機械彈性車輪靜動態(tài)特性研究

趙又群 白毅強 葉 超 鄧耀驥 徐 瀚 王秋偉

南京航空航天大學能源與動力學院，南京，210016

0 引言

輪胎是汽車與地面接觸的唯一部分，輪胎的安全性直接決定了汽車的安全性。目前，絕大多數(shù)汽車使用的是充氣輪胎，但是充氣結(jié)構的設計使得充氣輪胎具有先天的缺陷。調(diào)查顯示，充氣輪胎的爆胎、刺破等氣密性問題已對汽車行駛安全造成了嚴重的危害，因此，發(fā)展安全車輪成為了亟待解決的問題。目前已在研究的安全輪胎技術主要有非充氣安全輪胎車輪和充氣安全輪胎車輪兩種[1-2]。非充氣安全車輪即無需充氣的車輪，它完全顛覆了傳統(tǒng)充氣輪胎車輪的設計方法，從而根本不存在漏氣、爆胎等問題，例如米其林的Tweel車輪、蜂窩車輪、北汽與MKP的負泊松比輪胎等[3-5]。

機械彈性車輪是一種非充氣安全輪胎車輪，具有防彈損、防刺破、防爆胎等功能，能夠在惡劣道路條件下穩(wěn)定行駛，尤其適合在軍車上使用。本文從機械彈性車輪靜態(tài)和動態(tài)特性兩方面進行分析[6-9]，建立機械彈性車輪多工況力學模型，求解鉸鏈組受損狀態(tài)最大拉力值，并結(jié)合虛擬樣機仿真軟件ADAMS建立匹配機械彈性車輪的整車模型，進行機械彈性車輪的動態(tài)仿真研究。

1 機械彈性車輪結(jié)構

機械彈性車輪是一種非充氣安全輪胎，由輪轂、鉸鏈組和輮輪三大部分構成，如圖1所示。輮輪由彈性鋼絲環(huán)、組合卡和橡膠層組成，直接與地面接觸，承擔大部分的緩沖減振功能；鉸鏈組為彈性材料，由多節(jié)鉸鏈組成，一端裝配在輮輪內(nèi)圈的組合卡上，另一端裝配在輪轂上，是輪轂和輮輪之間的傳力部件，與輮輪共同起到承載和緩和沖擊的作用；輪轂與車橋連接，主要用來安裝固定車輪和承載。

圖1 機械彈性車輪Fig.1 Mechanical elastic wheel

機械彈性車輪在路面不平度的激勵下，輮輪橡膠層和內(nèi)部的彈性鋼絲環(huán)受力彈性變形，具有緩沖減振和包容作用，同時接地區(qū)域的鉸鏈組能夠自由彎曲，具有隔振的作用，避免路面激勵直接通過輮輪傳至輪轂和車軸，使得機械彈性車輪具有不同于傳統(tǒng)充氣輪胎車輪的良好的緩沖減振功能。非充氣結(jié)構一般可以節(jié)省大部分橡膠材料，降低遲滯損失，提高機械效率并延長使用壽命[10]。

2 機械彈性車輪靜態(tài)特性

如圖2所示，機械彈性車輪在靜態(tài)工況下，輪轂中心承受垂向載荷W的作用，處于非接地區(qū)域的鉸鏈組承受拉力作用，處于接地區(qū)域附近的鉸鏈組不承受力的作用，為自由彎曲狀態(tài)[11]。輮輪內(nèi)圈上部承受鉸鏈組的拉力，外圈接地區(qū)域承受地面的支撐力，出現(xiàn)類橢圓彈性變形[12]。輮輪和鉸鏈組相互作用起到支撐和承受垂向載荷的作用。

圖2 機械彈性車輪靜態(tài)承載Fig.2 Mechanical elastic wheel static bearing

通過理論計算分析，當鉸鏈組處于機械彈性車輪頂部位置時，承受的拉力值最大，為W/3[13]。因此，機械彈性車輪最頂部位置是鉸鏈組最容易被拉斷破壞的危險位置，鉸鏈組的疲勞破壞和超載損壞往往首先在這里出現(xiàn)。

機械彈性車輪需要在惡劣道路條件下甚至在鉸鏈組受損斷開的情況下也能夠穩(wěn)定行駛。本文選擇其中一根鉸鏈組受損斷開的情況進行分析研究，受損機械彈性車輪見圖3。

圖3 受損機械彈性車輪Fig.3 Damaged mechanical elastic wheel

水平位置的鉸鏈組所受拉力在垂直方向的分量很小，忽略不計。建立機械彈性車輪一根鉸鏈組受損斷開情況下的鏈組受力方程如下：

W=F11cos(30°-τ)+F21cos(60°-τ)+
F31cos(90°-τ)+F22cos(30°+τ)+
F32cos(60°+τ)

(1)

式中，τ為受損斷開鉸鏈組與垂直方向的夾角，0°≤τ≤30°。

假設在拉力F11、F21、F22、F31、F32的作用下，鉸鏈組的變形量分別為Δl11、Δl21、Δl22、Δl31和Δl32，則有

(2)

其中，K為由鉸鏈組彈性模量、橫截面積、長度決定的量，因為12個鉸鏈組的結(jié)構尺寸和材料完全相同，所以K值也一樣[14]。

根據(jù)彈塑性力學連續(xù)性假定，受力物體在變形前后都必須是連續(xù)的，不出現(xiàn)斷裂或重疊的現(xiàn)象，則需要滿足的應變協(xié)調(diào)方程如下。

在xy平面內(nèi)：

(3)

(4)

式中，εx、εy分別為x、y方向應變；γxy為角應變。

可得平面問題的應變協(xié)調(diào)方程：

(5)

在極坐標情況下，應變協(xié)調(diào)方程為

(6)

根據(jù)式(1)～式(6)，可以得到目標函數(shù)：

F11=Wcos(30°-τ)(cos2(30°-τ)+
cos2(60°-τ)+cos2(90°-τ)+

cos2(30°+τ)+cos2(60°+τ))-1

(7)

0°≤τ≤30°

求解F11的最大值，結(jié)果為：τ=15.81°時F11,max=0.467 4W。

圖4 鉸鏈組受力曲線Fig.4 The force curve of the hinge group

圖4中實線為受損鉸鏈組從垂直方向左側(cè)-60°到右側(cè)120°各個位置時，其左側(cè)相鄰鉸鏈組所受拉力的變化曲線；虛線為完整工況下鉸鏈組在車輪上半部各位置的受力曲線。由圖4可以看出，在有一根鉸鏈組受損斷開的情況下，機械彈性車輪中鉸鏈組承受最大拉力值的位置發(fā)生了變化，不再是位于車輪頂部的鉸鏈組，并且在一根鉸鏈組受損斷開情況下出現(xiàn)的鉸鏈組最大拉力值顯著增大。當受損斷開鉸鏈組與垂直方向的夾角為15.81°時，機械彈性車輪中鉸鏈組承受的拉力值達到最大，并且承受最大拉力值的鉸鏈組與受損斷開鉸鏈組相鄰，最大拉力值為0.467 4W。

3 機械彈性車輪動態(tài)特性

機械彈性車輪在動態(tài)工況時，輸入的轉(zhuǎn)矩首先作用于輪轂，再通過鉸鏈組傳遞給輮輪[15]。輮輪非接地區(qū)域的鉸鏈組除了承受垂向載荷外，還要承受車輪驅(qū)動或制動力矩，輮輪接地區(qū)域的鉸鏈組也可能不再處于自由彎曲的不受力狀態(tài)，需要承受驅(qū)動或制動力矩。機械彈性車輪的懸鏈式結(jié)構會使輮輪轉(zhuǎn)動相對于輪轂轉(zhuǎn)動存在一定的滯后，這種現(xiàn)象會給機械彈性車輪帶來獨特的性能。一方面，汽車加速時，這種滯后可以有效緩和傳動系統(tǒng)的沖擊；另一方面，這種滯后會使汽車制動存在一定滯后。因此，需要合理選取鉸鏈組長度和預緊度等參數(shù)使得轉(zhuǎn)動滯后角滿足各方面要求。

機械彈性車輪在主動力作用下的運動過程中，地面在接觸處產(chǎn)生約束力，限制機械彈性車輪沿接觸處法線向地面方向的運動。

進行驅(qū)動輪、從動輪和制動輪力學模型分析時，將機械彈性車輪視為多剛體系統(tǒng)，忽略了各部件的材料屬性，通過運動副連接各個部分。鉸鏈組兩端通過旋轉(zhuǎn)副與輪轂和輮輪連接。

3.1 驅(qū)動輪力學模型

圖5 驅(qū)動輪力學模型Fig.5 The mechanical model of the driving wheel

圖6 鉸鏈組受力Fig.6 Hinge group force

機械彈性車輪驅(qū)動加速工況下，加速度a>0，以機械彈性車輪軸心為坐標原點o，水平方向為x軸，垂直方向為y軸，建立平面坐標系，如圖5所示。鉸鏈組受力如圖6 所示。其中，Tt為車軸作用于驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩；Tf為車輪滾動時的滾動阻力偶矩；Fp為車軸對車輪的水平推力；Fz為地面對機械彈性車輪的法向反作用力；Ft為地面對機械彈性車輪反作用力，即驅(qū)動力；u為機械彈性車輪水平方向的速度；a為機械彈性車輪的水平方向加速度；i為鉸鏈組的編號，這里共有12個鉸鏈組；Fni為第i個鉸鏈組對輪轂的作用力；Fnix為鉸鏈組對輪轂作用力在x軸的分量；Fniy為鉸鏈組對輪轂作用力在y軸的分量；Fwi為第i個鉸鏈組對輮輪的作用力；Fwix為鉸鏈組對輮輪作用力在x軸的分量；Fwiy鉸鏈組對輮輪作用力在y軸的分量；δ為輪轂與輮輪之間的轉(zhuǎn)動滯后角。

車輪力平衡方程為

(8)

輪轂力平衡方程為

(9)

輮輪力平衡方程為

(10)

3.2 從動輪力學模型

從動輪力學模型見圖7。其中，F(xiàn)x為地面對機械彈性車輪的水平摩擦力。

圖7 從動輪力學模型Fig.7 The mechanical model of the driven wheel

車輪力平衡方程為

(11)

輪轂力平衡方程為

宮腔粘連是指子宮內(nèi)膜基底層受損，并修復困難，導致宮腔部分或全部粘連、閉塞，多發(fā)生于有宮腔操作手術患者中[1]，臨床表現(xiàn)為腹痛、月經(jīng)量少、閉經(jīng)、流產(chǎn)及不孕等。通過宮腔鏡下宮腔粘連分離術進行治療，但是治療后容易病灶復發(fā)，再次形成粘連及閉塞，阻止復發(fā)是治療成敗的關鍵。雌激素、孕激素周期性的與子宮內(nèi)膜上的受體結(jié)合，而發(fā)揮其生物學效應[2]。本研究分析不同程度的宮腔粘連患者子宮內(nèi)膜雌激素受體(ER)和受體孕激素(PR)的表達水平差異，以指導后期臨床用藥，現(xiàn)將結(jié)果總結(jié)如下。

(12)

輮輪力平衡方程為

(13)

3.3 制動輪力學模型

制動輪力學模型見圖8。其中，Tμ為制動器作用于機械彈性車輪的摩擦力矩；Fxb為地面對車輪的地面制動力。鉸鏈組受力見圖9。

圖8 制動輪力學模型Fig.8 The mechanical model of the brake wheel

圖9 鉸鏈組受力Fig.9 Hinge group force

車輪力平衡方程為

(14)

輪轂力平衡方程為

(15)

輮輪力平衡方程為

(16)

4 機械彈性車輪虛擬樣機仿真

本文針對機械彈性車輪的靜動態(tài)特性進行研究，不考慮車身部分的精細建模，通過前后車軸來施加載荷和連接4個車輪，在虛擬樣機軟件ADAMS中建立裝配機械彈性車輪的車輛模型，如圖10所示。

圖10 ADAMS四輪車輛模型Fig.10 ADAMS four-wheel vehicle model

圖11 輸入機械彈性車輪的轉(zhuǎn)矩曲線Fig.11 The input torque curve

圖12所示為仿真過程中輮輪相對輪轂的轉(zhuǎn)動滯后角變化曲線。汽車起步階段，隨著輸入輪轂的轉(zhuǎn)矩逐漸增大，輪轂開始轉(zhuǎn)動，并且迅速拉緊鉸鏈組帶動輮輪，該過程轉(zhuǎn)動滯后角快速增加，直到鉸鏈組完全拉緊，達到最大值，該過程所用時間類似于傳動系離合器的結(jié)合時間。汽車加速前進階段，輸入輪轂的轉(zhuǎn)矩維持不變，轉(zhuǎn)動滯后角也穩(wěn)定在最大值。在驅(qū)動轉(zhuǎn)矩值逐步減小時，轉(zhuǎn)動滯后角也隨著變化，隨轉(zhuǎn)矩同步回到初始零值狀態(tài)。汽車制動階段，向輪轂逐步輸入制動轉(zhuǎn)矩，此時轉(zhuǎn)動滯后角再次迅速變化，直到穩(wěn)定在最大值，制動階段滯后角與驅(qū)動階段方向相反。

圖12 輸入轉(zhuǎn)矩與滯后角曲線Fig.12 Torque and hysteresis angle

轉(zhuǎn)動滯后角的大小主要由機械彈性車輪鉸鏈組長度、輪轂半徑和輮輪內(nèi)圈半徑?jīng)Q定，也會受到鉸鏈組彈性材料剛度和輮輪剛度等因素的影響，轉(zhuǎn)動滯后角δ如圖13所示。

圖13 機械彈性車輪滯后角Fig.13 Hysteresis angle of the mechanical elastic wheel

車速與轉(zhuǎn)動滯后角的關系曲線如圖14所示。在轉(zhuǎn)動滯后角達到最大值即鉸鏈組被完全拉緊時，車速才開始明顯變化；在中間階段轉(zhuǎn)動滯后角不明顯時，車輛速度相對穩(wěn)定；在制動結(jié)束階段車速逐漸下降，直至為零。

圖14 車速與滯后角曲線Fig.14 Speed and hysteresis angle

地面對機械彈性車輪的切向力與轉(zhuǎn)動滯后角的關系曲線如圖15所示。鉸鏈組完全拉緊也就是滯后角達到最大值時，地面切向力才開始逐漸達到峰值；鉸鏈組處于自由狀態(tài)時，地面切向力也迅速減小。

圖15 地面切向力與滯后角曲線Fig.15 Ground tangential force and hysteresis angle

仿真初始時刻，機械彈性車輪1、2、3、4位置(圖13)鉸鏈組動態(tài)受力曲線如圖16～圖19所示，機械彈性車輪滾動兩圈，4個位置鉸鏈組受到的拉力值周期性變化。

圖16 位置1鉸鏈組受力Fig.16 Position 1 hinge group force

圖17 位置2鉸鏈組受力Fig.16 Position 2 hinge group force

圖18 位置3鉸鏈組受力Fig.18 Position 3 hinge group force

圖19 位置4鉸鏈組受力Fig.19 Position 4 hinge group force

5 結(jié)論

(1)在靜態(tài)工況下，機械彈性車輪隨機一根鉸鏈組受損不工作時，承受最大拉力值的鉸鏈組不再位于輮輪頂部，而是與輮輪頂部垂直方向夾角14.19°處，并且最大拉力值為0.467 4W，相比正常情況下的W/3提高了40.2%。

(2)在動態(tài)工況時，因為機械彈性車輪的特殊機械結(jié)構設計，會使輮輪轉(zhuǎn)動相對于輪轂存在時間和角度上的滯后，轉(zhuǎn)動滯后可以避免過大力矩造成的離合器磨損和各部件慣性對傳動軸造成的極大力矩，轉(zhuǎn)動滯后現(xiàn)象可有效緩和力矩沖擊。

(3)通過在ADAMS中建模仿真，進一步分析了轉(zhuǎn)動滯后角與轉(zhuǎn)矩輸入、車輛行駛速度和地面切向力之間的內(nèi)在聯(lián)系，同時驗證理論分析結(jié)果的正確性。