變形

圖6 厚度2.8 mm，寬度25 mm時張緊輪的應力分布

第一組3種不同厚度張緊輪的強度和剛度計算結果如下表1。

表1 不同厚度張緊輪的應力和變形分析比較

第二組三種不同寬度張緊輪的比較情況如下表2：

表2 不同寬度張緊輪應力和變形分析比較

3.2 結果分析

由圖5可知，旋壓張緊輪的最大變形在帶輪邊緣。由圖6可知，旋壓張緊輪的最大von Mises應力σmax出現在旋壓張緊輪側輻板的近根部處。

從表1可得出，當厚度從2.8 mm降至2.3 mm時，張緊輪的最大von Mises應力值由90.95 MPa增至126.90 MPa，σmax增大了39.53%；厚度降至1.8 mm時，最大von Mises應力值增至197.35 MPa，比厚度為2.3 mm時的最大von Mises應力增加了55.52%。厚度每減少0.5 mm，應力大幅增加。

由表2可知：寬度為25 mm、30 mm、35 mm的三組張緊輪，其最大von Mises應力σmax值相差不大。因此，張緊輪寬度變化對其強度的影響不大。

取安全系數=s／[]=1.5，則[]=160 MPa，厚度為2.8 mm、2.3 mm時，張緊輪強度可以符合要求。當厚度降至1.8 mm時，最大von Mises應力值大于許用應力，不滿足要求。而寬度為25 mm、30 mm、35 mm的3組張緊輪均符合要求。

4 結語

本文對側輻板的旋壓式張緊輪進行有限元分析，結果表明：側輻板的旋壓張緊輪的最大變形在帶輪邊緣，旋壓張緊輪的最大von Mises應力σmax出現在旋壓張緊輪側輻板的近根部處。厚度對旋壓式帶輪強度有很大影響，當帶輪厚度每減少0.5 mm，最大von Mises應力大幅增加；寬度對強度變化的影響不大。

[1] 王忠清.鈑制旋壓皮帶輪在汽車行業的發展及應用[J].汽車與配件,1998 (25):18-19.

[2] 段進,倪棟等.ANSYS10.0結構分析從入門到精通[M].北京:兵器工業出版社,2006.

Finite Element Analysis of Web Offset Spinning Tension Pulley for Motor

Liang Linfeng1, Chen Mingnian2

1) Fujian Communication Technology College, Fuzhou 350007, China;2. College of Mechanical and Electrical Engineering, Fujian Agriculture and Forestry University, Fuzhou 350002, China)

The web offset spinning tension pulley saves material and is easy to be machined, which is widely used in automobile industries. Simulation of a web offset spinning tension pulley is conducted via the finite element analysis software ANSYS. The rigidity and strength of the pulley and the impact of the change of thickness and width on its strength are explored to enhance the pulley design.

tension pulley for motor; spinning; ANSYS; finite element analysis