張志平，張西培，李虎

前言

21世紀(jì)以來(lái)中國(guó)經(jīng)濟(jì)發(fā)展迅猛前沿科技層出不窮，人民生活水平急速提升生活質(zhì)量和要求也在不斷升高，汽車已經(jīng)成為每家每戶的必備品不再是奢侈品，然而隨著汽車的使用在增加環(huán)境污染問(wèn)題和交通問(wèn)題變得尤為突出。

在大城市的快節(jié)奏下人們每天生活在車水馬龍的環(huán)境中，每日上班面對(duì)的是排成長(zhǎng)龍堵車現(xiàn)象，假日旅游或閑暇外出游玩都為出行大大發(fā)愁，自駕游儼然成為一種年輕人最熱愛(ài)的方式但由于車輛較多也無(wú)法很歡快的旅行。

1　車輪減震機(jī)構(gòu)創(chuàng)新點(diǎn)及其未來(lái)發(fā)展前景

車輪在材料選擇上選擇了強(qiáng)度大重量輕的鋁合金型材，在承受相同載荷的條件下鋁合金的性能具有較大的優(yōu)越性，同時(shí)使用鋁合金加工車圈可以節(jié)省成本，加工便捷。

將花鼓軸通過(guò)彈簧阻尼器與輪圈進(jìn)行連接達(dá)到在運(yùn)行時(shí)承受的載荷作用于彈簧阻尼器上，直接通過(guò)減震器減震后再輸送到車架上，這在傳遞沖擊的過(guò)行程中極大的降低了載荷大小，減震效果相顯著。

由于車輪是將彈簧阻尼器通過(guò)等角度排列，將花鼓軸承受的載荷平均分布在三個(gè)液壓軸上，與傳統(tǒng)的將載荷作用在兩個(gè)減震器上，極大的減小了單個(gè)減震器承受的載荷沖擊，大大提高了減震器的減震效果。使駕駛舒適度得到顯著提升。

2　結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及受力分析計(jì)算

圖2　.1

圖3　.1

輪圈輪轂采用鋁合金型材制作結(jié)構(gòu)為圖1所示，為減小單個(gè)彈簧阻尼器上所承受的載荷，將輪圈與輪轂按照θ=120°間隔進(jìn)行排布，使得單個(gè)彈簧阻尼器承受的載荷最小。其大小長(zhǎng)度將輪圈的尺寸定為。常用型26英寸，彈簧阻尼器通過(guò)定制確定其中心距為270 mm總長(zhǎng)為310 mm。由于輪圈和彈簧阻尼器的尺寸已確定，對(duì)花鼓軸上的減震器連接塊和輪圈上的減震器連接塊的尺寸進(jìn)行確定。

由花鼓軸的內(nèi)部直徑為40 mm可知花鼓軸外徑距離輪圈內(nèi)徑的距離為310 mm，由于彈簧阻尼器的總長(zhǎng)度為310 mm所以連接塊不能直接垂直于輪圈和花鼓軸，且若將彈簧阻尼器安裝為垂直于輪圈和花鼓軸將產(chǎn)生較大的彎矩對(duì)連接塊的剪應(yīng)力影響較大容易使連接塊產(chǎn)生斷裂的危險(xiǎn)。因此要將花鼓軸的連接塊與輪圈的連接塊錯(cuò)開(kāi)角度，將其分開(kāi)α=45°連接，這樣極大的增加了連接塊的抗彎曲應(yīng)力又增加了安裝空間可以容納彈簧阻尼器的尺寸。

通過(guò)花鼓軸連接塊與輪圈連接塊相差α=45°可計(jì)算出連接軸的大小，通過(guò)權(quán)衡受力的分布狀態(tài)取輪圈連接軸的高度為45 mm，孔徑10 mm，花鼓軸連接塊高度為40 mm，孔徑10 mm。確定安裝尺寸，將彈簧阻尼器的有效行程L與連接塊尺寸相結(jié)合，檢驗(yàn)當(dāng)花鼓軸承受載荷使得彈簧阻尼器發(fā)生行程改變位置變化時(shí)，彈簧阻尼器的軸是否會(huì)與花鼓軸外徑發(fā)生干涉碰撞，并通過(guò)理論推導(dǎo)得出承受較大沖擊減震器發(fā)生極限行程運(yùn)動(dòng)時(shí)是否產(chǎn)生干涉，且通過(guò)自由度計(jì)算公式

n——為活動(dòng)構(gòu)件數(shù)

PL——為低副數(shù)

Ph——為高副數(shù)

P——為虛約束

P1——為局部自由度

其中n=8,PL=10,Ph=1,P=0,P1=0;代入求得F=3＞1

所以該機(jī)構(gòu)沒(méi)有固定的運(yùn)動(dòng)軌跡，輪轂可在X、Y、Z軸上進(jìn)行相對(duì)移動(dòng)。因?yàn)楫?dāng)行駛時(shí)自行車車輪是轉(zhuǎn)動(dòng)的花鼓軸上的載荷也在變化，作用于單個(gè)彈簧阻尼器上的力大小方向各不相同。但花鼓軸運(yùn)動(dòng)的平面是固定的因此不會(huì)出現(xiàn)輪轂側(cè)向運(yùn)動(dòng)，保證了車輪平穩(wěn)轉(zhuǎn)動(dòng)的要求。

圖4　.1

圖4　.2

圖4　.3

3　車承受自身質(zhì)量時(shí)受力分析

由結(jié)構(gòu)尺寸可得到計(jì)算所需的長(zhǎng)度大小，當(dāng)只承受車輛自身重力時(shí)，將花鼓軸承受的力進(jìn)行放大，使得車輛自身重力全部作用在花鼓軸上即G=25kg，由花鼓軸連接塊與彈簧阻尼器的連接方式得：

其中F1、F2、F3之間角度為θ=120°，所以

通過(guò)求得F1、F2、F3的值可求其他分力

已知花鼓軸連接塊與輪圈連接塊之間的夾角α=45°

由計(jì)算出的各分力，找出作用在銷軸上的力為F1，F(xiàn)2，F(xiàn)3

對(duì)銷軸進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算

對(duì)連接塊進(jìn)行最大正應(yīng)力計(jì)算

銷軸的材質(zhì)選擇為碳素鋼Q235，其許用應(yīng)力σmax=235 Mpa，計(jì)算得出最大正應(yīng)力小于其許用應(yīng)力，故安全結(jié)構(gòu)符合要求。

由上述計(jì)算分析可得，在車輛行駛時(shí)受力分析情況相同受力大小不同，因此將上述計(jì)算中的G更換為G+G'=F

由許用應(yīng)力反向求F極限沖擊力

故該機(jī)構(gòu)能夠承受最大沖擊力為11750 N。

4　ADAMS動(dòng)力學(xué)仿真分析

通過(guò)對(duì)車輪受力分析，得出各個(gè)連接處的受力狀態(tài)及其大小，根據(jù)其具體的數(shù)據(jù)在ADAMS中進(jìn)行數(shù)據(jù)建模，將同等尺寸的車輪結(jié)構(gòu)通過(guò)ADAMS中的模塊構(gòu)建出分析模型（如圖4.1），根據(jù)其受力對(duì)其進(jìn)行受力加載，并運(yùn)行得出其輪轂在受外力沖擊時(shí)振蕩時(shí)間與輪轂位移（如圖4.2）、時(shí)間與輪轂受力（如圖4.3）的關(guān)系。

5　結(jié)語(yǔ)

通過(guò)ADAMS動(dòng)態(tài)分析得出自行車減震機(jī)構(gòu)輪轂處位移、速度、受力等數(shù)據(jù)隨時(shí)間的變化曲線，當(dāng)輪轂承受一定載荷時(shí)，輪轂的位移會(huì)隨著載荷的變化而相應(yīng)產(chǎn)生變化以應(yīng)對(duì)變化載荷帶來(lái)的時(shí)變沖擊。從曲線圖可以看出在較短的時(shí)間內(nèi)自行車減震機(jī)構(gòu)可以快速反應(yīng)消除沖擊帶來(lái)的較大位移偏差，從而實(shí)現(xiàn)較好的減震效率。

減震力與時(shí)間的關(guān)系圖可以看出，在減震機(jī)構(gòu)消除沖擊的較短時(shí)間內(nèi)，減震力的變化幅度相對(duì)較小，得出在減震工作的過(guò)程中不會(huì)對(duì)車輪造成較大的沖擊震蕩，減震過(guò)程較為輕緩，符合減震器的減震舒適需求。

參考文獻(xiàn)：

[1]王永濤,李成,馬志壘基于ADAMS/Car Ride汽車平順性仿真[J]..機(jī)械設(shè)計(jì)與制造.2010.

[2]劉進(jìn)偉,吳志新,徐達(dá).基于ADAMS/CAR 的某轎車懸架優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].輕型汽車技術(shù).2006.

[3]Nielens H,Lejeune T M.Energy cost of riding bicycles with shock absorption systems on a flat surface.[J].International Journal of Sports Medicine,2001.

[4]Nielens Henri,Lejeune Thierry.Bicycle shock absorption systems and energy expended by the cyclist.[J].Sports Medicine,2004.

[5]Chia-Pei Chou,Wan-JuLee,Ai-ChinChen,Ren-ZuoWang,I-ChunTseng,Cheng-Chun Lee.Simulation of Bicycle-Riding Smoothness by Bicycle Motion Analysis Model[J].Journal of Transportation Engineering,2015.

[6]周志才,吳新躍,張文群,謝最偉.基于彈簧阻尼模型的碰撞動(dòng)力學(xué)研究 [J].湖北工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào),2012.

[7]嚴(yán)蔚,劉承斌,王柏生,錢國(guó)楨.新型高阻尼彈簧及其性能研究[J].振動(dòng)與沖擊,2004.

[8]劉增華,李芾,傅茂海,卜繼玲.空氣彈簧的剛度及阻尼特性研究[J].機(jī)車電傳動(dòng),2005.

[9]李松焱,閔永軍,王良模,安麗華.輪胎動(dòng)力學(xué)模型的建立與仿真分析[J].南京工程學(xué)院學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版),2009.

[10]阮大文.動(dòng)力學(xué)分析法概論[J].分析試驗(yàn)室,1986.