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    運(yùn)輸車振動載荷的分析計(jì)算

    2010-02-26 10:51:22黃世偉
    裝備制造技術(shù) 2010年2期
    關(guān)鍵詞:平度輪胎載荷

    黃世偉,李 亮,石 文

    (廣西大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院,廣西 南寧 530004)

    在汽車行駛過程中,由于路面激勵引起汽車振動,汽車受到振動載荷。振動載荷是引起汽車部件疲勞失效的因素之一,在對汽車進(jìn)行疲勞壽命分析時,就需要研究汽車動力學(xué)系統(tǒng)對路面激勵的響應(yīng)。目前大多數(shù)研究工作,都是假設(shè)汽車勻速行駛的,即認(rèn)為車輛由不平路面所產(chǎn)生的振動是平穩(wěn)隨機(jī)振動。但實(shí)際上在多數(shù)情況下,車輛是非勻速行駛的,特別是車輛起步加速、制動、減速時,就更為突出。當(dāng)車輛非勻速行駛時,路面激勵和車輛響應(yīng)在時間域內(nèi)都是非平穩(wěn)過程。

    1 路面不平度自功率譜密度函數(shù)

    功率譜密度函數(shù)就是用譜密度的均方值,對隨機(jī)變量的頻率結(jié)構(gòu)進(jìn)行描述,對隨機(jī)振動而言,就是表示振動能量在頻域上的分布。功率譜密度函數(shù)(Power Spectral Density)常用PSD表示,并簡稱為功率譜或譜密度。

    通常把路面相對基準(zhǔn)平面的高度q沿道路走向長度l的變化q(l),稱為路面縱斷面曲線或路面不平度函數(shù),簡稱路面不平度。根據(jù)1984年國際標(biāo)準(zhǔn)協(xié)會在文件ISO/TC108/SC2N67中提出的《路面不平度表示方法草案》和長春汽車研究所起草制定的《車輛振動輸入-路面不平度表示方法》標(biāo)準(zhǔn)[60],實(shí)際路面的功率譜密度Gq采用下式作為擬合表達(dá)式[1]。

    式中,

    Gq(n)為路面功率譜密度,單位為m2/m-1;

    n是空間頻率,波長λ的倒數(shù),表示每m長度中包括幾個波長,單位 m-1;

    n0為參考空間頻率,n0=0.1m-1;

    Gq(n0)為參考空間頻率n0下的路面譜值,稱為路面不平度系數(shù),單位為m2/m-1;

    ω為頻率指數(shù),它決定路面譜的頻率結(jié)構(gòu)。

    路面縱斷面的不平度,可以用水準(zhǔn)儀或?qū)iT的路面計(jì)來得到。測量得到的大量路面不平度隨機(jī)數(shù)據(jù),通過計(jì)算機(jī)處理后,得到路面不平度的功率譜密度Gq(n)等統(tǒng)計(jì)特性參數(shù)。作為車輛振動輸入的路面不平度,主要采用路面功率譜描述其統(tǒng)計(jì)特性。

    按路面功率諾密度把路面的不平程度分為8級[2]。表1規(guī)定了各級路面不平度系數(shù)Gq(n0)的幾何平均值,分級路面譜的頻率指數(shù)W=2。表上還同時列出了0.011m-1≤n≤2.83m-1范圍路面不平度相應(yīng)的均方根值qrms(σq)幾何平均值。

    表1 路面不平度8級分類標(biāo)準(zhǔn)

    據(jù)統(tǒng)計(jì),我國高等級公路路面譜也基本上在A、B、C三級范圍之內(nèi),只是B、C級路面占的比重比較大。各種路面情況中:A屬于極好路面,B屬于很好路面,C、D屬于較好路面,E屬于較差路面,F(xiàn)、G屬于差路,H屬于極差路面。

    2 建立汽車振動系統(tǒng)模型

    圖1 車輪振動模型

    由于安裝在汽車上的懸架部件(彈簧、減震器)和輪胎都是左右對稱的,因此對于以設(shè)計(jì)開發(fā)為主,特別是研究與輪胎間相互作用力時,假定左右輪遇到的路面不平度函數(shù)相同,而且汽車是對稱于縱向軸線,此時汽車沒有橫向角振動,只有垂直振動和縱向角振動,這兩種振動對汽車平順性影響最大。通過動力學(xué)分析,可以知道汽車在行駛時車身基本上不振動,主要是車輪跳動并且產(chǎn)生較大動載荷,而此時可以將汽車振動模型簡化為如下單自由度系統(tǒng)(如圖1)。

    圖中,m1——非懸掛質(zhì)量;k——懸掛彈簧剛度;c——懸掛阻尼器阻尼系數(shù);kt——輪胎剛度。

    3 路面動載荷分析計(jì)算

    由于輪胎結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性,及彈性胎面與不平路面接觸的復(fù)雜性,使不平路面對輪胎的激勵非常復(fù)雜。輪胎是一個彈性體,在滾過不平路面時,在有限的印跡長度內(nèi)會對路面有包容作用,即路面擾動通過輪胎后,對輪胎的作用被輪胎濾波的特性[3,4],本文研究輪胎的動態(tài)特性時,輪胎的主體被假想成剛性的環(huán),與路面是單點(diǎn)接觸的。

    車輪m1的振動方程為:

    解方程得:

    其中,zhom是右側(cè)為零時齊次方程的通解。

    汽車行駛在不平整路面上時,輪胎對路面的動壓力可以由下式給出:

    式中,V——汽車行駛速度;2λ——不平整路面波長;h——不平整路面振幅;kt——輪胎剛度。

    車輪運(yùn)行時,一般受到的是隨機(jī)不穩(wěn)定變應(yīng)力的作用,根據(jù)統(tǒng)計(jì)處理得到的應(yīng)力累積頻次曲線,將應(yīng)力分為若干等級后,仍可按規(guī)律性不穩(wěn)定變應(yīng)力進(jìn)行疲勞強(qiáng)度等參數(shù)的計(jì)算,這時,各級載荷產(chǎn)生的工作應(yīng)力按最大應(yīng)力計(jì)算[5,7]。

    4 實(shí)例計(jì)算

    以某散裝水泥車為例,取汽車參數(shù)[6~7]如下:m1=500 kg;kt=2 000 000 N/m;每根軸單側(cè)的輪胎剛度k=1 000 000 N/m;c=2 000 N·s/m;汽車的響應(yīng)頻率為f=1 Hz。取第一種路面情況:波長2λ=2 V/f=44m;振幅h=0.007;汽車行駛速度V=22 m/s(即80 km/h),計(jì)算結(jié)果如下:

    對公式 Fd=kt(z1-q),(其中 z1=zpart,q=h·sinwt)對時間求導(dǎo)數(shù)可得:

    5 結(jié)束語

    汽車是一個復(fù)雜的多自由度振動系統(tǒng),本文假定左右輪遇到的路面不平度函數(shù)相同,而且汽車是對稱于縱向軸線,汽車沒有橫向角振動,只有垂直振動和縱向角振動,但由于多數(shù)汽車前后懸架的振動是耦合的,因此本文所述模型無法解決車身的俯仰振動,僅用于地面對輪胎激勵的上下振動。

    [1]GB7031—1987,車輛振動輸入——路面平度表示方法[S].

    [2]吳光強(qiáng).汽車?yán)碚揫M].北京:人民交通出版社,2007.

    [3]郭孔輝,劉 青,丁國峰.載荷和輪壓對輪胎包容特性的影響[J].農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào),1998,14(3):53-55.

    [4]郭孔輝,劉 青,丁國峰.輪胎包容特性分析及其載汽車振動系統(tǒng)建模中的應(yīng)用[J].汽車工程,1999,21(2):65-71.

    [5]Roger S.Simpson and David R.Mccagg.Effects of Peening on Fatigue Life of Wronght SAE5454 Aluminum Automotive Road Wheels[J].SAE,1985,(850539):1-3

    [6]張洪欣.汽車設(shè)計(jì)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1981.

    [7]徐建平,尚 剛,梁乃興.路面不平度引起的汽車動載荷計(jì)算分析[J].重慶交通學(xué)院學(xué)報(bào),2001,20(1):26-28.

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