黃云鵬, 龔俊杰*, 韋源源, 姜世杭, 潘 磊

(1. 揚(yáng)州大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院, 江蘇 揚(yáng)州 225127; 2. 揚(yáng)州市奧特瑞汽車電子科技有限公司, 江蘇 揚(yáng)州 225200)

車輛爆胎引發(fā)的交通事故占總數(shù)的30%以上,嚴(yán)重危及人身安全,如何減少由輪胎引發(fā)的安全事故已成為當(dāng)前亟待解決的汽車安全問題之一[1-3]．近年來, 國內(nèi)外學(xué)者對汽車輪胎的安全性能進(jìn)行了深入研究．Li等[4]通過分析輪胎帶束層末端的剪切應(yīng)變和應(yīng)變能密度,建立多目標(biāo)優(yōu)化模型,優(yōu)化后輪胎性能大幅提高;Wu等[5]研制早期松動(dòng)預(yù)警系統(tǒng),監(jiān)測汽車輪胎松動(dòng)異常,向駕駛員發(fā)出報(bào)警信號(hào),避免由此引發(fā)的交通事故; Xu等[6]對車輪進(jìn)行輕量化研究,減少輪轂質(zhì)量,改善車輛動(dòng)態(tài)和制動(dòng)性能, 消除了輪胎的安全隱患; Amosun等[7]通過添加特殊的胎側(cè)支撐結(jié)構(gòu),使輪胎在爆胎瞬間失壓情況下仍可安全行駛一段路程,保障了駕駛員與車輛的安全．目前針對輪胎安全問題的研究主要集中于提高輪胎或輪轂的性能,而爆胎后的應(yīng)急安全裝置研究較少．為保證爆胎應(yīng)急安全裝置能夠在輪胎爆破時(shí)發(fā)揮安全保護(hù)作用,本文擬對揚(yáng)州市奧特瑞汽車電子科技有限公司開發(fā)的新型爆胎應(yīng)急安全裝置進(jìn)行結(jié)構(gòu)性能分析,確定車輪在運(yùn)行過程中應(yīng)急安全裝置的應(yīng)力和變形狀態(tài),分析該裝置與外界激勵(lì)的共振情況,以期為該汽車爆胎應(yīng)急安全裝置的推廣應(yīng)用提供理論依據(jù)．

1 爆胎應(yīng)急安全裝置

本文以揚(yáng)州市奧特瑞汽車電子科技有限公司研發(fā)的新型汽車爆胎應(yīng)急安全裝置為研究對象，具體結(jié)構(gòu)如圖1所示. 該裝置主要包括墊腳塊、支撐帶、工字連接件、把式連接件和螺栓連接件等. 墊腳塊和支撐帶起支撐作用，墊腳塊增大與輪轂的摩擦，支撐帶將墊腳塊連接在一起；工字連接件、把式連接件和螺栓連接件起連接作用，把式連接件與工字連接件將三段支撐帶連接在一起，然后通過螺栓連接件固定在輪轂上. 其中支撐帶的材料為低合金鋼Q345，工字和把式連接件的材料為Q690，螺栓連接件的材料為SCM435，輪轂的材料為低合金結(jié)構(gòu)鋼16Mn，各部件材料性能參數(shù)見表1. 爆胎應(yīng)急安全裝置安裝在重型汽車輪轂凹槽部位，具體位置如圖2所示. 該裝置能夠有效填補(bǔ)輪輞內(nèi)徑差，避免輪胎失壓后卷入槽底或脫離輪輞，使失壓后的輪胎形成有效支撐，避免輪輞接觸地面，從而使汽車駕駛員能夠在輪胎爆破的情況下，仍然可以在一定距離內(nèi)保持車輛行駛可控、制動(dòng)有效及方向穩(wěn)定.

圖1 爆胎應(yīng)急安全裝置結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Schematic diagram of tire burst emergency safety device structure

圖2 爆胎應(yīng)急安全裝置安裝示意圖Fig.2 Schematic diagram of tire burst emergency safety device installation diagram

表1 各部件材料性能參數(shù)Tab.1 Material performance parameters of each component

2 有限元分析

2.1 模型建立

利用SolidWorks軟件對爆胎應(yīng)急安全裝置和輪轂建模, 模型如圖3所示．其中材料屬性按表1中各部件材料性能參數(shù)進(jìn)行賦值,模型邊界約束條件為輪轂法蘭盤及法蘭盤上螺栓孔6個(gè)自由度的全約束[8], 設(shè)置墊腳塊與輪轂為不分離接觸．整個(gè)實(shí)體模型采用六面體單元?jiǎng)澐?網(wǎng)格劃分后模型總節(jié)點(diǎn)數(shù)為26 539個(gè),總單元數(shù)為115 520個(gè)．

圖3 爆胎應(yīng)急安全裝置和輪轂有限元模型Fig.3 Tire burst emergency safety device and finite element mode of hub

2.2 預(yù)緊力載荷分析

本研究通過對螺栓施加預(yù)緊力載荷將爆胎應(yīng)急安全裝置緊固在輪轂上，根據(jù)設(shè)計(jì)要求，在ANSYS Workbench中對螺栓施加4.65 kN預(yù)緊力，重力加速度取9.8 m·s-2，以此模擬實(shí)際工作狀態(tài). 通過有限元計(jì)算，得到預(yù)緊力載荷條件下爆胎應(yīng)急安全裝置的應(yīng)力和變形云圖，結(jié)果如圖4所示. 由圖4可知，預(yù)緊力載荷條件下爆胎應(yīng)急安全裝置最大應(yīng)力位于螺栓連接端部，最大應(yīng)力值為306.66 MPa；最大變形位于螺栓連接端處，最大變形為0.648 mm.

圖4 預(yù)緊力載荷條件下爆胎應(yīng)急安全裝置應(yīng)力和變形云圖Fig.4 Stress and deformation cloud diagram of tire burst emergency safety device under preload load

2.3 徑向載荷分析

汽車車輪徑向受力主要由輪胎氣壓載荷和輪轂徑向載荷疊加[8]．輪轂徑向載荷[8]Fr=Fv·K, 其中Fv為廠家規(guī)定的輪轂額定載荷,K為強(qiáng)化系數(shù)．本文采用的單個(gè)輪轂最大載荷為31.85 kN, 輪轂為鋼材料, 強(qiáng)化系數(shù)為2.0, 由此得出輪轂徑向載荷為63.70 kN．根據(jù)文獻(xiàn)[8]中的輪轂充氣氣壓數(shù)據(jù), 確定輪胎氣壓載荷為0.45 MPa．

輪轂實(shí)際工作時(shí), 承受徑向載荷區(qū)域?yàn)?20°夾角內(nèi)的輪輞胎圈座, 呈半余弦函數(shù)分布,輪轂徑向載荷如圖5所示．徑向載荷加載函數(shù)[9]的計(jì)算公式為P1=Fr(cosθ-cosθ0)/(2b1r1sinθ0)和P2=Fr(cosθ-cosθ0)/(2b2r2sinθ0), 其中P1和P2分別為內(nèi)外輪輞胎圈座徑向載荷,b1和b2分別為內(nèi)外輪輞胎圈座寬度,r1和r2分別為內(nèi)外輪輞胎圈座半徑,θ為輪輞胎圈座承受徑向載荷的角度,θ0為夾角θ的一半．

圖5 輪轂徑向載荷示意圖Fig.5 Schematic diagram of hub radial load

為模擬車輪動(dòng)態(tài)運(yùn)行情況，采用“空間換時(shí)間”法，將爆胎應(yīng)急安全裝置的動(dòng)態(tài)沖擊換為靜態(tài)加載，每旋轉(zhuǎn)36°測試一次，模擬車輪轉(zhuǎn)動(dòng)一周輪胎不同部位接觸地面的工作過程，分析爆胎應(yīng)急安全裝置不同部位承載載荷沖擊的受力情況. 通過有限元計(jì)算，得到徑向載荷條件下爆胎應(yīng)急安全裝置的應(yīng)力和變形，如圖6所示. 由圖6可知，最大應(yīng)力位于螺栓連接端部，最大應(yīng)力值為368.57 MPa；最大變形位于輪輞胎圈座，最大變形為0.812 mm.

圖6 徑向載荷條件下爆胎應(yīng)急安全裝置應(yīng)力和變形云圖Fig.6 Stress and deformation diagram of tire burst emergency safety device under radial load

2.4 結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析

通過有限元分析, 得出爆胎應(yīng)急安全裝置整體應(yīng)力分布情況及危險(xiǎn)部位點(diǎn), 結(jié)果如圖7所示．由圖7可知, 危險(xiǎn)點(diǎn)1,2,4,5位于螺栓連接件端部, 直接承受螺栓預(yù)緊力的最大作用力, 最大應(yīng)力值為368.57 MPa; 危險(xiǎn)點(diǎn)8,9,11,12位于把式連接件端部, 承受支撐帶傳遞的預(yù)緊力的拉力作用,最大應(yīng)力值為210.80 MPa; 危險(xiǎn)點(diǎn)15,16,17,18位于工字連接件端部,承受支撐帶傳遞的預(yù)緊力的拉力作用, 最大應(yīng)力值為218.90 MPa; 其他應(yīng)力點(diǎn)3,6,7,10,13,14,19是為研究應(yīng)急安全裝置整體應(yīng)力分布情況所取的對稱參考點(diǎn), 其中應(yīng)力最大值為180.55 MPa．綜上得出, 爆胎應(yīng)急安全裝置的危險(xiǎn)部位分布于螺栓、把式、工字連接件端部,其中螺栓連接端部受預(yù)緊力作用,應(yīng)力值最大．

圖7 爆胎應(yīng)急安全裝置的應(yīng)力分布情況及危險(xiǎn)部位Fig.7 The hazardous stress points of tire burst emergency safety device

3 應(yīng)力測試

根據(jù)有限元分析結(jié)果,為圖7中爆胎應(yīng)急安全裝置的危險(xiǎn)部位布置BX120-5aa電阻應(yīng)變片,采用與前文一致的車輪動(dòng)態(tài)模擬方法進(jìn)行應(yīng)力測試, 現(xiàn)場測試情況如圖8所示．通過YE2539高速靜態(tài)應(yīng)變儀和便攜式計(jì)算機(jī)測取應(yīng)變數(shù)據(jù), 利用應(yīng)變應(yīng)力公式[10]σ=Eε計(jì)算各測點(diǎn)的應(yīng)力大小, 其中σ為應(yīng)力值,E為材料彈性模量,ε為測點(diǎn)的應(yīng)變值．

圖8 現(xiàn)場測試圖Fig.8 Field test chart

為驗(yàn)證有限元模型的正確性,將輪胎動(dòng)態(tài)工作所獲得的有限元仿真數(shù)據(jù)與測試數(shù)據(jù)分別取平均值進(jìn)行綜合評價(jià), 結(jié)果如表2所示．由表2可以看出,有限元計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果誤差較小,且有限元仿真與試驗(yàn)測試所得的爆胎應(yīng)急安全裝置應(yīng)力分布情況基本一致; 確定該新型爆胎應(yīng)急安全裝置的危險(xiǎn)部位為螺栓連接端部,有限元仿真得出的最大應(yīng)力值為368.57 MPa, 大于該材料的屈服強(qiáng)度345 MPa, 因此須對該裝置螺栓連接端部進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化．

表2 爆胎應(yīng)急安全裝置應(yīng)力測試結(jié)果與仿真結(jié)果對比Tab.2 Comparison of stress test results and simulation results of tire burst emergency safety device

4 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

為了確保爆胎應(yīng)急安全裝置的設(shè)計(jì)安全可靠,對該裝置的危險(xiǎn)部位進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化．根據(jù)力學(xué)傳遞原理,螺栓連接端為最大受力處,因此將螺栓連接端加厚1 mm, 并對結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的爆胎應(yīng)急安全裝置再次進(jìn)行仿真分析．圖9為優(yōu)化前后爆胎應(yīng)急安全裝置螺栓連接端局部應(yīng)力對比．由圖9可知,優(yōu)化后爆胎應(yīng)急安全裝置的最大應(yīng)力值為280.48 MPa, 降低了23.9%,且遠(yuǎn)低于該材料的屈服強(qiáng)度345 MPa. 因此，優(yōu)化后的爆胎應(yīng)急安全裝置滿足安全使用要求．

圖9 螺栓連接端局部應(yīng)力對比圖Fig.9 Comparison of local stresses at bolted ends

5 動(dòng)態(tài)特性分析

在結(jié)構(gòu)振動(dòng)中，低階模態(tài)對結(jié)構(gòu)影響較大，因此主要考慮低階模態(tài)的固有頻率與應(yīng)急安全裝置及輪轂的工作頻率是否會(huì)產(chǎn)生共振[11-12]. 本文選用ANSYS Workbench的model模塊對應(yīng)急安全裝置和輪轂進(jìn)行模態(tài)求解，提取前六階模態(tài)進(jìn)行分析. 圖10為應(yīng)急安全裝置和輪轂的不同模態(tài)振型. 由圖10可知，一階振型為爆胎應(yīng)急安全裝置前后振動(dòng)，二階和三階振型為爆胎應(yīng)急安全裝置左右振動(dòng)，四階和五階振型為爆胎應(yīng)急安全裝置和輪轂共同上下振動(dòng)，六階振型為爆胎應(yīng)急安全裝置上下振動(dòng). 表3為應(yīng)急安全裝置和輪轂前六階模態(tài)固有頻率. 由表3可知，應(yīng)急安全裝置和輪轂的前六階固有頻率范圍為299.13 ～ 405.10 Hz，當(dāng)外界激勵(lì)與此固有頻率相近時(shí)，易出現(xiàn)共振問題.

圖10 爆胎應(yīng)急安全裝置的不同模態(tài)振型圖Fig.10 Different mode shape diagram of tire burst emergency safety device

表3 前六階模態(tài)固有頻率Tab.3 Natural frequencies of the first six modes

汽車行駛中受到的激勵(lì)主要有路面激勵(lì)、輪胎不平衡激勵(lì)、傳動(dòng)軸激勵(lì)等[9]. 高速公路上行駛車速通常為80～120 km·h-1，取相應(yīng)的外界激勵(lì)[9]與應(yīng)急安全裝置和輪轂的模態(tài)進(jìn)行分析，結(jié)果如表4所示. 由表4可知，爆胎應(yīng)急安全裝置和輪轂的固有頻率均大于汽車行駛中可能受到的激勵(lì)頻率范圍，不會(huì)出現(xiàn)共振問題，由此得出該應(yīng)急安全裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)安全可靠.

表4 爆胎應(yīng)急安全裝置模態(tài)與外界激勵(lì)對比Tab.4 Comparison between modal and external excitation of tire burst emergency safety device

6 結(jié)論

本文以爆胎應(yīng)急安全裝置及汽車輪轂為研究對象,對爆胎應(yīng)急安全裝置工作時(shí)的結(jié)構(gòu)性能進(jìn)行仿真分析與試驗(yàn)測試,并在此基礎(chǔ)上對該裝置危險(xiǎn)部位進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化,得到了以下結(jié)論:

1) 仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的相對誤差均在8%以內(nèi), 驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性; 爆胎應(yīng)急安全裝置的危險(xiǎn)位置主要集中于螺栓連接端部, 最大應(yīng)力值為368.57 MPa, 因此應(yīng)對爆胎應(yīng)急安全裝置螺栓連接端部結(jié)構(gòu)進(jìn)行加強(qiáng)設(shè)計(jì)．

2) 爆胎應(yīng)急安全裝置螺栓連接端部結(jié)構(gòu)優(yōu)化后最大應(yīng)力值為280.48 MPa,下降了23.9%,優(yōu)化后的應(yīng)急安全裝置滿足使用要求．

3) 該爆胎應(yīng)急安全裝置和輪轂的固有頻率范圍約為299～405 Hz, 其工作時(shí)可能受到的激勵(lì)頻率范圍為11～200 Hz, 因此不會(huì)出現(xiàn)共振問題．