面向側(cè)面柱撞的微型客車耐撞性研究

林智桂　呂俊成　羅覃月　賈麗剛

上汽通用五菱汽車股份有限公司，柳州，545007

面向側(cè)面柱撞的微型客車耐撞性研究

林智桂呂俊成羅覃月賈麗剛

上汽通用五菱汽車股份有限公司，柳州，545007

摘要：基于側(cè)面柱碰撞的理論，對(duì)比分析了微型客車與轎車的質(zhì)心、結(jié)構(gòu)及總布置對(duì)能量傳遞和車體結(jié)構(gòu)耐撞性的影響，指出了微型客車結(jié)構(gòu)的改進(jìn)方向，并據(jù)此進(jìn)行了微型客車側(cè)面柱碰撞仿真分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化。研究結(jié)果顯示，優(yōu)化后微型客車耐撞性能得到顯著提升，證明所提出的微型客車側(cè)面柱撞優(yōu)化方法是可行的。

關(guān)鍵詞：微型客車； 側(cè)面柱碰撞； 仿真分析； 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

0引言

2006年，加拿大交通部對(duì)亞太、北美和歐洲地區(qū)交通事故數(shù)據(jù)所作分析顯示，在實(shí)際汽車交通碰撞事故中，因汽車側(cè)面車身結(jié)構(gòu)沒(méi)有足夠的碰撞緩沖空間而造成的側(cè)碰事故中，乘員重傷及死亡率達(dá)到25%，是交通事故中導(dǎo)致乘員重傷及死亡的主要事故形態(tài)，側(cè)碰事故中，43%～55%的事故形態(tài)為車-車碰撞，12%～16%的事故形態(tài)為車體側(cè)面與柱狀物的碰撞[1]。我國(guó)道路交通事故統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)顯示，在所有側(cè)碰事故導(dǎo)致的乘員死亡案例中，車體側(cè)面與柱狀物撞擊導(dǎo)致的乘員死亡率達(dá)到了38%[2]。國(guó)內(nèi)現(xiàn)行側(cè)碰標(biāo)準(zhǔn)為GB20071-2006 汽車側(cè)面碰撞的乘員保護(hù)，其試驗(yàn)要求(進(jìn)行50km/h可變形移動(dòng)壁障的側(cè)面碰撞)無(wú)法有效考核柱狀物體與車體發(fā)生撞擊過(guò)程中的乘員損傷情況。

關(guān)于側(cè)面柱碰撞事故形態(tài)，國(guó)際上現(xiàn)行法規(guī)或評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)有Euro-NCAP、US-NCAP、K-NCAP、A-NCAP等。各標(biāo)準(zhǔn)的主要差異體現(xiàn)在：碰撞的假人及傷害指標(biāo)﹑碰撞柱的尺寸﹑碰撞速度和角度、碰撞基準(zhǔn)點(diǎn)的位置等方面[3-4]，國(guó)內(nèi)側(cè)面柱撞標(biāo)準(zhǔn)目前正在制定過(guò)程中。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者近年來(lái)進(jìn)行了大量的以側(cè)面移動(dòng)壁障碰撞為主的研究，但這些研究主要集中在轎車，對(duì)微型客車的研究甚少。微型客車有著與轎車截然不同的結(jié)構(gòu)和布置特點(diǎn)，因此對(duì)其進(jìn)行側(cè)面柱碰撞研究具有重要意義。

1側(cè)面柱碰撞車體力學(xué)分析

1.1車體力學(xué)分析

側(cè)面柱碰撞與側(cè)面可變形移動(dòng)壁障碰撞的主要差異為：側(cè)面柱碰撞中，碰撞瞬間的車體運(yùn)動(dòng)由側(cè)向平動(dòng)和繞柱旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)組成。試驗(yàn)車輛碰撞后的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)是由車體重心相對(duì)碰撞接觸面產(chǎn)生的力矩導(dǎo)致的，該旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)包含繞車體重心和繞碰撞界面的旋轉(zhuǎn)。從車輛與碰撞柱接觸瞬間開(kāi)始的整個(gè)側(cè)面柱碰撞過(guò)程中，輪胎與地面的摩擦所消耗的能量小于車輛初始動(dòng)能的1%，因此以下的討論未計(jì)入輪胎-地面間摩擦所消耗的能量。故側(cè)面柱碰撞中車體變形吸收的能量不能簡(jiǎn)單地等效為其初始動(dòng)能[5]。圖1為側(cè)面柱碰撞試驗(yàn)俯視圖。

圖1　側(cè)柱碰撞試驗(yàn)俯視圖

根據(jù)牛頓第二定律可得碰撞中車體的受力：

F=mag

(1)

式中，ag為車體質(zhì)心處的合成加速度。

碰撞瞬間，車體的合成加速度ag為

ag=ap+hα

(2)

式中，ap為車體與碰撞柱接觸面處的加速度；h為車體重心與碰撞接觸面的力臂；α為碰撞瞬間的角加速度。

將式(2)代入式(1)有

F=m(ap+hα)

(3)

假設(shè)碰撞界面的角動(dòng)量守恒，則有

dL/dt=Fh=Iα=mR(Rα)

(4)

式中，L為角動(dòng)量；R為旋轉(zhuǎn)半徑。

從而可得α=Fh/(mR2)，由式(3)、式(4)得碰撞界面的加速度：

(5)

側(cè)面柱碰撞時(shí)，αp的作用方向與重心并不重合，因此需要對(duì)質(zhì)量參數(shù)進(jìn)行修正，式(5)為修正質(zhì)量參數(shù)后αp的表達(dá)式，碰撞界面的等效質(zhì)量為mR2/(R2+h2)，由式(1)、式(5)可得ag=αpR2/(R2+h2)，由此可得

(6)

不考慮碰撞后的反彈速度的情況下，車體吸收的能量為

(7)

式中，Δvp為vp的變化量；I|ω|2/2為車體在z方向上圍繞其重心旋轉(zhuǎn)的能量，I=mR2；ω為z方向上的旋轉(zhuǎn)角速度。

在碰撞的結(jié)束階段，碰撞界面的平動(dòng)速度為零，即Δvp=v0，且碰撞柱為剛體，式(7)可表示為

(8)

從式(8)可以看出，側(cè)面柱碰撞中車體吸收的能量由4個(gè)參數(shù)決定：碰撞車的質(zhì)量m、碰撞初速度v0、撞擊點(diǎn)的位置R和h。當(dāng)碰撞中心線通過(guò)車輛的重心位置時(shí)，h=0，此時(shí)旋轉(zhuǎn)能量為零，車輛吸收的能量最大，也對(duì)車身結(jié)構(gòu)要求最高。

1.2乘員力學(xué)響應(yīng)分析

整車的側(cè)面柱碰撞試驗(yàn)中，乘員的受力如圖2所示。圖2中，F(xiàn)p為剛性柱施加在車門和側(cè)圍結(jié)構(gòu)上的撞擊力；Fd為車門內(nèi)飾板與側(cè)碰假人間的相互作用力；Fs為車體結(jié)構(gòu)對(duì)車門和側(cè)圍侵入的抵抗力，是車體結(jié)構(gòu)給側(cè)圍的支撐力。

圖2　側(cè)面柱碰撞中乘員的受力分析圖

根據(jù)牛頓第二定律，碰撞中側(cè)圍結(jié)構(gòu)動(dòng)量變化率等于其上作用力的矢量和：

-d(mcwvcw)/dt=∑F=Fp-Fs-Fd

(9)

Fd=Fp+d(mcwvcw)/dt-Fs

(10)

式中，mcw、vcw分別為車門及側(cè)圍質(zhì)量和侵入速度。

由式(10)可知，假人受到的作用力與Fp、mcwvcw和Fs有關(guān)。降低側(cè)圍結(jié)構(gòu)(主要是車門及B柱內(nèi)板)的侵入速度vcw和提高車身支撐結(jié)構(gòu)的反作用力Fs，可有效降低柱碰中的乘員受力并降低傷害。

1.3微型客車側(cè)面柱碰撞特點(diǎn)分析

1.3.1質(zhì)心位置對(duì)碰撞能量的影響分析

通過(guò)對(duì)比可以發(fā)現(xiàn)，乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)一般前置，因此整車質(zhì)心相對(duì)靠前；微型客車發(fā)動(dòng)機(jī)中置，整車質(zhì)心相對(duì)更靠后。同時(shí)，乘用車前排座椅參考點(diǎn)(R點(diǎn))與前輪心距離較大，一般位于整車質(zhì)心之后；微型客車前排座椅R點(diǎn)與前輪心距離較小，一般位于整車質(zhì)心之前。分別選取兩款典型的緊湊型乘用車和微型客車，對(duì)比整車質(zhì)心與碰撞剛性柱中心x向距離，如表1所示。

表1　某緊湊型乘用車與某微型客車

由表1可知，乘用車質(zhì)心在剛性柱前178 mm，微型客車質(zhì)心在剛性柱后336 mm，即微型客車車體質(zhì)心與碰撞接觸面的距離h更大，由式(8)可知，h越大，其碰撞能量中的旋轉(zhuǎn)能量就越大，通過(guò)車體變形來(lái)吸收的線性沖擊能量就越小。因此，微型客車的質(zhì)心與剛性柱的相對(duì)位置更有利于車體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)。

1.3.2車體結(jié)構(gòu)對(duì)側(cè)柱碰撞性能的影響分析

發(fā)動(dòng)機(jī)在車輛中布置形式的差異，不但影響到質(zhì)心在整車中的位置，而且也會(huì)導(dǎo)致車身結(jié)構(gòu)上的差異。前置發(fā)動(dòng)機(jī)的乘用車一般采用承載式車身結(jié)構(gòu)，其下車體座椅橫梁及其他橫梁結(jié)構(gòu)被中通道阻斷，不利于側(cè)面柱碰撞中將碰撞力快速傳遞到車身另一側(cè)和抵抗車體變形，如圖3所示。側(cè)面柱碰撞的能量分布與側(cè)碰不同，它主要集中在與圓柱直徑等寬的狹長(zhǎng)區(qū)域內(nèi)；側(cè)碰的撞擊范圍在整個(gè)側(cè)圍中下部，它的能量分布均勻有利于向A、C柱擴(kuò)散并傳遞到另一側(cè)。

圖3　乘用車結(jié)構(gòu)特點(diǎn)

中置發(fā)動(dòng)機(jī)的微型客車一般采用半承載式車身結(jié)構(gòu)，具有完整的縱梁及貫通的橫梁結(jié)構(gòu)；剛性柱撞擊位置具有微型客車特有的前排座椅框結(jié)構(gòu)(中置發(fā)動(dòng)機(jī)艙)、發(fā)動(dòng)機(jī)及其懸置結(jié)構(gòu)。為了容納發(fā)動(dòng)機(jī)，座椅框一般具有較大的X向和Z向尺寸，其Z向高度可達(dá)白車身Z向高度的25%，大大增加了與剛性柱的重疊面積。微型客車的這些特有結(jié)構(gòu)有利于提高側(cè)面柱碰撞中的Fs，能夠在碰撞中將碰撞力快速地傳遞到車身另一側(cè)和抵抗車體變形，從而降低假人上的作用力和傷害。微型客車結(jié)構(gòu)特點(diǎn)如圖4所示。

圖4　微型客車結(jié)構(gòu)特點(diǎn)

2側(cè)面柱碰撞仿真

2.1柱碰撞仿真模型

側(cè)面柱碰撞模型以經(jīng)過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證的整車側(cè)面碰撞模型為基礎(chǔ)，按照歐洲側(cè)面柱碰撞試驗(yàn)Euro NCAP要求(與制定中的國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)中碰撞模式A的90°角29 km/h剛性柱碰基本相同)，建立側(cè)面柱碰撞FE仿真模型進(jìn)行研究。

仿真碰撞嚴(yán)格按照歐洲側(cè)面柱碰撞試驗(yàn)法規(guī)要求確定仿真碰撞的邊界條件，其中，車體側(cè)向碰撞初始速度為29.5 km/h，剛性柱直徑為254 mm(其橫向垂直面通過(guò)駕駛員假人頭部重心)，計(jì)算時(shí)間設(shè)為100 ms(超過(guò)碰撞中車身最大侵入量時(shí)刻)，計(jì)算求解器軟件為L(zhǎng)S-DYNA，網(wǎng)格單元類型為Shell，單元尺寸10 mm，按實(shí)車情況賦材料屬性，其中車身鈑金件材料類型為MAT24。有限元模型如圖5所示。

圖5　側(cè)面柱碰撞有限元模型

2.2仿真結(jié)果

在側(cè)面柱碰撞結(jié)構(gòu)分析中，最重要的是控制B柱和前側(cè)門的侵入量和侵入速度。圖6為原設(shè)計(jì)狀態(tài)車門內(nèi)板及B柱侵入速度與時(shí)間關(guān)系曲線，圖7為原設(shè)計(jì)狀態(tài)車門內(nèi)板及B柱侵入位移與時(shí)間關(guān)系曲線，圖8～圖10分別為原設(shè)計(jì)車身變形情況。

(a)第一組位置

(b)第二組位置圖6　原設(shè)計(jì)狀態(tài)車門內(nèi)板及B柱侵入速度-時(shí)間曲線

(a)第一組位置

(b)第二組位置圖7　原設(shè)計(jì)狀態(tài)車門內(nèi)板及B柱侵入位移-時(shí)間曲線

圖8　原設(shè)計(jì)整體變形情況

圖9　原設(shè)計(jì)下車體變形情況

圖10　原設(shè)計(jì)座椅框變形情況

2.3問(wèn)題分析

由以上轎車與微型客車側(cè)面柱碰撞的特點(diǎn)對(duì)比分析可知，因?yàn)檐嚿斫Y(jié)構(gòu)與質(zhì)心位置存在差異，雖然原微型客車設(shè)計(jì)中的車門侵入速度達(dá)到8 m/s，最大侵入量達(dá)到242 mm，但并不比轎車的耐撞性能差，也更容易實(shí)現(xiàn)側(cè)面柱碰撞車體耐撞性能的提升。

因?yàn)樵谠瓉?lái)的車型設(shè)計(jì)中沒(méi)有考慮側(cè)面柱碰撞的情況，車身結(jié)構(gòu)對(duì)側(cè)圍的支撐和傳力作用較差，因此在仿真分析中出現(xiàn)了門檻、車門、座椅框變形嚴(yán)重的情況，須進(jìn)行針對(duì)性的優(yōu)化和改進(jìn)。

從仿真結(jié)果和設(shè)計(jì)上看，出現(xiàn)以上問(wèn)題的根本原因是：①座椅框內(nèi)的加強(qiáng)板材料等級(jí)低(牌號(hào)為BLD)、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不合理；②缺少設(shè)計(jì)門檻加強(qiáng)板結(jié)構(gòu)；③碰撞路徑上，缺少門檻與大梁之間的支撐結(jié)構(gòu)；④車門防撞桿和側(cè)圍上邊梁材料等級(jí)低。

3改進(jìn)方案及結(jié)果

3.1改進(jìn)方案

針對(duì)原設(shè)計(jì)的問(wèn)題，結(jié)合微型客車結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，充分利用上、中、下三條能量傳遞路徑，如圖11所示，提出改進(jìn)方案如下。

圖11　車身能量傳遞路徑

路徑1增加門檻加強(qiáng)板，增加門檻內(nèi)板支撐板、門檻與大梁支撐板，增加大梁內(nèi)板支撐板。以上新增零件的材料均為590DP，厚度為1.4 mm。

路徑2將前門防撞梁材料由B450LA改為B1500HS，將厚度由0.8 mm改為1.6 mm；將座椅框橫梁材料由BLD(厚度為1.2 mm)改為590DP(厚度為1.4 mm)，并去掉一個(gè)沖壓工藝筋條。

路徑3上邊梁、A柱內(nèi)板材料ST13改為590DP，厚度0.8 mm改為1.2 mm。

以上更改方案如圖12所示，用深色標(biāo)識(shí)的零件為新增或更改的零件。

圖12　車身改進(jìn)方案示意圖

3.2改進(jìn)結(jié)果及分析

圖13所示為改進(jìn)方案狀態(tài)車門內(nèi)板及B柱侵入速度與時(shí)間關(guān)系曲線，圖14所示為改進(jìn)方案狀態(tài)車門內(nèi)板及B柱侵入位移與時(shí)間關(guān)系曲線，圖15～圖17所示為改進(jìn)后的車身變形情況。

(a)第一組位置

(b)第二組位置圖13　改進(jìn)方案車門內(nèi)板及B柱侵入速度-時(shí)間曲線

3.3結(jié)果分析

改進(jìn)后，車門內(nèi)板及B柱的最大侵入速度由8 m/s降低到6.9 m/s，降低了14%；最大侵入量由242 mm降低到119 mm，降低了50.8%。改進(jìn)效果非常明顯。

對(duì)比仿真結(jié)果可知，改進(jìn)后，門檻的最大截面力由29 kN提高到46 kN，提高了58%，如圖18所示；座椅框結(jié)構(gòu)的最大截面力由48 kN提高到83 kN，提高了73%，如圖19所示。同時(shí)發(fā)現(xiàn)，車門防撞梁和側(cè)面上邊梁的變形明顯減小，但截面力提升不大，這是因?yàn)殚T檻和座椅框結(jié)構(gòu)很好地抵抗了車身側(cè)圍變形。

(a)第一組位置

(b)第二組位置圖14　改進(jìn)方案車門內(nèi)板及B柱侵入位移-時(shí)間曲線

圖15　改進(jìn)方案整體變形情況

圖16　改進(jìn)方案下車體變形情況

圖17　改進(jìn)方案座椅框變形情況

(a)改進(jìn)方案

(b)原設(shè)計(jì)狀態(tài)圖18　門檻截面力-時(shí)間曲線對(duì)比

(a)改進(jìn)方案

(b)原設(shè)計(jì)狀態(tài)1.整個(gè)座椅框結(jié)構(gòu)截面力測(cè)點(diǎn)1　4.后橫梁截面力測(cè)點(diǎn)12.整個(gè)座椅框結(jié)構(gòu)截面力測(cè)點(diǎn)2　5.后橫梁截面力測(cè)點(diǎn)23.整個(gè)座椅框結(jié)構(gòu)截面力測(cè)點(diǎn)3　6.后橫梁截面力測(cè)點(diǎn)3圖19　座椅框結(jié)構(gòu)截面力-時(shí)間曲線對(duì)比

4結(jié)論

(1)研究表明，側(cè)面柱碰撞中，同等質(zhì)量的微型客車與轎車相比，微型客車產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)能量更大，而需車體變形來(lái)吸收的線性沖擊能量更小，車體侵入量和侵入速度更低，在側(cè)面柱碰撞中更有有利于乘員保護(hù)。

(2)微型客車因它中置發(fā)動(dòng)機(jī)布置形式及特有的座椅框結(jié)構(gòu)，使其在柱碰撞中有利于將碰撞力快速傳遞到車身另一側(cè)并抵抗車體變形，該結(jié)構(gòu)在側(cè)面柱碰撞中體現(xiàn)出來(lái)的優(yōu)勢(shì)是傳統(tǒng)轎車所不具備的。

(3)優(yōu)化微型客車能量傳遞路徑是提高側(cè)面柱碰撞性能的重要實(shí)現(xiàn)方式。通過(guò)優(yōu)化某車型中間座椅框的傳遞路徑，使得侵入量降低50%，侵入速度降低14%。

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(編輯張洋)

ResearchonCrashworthinessofMinivansFacedonPoleSideImpact

LinZhiguiLüJunchengLuoQinyueJiaLigang

SAICGMWulingAutomobileCo.,Ltd.，Liuzhou，Guangxi，545007

Abstract:Based on the mechanism of side pole impact, the influences of energy transmission and crashworthiness among minivan and sedan’s center of gravity, structure and packaging was compared and analyzed herein. The improvement direction of minivan structure was put forward by the analyses. The simulation of minivan side pole impact and structural optimization was carried out. The results show that crashworthiness performance of minivan is improved significantly, which proves that the optimization methods of minivan side pole impact are feasible.

Key words:minivan; pole side impact; simulation analysis; structure optimization

收稿日期：2015-03-15

中圖分類號(hào)：U461.91

DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2016.01.021

作者簡(jiǎn)介：林智桂，男，1983年生。上汽通用五菱汽車股份有限公司技術(shù)中心工程師。主要研究方向?yàn)槠囍鞅粍?dòng)安全性能集成、汽車碰撞安全仿真與試驗(yàn)。發(fā)表論文2篇。呂俊成，男，1978年生。上汽通用五菱汽車股份有限公司技術(shù)中心高級(jí)工程師。羅覃月，女，1984年生。上汽通用五菱汽車股份有限公司技術(shù)中心工程師。賈麗剛，男，1982年生。上汽通用五菱汽車股份有限公司技術(shù)中心工程師。