汽车爆胎应急安全装置的结构性能分析

黄云鹏, 龚俊杰*, 韦源源, 姜世杭, 潘 磊

(1. 扬州大学机械工程学院, 江苏 扬州 225127; 2. 扬州市奥特瑞汽车电子科技有限公司, 江苏 扬州 225200)

车辆爆胎引发的交通事故占总数的30%以上,严重危及人身安全,如何减少由轮胎引发的安全事故已成为当前亟待解决的汽车安全问题之一[1-3]．近年来, 国内外学者对汽车轮胎的安全性能进行了深入研究．Li等[4]通过分析轮胎带束层末端的剪切应变和应变能密度,建立多目标优化模型,优化后轮胎性能大幅提高;Wu等[5]研制早期松动预警系统,监测汽车轮胎松动异常,向驾驶员发出报警信号,避免由此引发的交通事故; Xu等[6]对车轮进行轻量化研究,减少轮毂质量,改善车辆动态和制动性能, 消除了轮胎的安全隐患; Amosun等[7]通过添加特殊的胎侧支撑结构,使轮胎在爆胎瞬间失压情况下仍可安全行驶一段路程,保障了驾驶员与车辆的安全．目前针对轮胎安全问题的研究主要集中于提高轮胎或轮毂的性能,而爆胎后的应急安全装置研究较少．为保证爆胎应急安全装置能够在轮胎爆破时发挥安全保护作用,本文拟对扬州市奥特瑞汽车电子科技有限公司开发的新型爆胎应急安全装置进行结构性能分析,确定车轮在运行过程中应急安全装置的应力和变形状态,分析该装置与外界激励的共振情况,以期为该汽车爆胎应急安全装置的推广应用提供理论依据．

1 爆胎应急安全装置

本文以扬州市奥特瑞汽车电子科技有限公司研发的新型汽车爆胎应急安全装置为研究对象，具体结构如图1所示. 该装置主要包括垫脚块、支撑带、工字连接件、把式连接件和螺栓连接件等. 垫脚块和支撑带起支撑作用，垫脚块增大与轮毂的摩擦，支撑带将垫脚块连接在一起；工字连接件、把式连接件和螺栓连接件起连接作用，把式连接件与工字连接件将三段支撑带连接在一起，然后通过螺栓连接件固定在轮毂上. 其中支撑带的材料为低合金钢Q345，工字和把式连接件的材料为Q690，螺栓连接件的材料为SCM435，轮毂的材料为低合金结构钢16Mn，各部件材料性能参数见表1. 爆胎应急安全装置安装在重型汽车轮毂凹槽部位，具体位置如图2所示. 该装置能够有效填补轮辋内径差，避免轮胎失压后卷入槽底或脱离轮辋，使失压后的轮胎形成有效支撑，避免轮辋接触地面，从而使汽车驾驶员能够在轮胎爆破的情况下，仍然可以在一定距离内保持车辆行驶可控、制动有效及方向稳定.

图1 爆胎应急安全装置结构示意图Fig.1 Schematic diagram of tire burst emergency safety device structure

图2 爆胎应急安全装置安装示意图Fig.2 Schematic diagram of tire burst emergency safety device installation diagram

表1 各部件材料性能参数Tab.1 Material performance parameters of each component

2 有限元分析

2.1 模型建立

利用SolidWorks软件对爆胎应急安全装置和轮毂建模, 模型如图3所示．其中材料属性按表1中各部件材料性能参数进行赋值,模型边界约束条件为轮毂法兰盘及法兰盘上螺栓孔6个自由度的全约束[8], 设置垫脚块与轮毂为不分离接触．整个实体模型采用六面体单元划分,网格划分后模型总节点数为26 539个,总单元数为115 520个．

图3 爆胎应急安全装置和轮毂有限元模型Fig.3 Tire burst emergency safety device and finite element mode of hub

2.2 预紧力载荷分析

本研究通过对螺栓施加预紧力载荷将爆胎应急安全装置紧固在轮毂上，根据设计要求，在ANSYS Workbench中对螺栓施加4.65 kN预紧力，重力加速度取9.8 m·s-2，以此模拟实际工作状态. 通过有限元计算，得到预紧力载荷条件下爆胎应急安全装置的应力和变形云图，结果如图4所示. 由图4可知，预紧力载荷条件下爆胎应急安全装置最大应力位于螺栓连接端部，最大应力值为306.66 MPa；最大变形位于螺栓连接端处，最大变形为0.648 mm.

图4 预紧力载荷条件下爆胎应急安全装置应力和变形云图Fig.4 Stress and deformation cloud diagram of tire burst emergency safety device under preload load

2.3 径向载荷分析

汽车车轮径向受力主要由轮胎气压载荷和轮毂径向载荷叠加[8]．轮毂径向载荷[8]Fr=Fv·K, 其中Fv为厂家规定的轮毂额定载荷,K为强化系数．本文采用的单个轮毂最大载荷为31.85 kN, 轮毂为钢材料, 强化系数为2.0, 由此得出轮毂径向载荷为63.70 kN．根据文献[8]中的轮毂充气气压数据, 确定轮胎气压载荷为0.45 MPa．

轮毂实际工作时, 承受径向载荷区域为120°夹角内的轮辋胎圈座, 呈半余弦函数分布,轮毂径向载荷如图5所示．径向载荷加载函数[9]的计算公式为P1=Fr(cosθ-cosθ0)/(2b1r1sinθ0)和P2=Fr(cosθ-cosθ0)/(2b2r2sinθ0), 其中P1和P2分别为内外轮辋胎圈座径向载荷,b1和b2分别为内外轮辋胎圈座宽度,r1和r2分别为内外轮辋胎圈座半径,θ为轮辋胎圈座承受径向载荷的角度,θ0为夹角θ的一半．

图5 轮毂径向载荷示意图Fig.5 Schematic diagram of hub radial load

为模拟车轮动态运行情况，采用“空间换时间”法，将爆胎应急安全装置的动态冲击换为静态加载，每旋转36°测试一次，模拟车轮转动一周轮胎不同部位接触地面的工作过程，分析爆胎应急安全装置不同部位承载载荷冲击的受力情况. 通过有限元计算，得到径向载荷条件下爆胎应急安全装置的应力和变形，如图6所示. 由图6可知，最大应力位于螺栓连接端部，最大应力值为368.57 MPa；最大变形位于轮辋胎圈座，最大变形为0.812 mm.

图6 径向载荷条件下爆胎应急安全装置应力和变形云图Fig.6 Stress and deformation diagram of tire burst emergency safety device under radial load

2.4 结构应力分析

通过有限元分析, 得出爆胎应急安全装置整体应力分布情况及危险部位点, 结果如图7所示．由图7可知, 危险点1,2,4,5位于螺栓连接件端部, 直接承受螺栓预紧力的最大作用力, 最大应力值为368.57 MPa; 危险点8,9,11,12位于把式连接件端部, 承受支撑带传递的预紧力的拉力作用,最大应力值为210.80 MPa; 危险点15,16,17,18位于工字连接件端部,承受支撑带传递的预紧力的拉力作用, 最大应力值为218.90 MPa; 其他应力点3,6,7,10,13,14,19是为研究应急安全装置整体应力分布情况所取的对称参考点, 其中应力最大值为180.55 MPa．综上得出, 爆胎应急安全装置的危险部位分布于螺栓、把式、工字连接件端部,其中螺栓连接端部受预紧力作用,应力值最大．

图7 爆胎应急安全装置的应力分布情况及危险部位Fig.7 The hazardous stress points of tire burst emergency safety device

3 应力测试

根据有限元分析结果,为图7中爆胎应急安全装置的危险部位布置BX120-5aa电阻应变片,采用与前文一致的车轮动态模拟方法进行应力测试, 现场测试情况如图8所示．通过YE2539高速静态应变仪和便携式计算机测取应变数据, 利用应变应力公式[10]σ=Eε计算各测点的应力大小, 其中σ为应力值,E为材料弹性模量,ε为测点的应变值．

图8 现场测试图Fig.8 Field test chart

为验证有限元模型的正确性,将轮胎动态工作所获得的有限元仿真数据与测试数据分别取平均值进行综合评价, 结果如表2所示．由表2可以看出,有限元计算结果与试验结果误差较小,且有限元仿真与试验测试所得的爆胎应急安全装置应力分布情况基本一致; 确定该新型爆胎应急安全装置的危险部位为螺栓连接端部,有限元仿真得出的最大应力值为368.57 MPa, 大于该材料的屈服强度345 MPa, 因此须对该装置螺栓连接端部进行结构优化．

表2 爆胎应急安全装置应力测试结果与仿真结果对比Tab.2 Comparison of stress test results and simulation results of tire burst emergency safety device

4 结构优化

为了确保爆胎应急安全装置的设计安全可靠,对该装置的危险部位进行结构优化．根据力学传递原理,螺栓连接端为最大受力处,因此将螺栓连接端加厚1 mm, 并对结构优化后的爆胎应急安全装置再次进行仿真分析．图9为优化前后爆胎应急安全装置螺栓连接端局部应力对比．由图9可知,优化后爆胎应急安全装置的最大应力值为280.48 MPa, 降低了23.9%,且远低于该材料的屈服强度345 MPa. 因此，优化后的爆胎应急安全装置满足安全使用要求．

图9 螺栓连接端局部应力对比图Fig.9 Comparison of local stresses at bolted ends

5 动态特性分析

在结构振动中，低阶模态对结构影响较大，因此主要考虑低阶模态的固有频率与应急安全装置及轮毂的工作频率是否会产生共振[11-12]. 本文选用ANSYS Workbench的model模块对应急安全装置和轮毂进行模态求解，提取前六阶模态进行分析. 图10为应急安全装置和轮毂的不同模态振型. 由图10可知，一阶振型为爆胎应急安全装置前后振动，二阶和三阶振型为爆胎应急安全装置左右振动，四阶和五阶振型为爆胎应急安全装置和轮毂共同上下振动，六阶振型为爆胎应急安全装置上下振动. 表3为应急安全装置和轮毂前六阶模态固有频率. 由表3可知，应急安全装置和轮毂的前六阶固有频率范围为299.13 ～ 405.10 Hz，当外界激励与此固有频率相近时，易出现共振问题.

图10 爆胎应急安全装置的不同模态振型图Fig.10 Different mode shape diagram of tire burst emergency safety device

表3 前六阶模态固有频率Tab.3 Natural frequencies of the first six modes

汽车行驶中受到的激励主要有路面激励、轮胎不平衡激励、传动轴激励等[9]. 高速公路上行驶车速通常为80～120 km·h-1，取相应的外界激励[9]与应急安全装置和轮毂的模态进行分析，结果如表4所示. 由表4可知，爆胎应急安全装置和轮毂的固有频率均大于汽车行驶中可能受到的激励频率范围，不会出现共振问题，由此得出该应急安全装置结构设计安全可靠.

表4 爆胎应急安全装置模态与外界激励对比Tab.4 Comparison between modal and external excitation of tire burst emergency safety device

6 结论

本文以爆胎应急安全装置及汽车轮毂为研究对象,对爆胎应急安全装置工作时的结构性能进行仿真分析与试验测试,并在此基础上对该装置危险部位进行结构优化,得到了以下结论:

1) 仿真结果与试验结果的相对误差均在8%以内, 验证了模型的准确性; 爆胎应急安全装置的危险位置主要集中于螺栓连接端部, 最大应力值为368.57 MPa, 因此应对爆胎应急安全装置螺栓连接端部结构进行加强设计．

2) 爆胎应急安全装置螺栓连接端部结构优化后最大应力值为280.48 MPa,下降了23.9%,优化后的应急安全装置满足使用要求．

3) 该爆胎应急安全装置和轮毂的固有频率范围约为299～405 Hz, 其工作时可能受到的激励频率范围为11～200 Hz, 因此不会出现共振问题．