汽車爆胎應(yīng)急安全裝置的結(jié)構(gòu)性能分析

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]研制早期松動預(yù)警系統(tǒng),監(jiān)測汽車輪胎松動異常,向駕駛員發(fā)出報(bào)警信號,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,改善車輛動態(tài)和制動性能, 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劃分,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 動態(tài)特性分析

在結(jié)構(gòu)振動中，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，二階和三階振型為爆胎應(yīng)急安全裝置左右振動，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，六階振型為爆胎應(yīng)急安全裝置上下振動. 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主要有路面激勵、輪胎不平衡激勵、傳動軸激勵等[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[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頻率范圍，不會出現(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)可能受到的激勵頻率范圍為11～200 Hz, 因此不會出現(xiàn)共振問題．