汽車正面25%重疊率碰撞車身前端結構設計

張君媛，紀夢雪，王 楠，葉 威

(1.吉林大學 汽車仿真與控制國家重點實驗室,長春 130022；2.清華大學 汽車安全與節能國家重點實驗室,北京 100084；3.北京伊薩科技發展有限公司 銷售部,北京 100094)

0 引 言

在所有汽車正面碰撞死亡事故中，小偏置(25%重疊)正面碰撞約占正面碰撞總量的四分之一，但在各國安全性法規及評價規程中，僅美國公路安全保險協會(Insurance institute for highway safety，IIHS)從2012年開始對小偏置正面碰撞做評價[1]。

本文統計了2012～2014年間IIHS公布的30款車型正面全寬碰撞、正面40%偏置碰撞以及正面25%重疊率碰撞試驗的得分情況。其中正面25%重疊率碰撞工況的滿分率是最低的。在25%重疊率碰撞試驗中，車體結構完整性的評價得分相對于約束系統與假人運動及假人傷害兩部分得分也最低。這種形式的碰撞對整車的考驗在于前端結構(單側)的吸能能力和側圍的縱向強度。國內外對該工況的研究主要集中在車體結構修改上，通常是根據某款車在該工況試驗中出現的吸能不足、乘員艙侵入情況，對結構進行修改，再通過試驗或CAE方法進行驗證[2,3]。

本文建立了一種汽車正面25%重疊率碰撞工況下的簡化有限元分析模型。提出一種從乘員艙臨界侵入量角度出發的車體前端構件設計方法，即先針對原車吸能不足的情況，以侵入量為約束條件，提出前端主要縱向薄壁梁構件的目標吸能量，再將其分配到各子構件。然后，根據吸能目標利用薄壁梁理論模型進行薄壁梁結構斷面的快速設計,使之在結構斷面設計之初即滿足總吸能量要求，以便最終滿足侵入量的要求。

1 正面25%重疊率碰撞車輛等效簡化模型建立

1.1 IIHS正面25%重疊率碰撞試驗工況及評價方法

如圖1所示，IIHS規定：該工況中正面重疊率為車身寬度的25%，碰撞速度為63.4～65.4 km/h，采用剛性壁障(其正面形狀為一寬1000 mm、高1524 mm的長方形；右端為一半徑150 mm、弧度115°的圓弧；碰撞面鋼板厚度為38.1 mm)，且要求在駕駛員側放置一個50th百分位混Ⅲ男性假人[1]。

正面25%重疊率碰撞評價方法包括車體結構完整性、約束系統與假人運動及假人傷害3部分。每一部分評價分為“優秀”、“良好”、“及格”、“差”4個等級。其中，車體結構完整性評價部分包括10個測量點(以下稱為侵入量監測點)侵入量的評價：A柱上、下部，儀表板上、下部，歇腳板，左側地板，制動踏板，駐車踏板，門檻，轉向柱。

圖1 正面25%重疊率碰撞試驗工況Fig.1 25% overlap frontal collision test condition

1.2 車輛-假人有限元基礎模型的建立及分析

本文以某乘用車為研究實例，在Pam-Crash/Safe軟件中建立了該車型有限元模型的IIHS正面25%重疊率碰撞工況仿真模擬環境。圖2為25%重疊率正面碰撞車輛-假人有限元基礎模型，該模型的坐標系與車身坐標系相同。采用車輛主動碰撞固定壁障的方式進行模擬，沖擊速度為64 km/h。圖3為有限元基礎模型在仿真模擬中的變形情況(為觀察乘員艙的侵入情況隱藏了左前輪)：A柱上部發生嚴重的彎折變形，A柱下部(即車門鉸處)侵入量較大，左前門變形嚴重可能會導致車門不能順利開啟，同時前縱梁中段未充分變形，即車體前端構件吸能不足導致了嚴重的乘員艙侵入。

圖2 正面25%重疊率碰撞車輛-假人有限元基礎模型Fig.2 Basic vehicle-dummy finite element modelfor 25% overlap frontal collision

圖3 基礎模型正面25%重疊率碰撞變形結果Fig.3 25% overlap frontal collisional deformationresults of basic model

圖4為有限元基礎模型在該工況下碰撞前、后乘員小腿和足部運動狀態對比圖。小腿和足部傷害與A柱下部、歇腳板、左側地板、制動踏板、駐車踏板、門檻(側向)、下儀表板這7個法規規定的侵入量相關。

圖4 碰撞前后乘員小腿和足部運動狀態對比Fig.4 Comparison of legs and feet movements ofoccupant before and after collision

分析相關構件侵入量與小腿和足部傷害的關聯，發現3條與小腿脛骨軸向力和脛骨橫向彎矩相關的力的傳遞路徑：第1條是保險杠與壁障接觸產生的力使翼子板和前縱梁向后擠壓，致使車門鉸和門檻處產生變形擠壓到小腿，使小腿受到脛骨橫向力矩；第2條是保險杠與壁障接觸產生的力傳至前縱梁、副車架、發動機等，使其向后擠壓侵入到前地板/前圍下部(包括左側地板、歇腳板、制動踏板、駐車踏板等法規規定的侵入量評價點)，前地板/前圍下部變形將力傳至足部，使小腿受到脛骨軸向力；第3條是保險杠與壁障接觸后受力向后擠壓，導致發動機侵入乘員艙，使儀表板產生向后的位移，可能會擠壓乘員小腿產生脛骨軸向力。將基礎模型7個監測點的侵入量與法規臨界侵入量[1](指法規規定的車體結構評分達到優秀的相關監測點的侵入量最大值)進行對比，如圖5所示。該車駐車踏板、門檻及儀表板下部侵入量明顯超過了法規臨界侵入量。

圖5 乘員艙侵入量與法規臨界侵入量對比Fig.5 Comparison between intrusion of cabinand critical intrusion of regulations

基礎模型碰撞前總動能為203 kJ，碰撞中總的吸能量為151 kJ。本文將該工況下車身吸能較多的構件分為3類：前端薄壁梁構件、前端其他構件和乘員艙構件。這3部分的吸能情況見圖6。分析發現該工況下主要吸能構件依次為：前縱梁、翼子板、輪罩、前車門、副車架、前指梁、保險杠總成等。乘員艙構件吸能量之和約占總吸能量的40%，且該工況下乘員艙相當于單側吸能，再次驗證了車體前端構件吸能不足是乘員艙侵入過大的原因。因此后續設計中應降低乘員艙吸能量，將其分配給前端構件。

圖6 三類構件吸能量-時間曲線Fig.6 Absorbed energy-time curves ofthree kinds of components

1.3 車輛等效簡化模型的建立及驗證

為對主要吸能件進行快速優化設計，本文對前縱梁、前指梁、副車架等部分進行簡化。參照文獻[4]的方法提取主要相關件的剛度特性(包括壓潰剛度特性和彎曲剛度特性)和慣性特性，并對剛度特性和慣性特性進行參數化，在Pam-Crash/Safe軟件中建立等效簡化模型。具體的構件模擬及連接方式如下：主要吸能構件中非板件采用梁單元模擬，材料類型選擇Beam214號材料，將參數化后的剛度特性曲線和慣性特性參數賦給相應構件的材料模型；板件則保留實際結構，與梁單元之間的連接方式采用Nodal Constraint節點連接。對吸能較小的構件，采用Beam201號材料模擬，只輸入慣性特性參數。發生彎曲變形產生塑性鉸的部位采用Spring220彈簧單元模擬[5,6]。

以前縱梁為例說明等效簡化模型的建立過程。根據碰撞后變形特點，將前縱梁大致分成圖7所示的4段進行簡化：第1段主要為壓潰變形；第2段既有壓潰變形又有繞y軸和z軸的彎曲變形；第3段為繞y軸和z軸的彎曲變形；第4段為繞y軸和z軸的彎曲變形。等效簡化模型見圖8。采用同樣的方法對前指梁和副車架進行簡化。

圖7 根據前縱梁變形特點分段Fig.7 Segmentations of front characteristics of deformation

圖8 前縱梁簡化模型圖Fig.8 Simplified model side rail according toof front side rail

B柱之后的單元與前端侵入和乘員傷害的關聯性小，用質量點代替。分別調整簡化模型車輛前端(A柱之前)、后端(B柱之后)及整車的質量和質心位置，使之與有限元基礎模型接近，得到最終的等效簡化模型。圖9為等效簡化后的模型，藍色的為被簡化的構件。表1為有限元基礎模型與等效簡化模型質量和質心位置對比數據。

圖9 等效簡化模型Fig.9 Equivalent simplified model

圖10為等效簡化模型與有限元基礎模型的變形過程對比圖，兩種模型的變形形式比較一致。

表1 有限元基礎模型與等效簡化模型質量和質心位置對比Table 1 Comparison of masses and centroid locations between basic finite element model and equivalent simplified model

圖10 等效簡化模型與有限元基礎模型的變形過程對比Fig.10 Deformation Comparisons between basic finiteelement model and equivalent simplified model

等效簡化模型最終吸能量為158 kJ，誤差為4.6%。等效簡化模型7個相關監測點的侵入量與有限元基礎模型相比最大誤差小于15%，如圖11所示。

圖11 等效簡化模型與有限元基礎模型監測點侵入量對比Fig.11 Comparison of intrusion at monitoring sitesbetween equivalent simplified model andbasic finite element model

2 正面25%重疊率前端結構抗撞性設計目標

一般來說,正面25%重疊率碰撞工況不同于全寬碰撞，車輛脫離壁障時(本文將該時刻定義為碰撞結束時刻)仍有一定的速度v。車體前端總的目標吸能量按下式計算：

(1)

式中：E0為車體前端總的目標吸能量；m為等效簡化模型總質量(見表1)；v0為碰撞初速度；v為碰撞結束速度；η定義為車體前端目標吸能比例，即車體前端目標吸能量與整車碰撞前后動能差之比。

本文經統計發現，正面25%重疊率碰撞工況下80%以上的車輛在碰撞結束時刻的速度為20～30 km/h，本文取v為25 km/h。根據文獻[7]，在正面全寬碰撞中為保證乘員艙不產生過大侵入，設計時一般令乘員艙吸能量占總吸能量的20%～30%。正面25%重疊率碰撞時，乘員艙相當于單側吸能，故本文將其吸能量限制在10%～20%，即車體前端目標吸能比例η為80%～90%，取η為0.85。由此得車體前端總目標吸能量為143 kJ。

原車輛-假人有限元基礎模型前端結構除前指梁、前縱梁、副車架以外的構件共吸能33 kJ，因此前指梁、前縱梁、副車架的總吸能量需盡可能達到143-33=110 kJ。

反復修改等效簡化模型中前指梁、前縱梁、副車架的特性參數，使7個相關監測點的侵入量不超過法規臨界侵入量(誤差控制在10%以內)。獲得此時前縱梁、前指梁及副車架的吸能量-時間曲線，如圖12所示。從圖12中得出前縱梁(含吸能盒)占這3個構件總吸能量的目標吸能比例為55%，因此前縱梁(含吸能盒)的目標吸能量為60 kJ。

圖12 前端薄壁梁構件吸能量-時間曲線Fig.12 Absorbed energy-time curves of frontalthin-walled beams

前縱梁是正面25%重疊率碰撞工況下最主要的吸能和傳力構件，其前段和中段主要為薄壁直梁，通過壓潰變形吸收能量；后段與乘員艙地板縱梁相連，為曲梁，主要為彎曲變形。

考慮車身總布置情況，將前縱梁后段分成兩段來設計。將碰撞后等效簡化模型中前縱梁各段變形吸能量占整個前縱梁吸能量的比例作為前縱梁各段目標吸能比例，即第1段(含吸能盒)目標吸能比例為57%，第2段為36%，第3、4段為7%。

考慮該工況右側縱梁未充分變形只吸收很小的一部分能量，一般為左側前縱梁的30%，將左側前縱梁的目標吸能量(總目標吸能量減去右側前縱梁目標吸能量，此處為45 kJ)作為單側前縱梁的設計目標。為使設計的前端結構也適應正面全寬碰撞和40%偏置碰撞，左、右兩側前縱梁的設計保持一致。綜合以上，前縱梁第1段(含吸能盒)主要變形方式為壓潰變形，目標吸能量為26 kJ；第2段主要變形方式為壓潰變形，目標吸能量為16 kJ；第3、4段主要變形方式為彎曲變形，兩段總目標吸能量為3 kJ。采用相同方法算出前指梁和副車架各段目標吸能量，如表2所示。

前縱梁4段x向總長度為1188 mm。由發動機、車輪等布置要求確定前縱梁第1段(含吸能盒)、第2段、后兩段x向設計長度分別為403、330、455 mm。其中，吸能盒x向長度與有限元基礎模型相同，均為123 mm。各段吸能量、平均結構力按下列公式計算：

(2)

Eqi=Fqi×Sqi

(3)

Sqi=kqi×Dqi

(4)

式中:Eq為前縱梁壓潰變形目標吸能量；Eqi為前縱梁第i段壓潰變形目標吸能量；Fqi為前縱梁第i段目標平均軸向結構力；Sqi為前縱梁第i段壓潰長度；kqi為前縱梁第i段壓縮系數；Dqi為前縱梁第i段原長度。

表2 前縱梁、前指梁和副車架各段變形方式及目標吸能量Table 2 Deformation modes and target energy absorption of each segment of front side rail，shotgun and sub-frame

前縱梁前兩段為壓潰變形，綜合考慮前兩段壓縮系數(一般為0.6～0.9[8])和逐級壓潰系數(為保障逐級壓潰一般為1.1～1.2[9])要求，由式(2)(3)(4)得到前縱梁第1段(含吸能盒)、第2段的目標平均軸向結構力分別為92、101 kN。

3 前端主要構件斷面參數及材料設計

為使吸能盒在碰撞過程中充分變形吸能，將其材料選為2.0T/DC01。本文采用低碳鋼矩形截面設計前端構件。低碳鋼矩形截面薄壁梁平均軸向力計算公式如下[8,10]：

(5)

式中:F為平均軸向結構力；σ0為平均流動應力，低碳鋼取486MPa；b為矩形截面長寬均值；t為薄壁梁厚度；υ0為動態載荷；c為特征應變率，低碳鋼取40s-1，p為材料敏感度度量值，低碳鋼取6。

取前縱梁1、2段厚度與有限元基礎模型相同，均為2.0 mm，由式(5)得到前縱梁1、2段斷面的長寬均值分別為161、117 mm，取第1段截面長162 mm、寬160 mm，第2段截面長140 mm、寬94 mm。前縱梁后兩段主要為彎曲變形，壓潰變形很小，且與地板縱梁相連，屬漸變面截面。設計這兩段斷面時綜合力的傳遞和彎曲變形吸能量要求，參照文獻[8]將厚度取為3.0 mm。最終前縱梁設計前后模型見圖13。

采用同樣的設計方法得到前指梁和副車架的設計方案，前指梁和副車架設計前后模型分別見圖14和圖15(設計后新模型均未進行工藝設計)。

圖13 改進設計前、后前縱梁模型Fig.13 Front side rail models before and afterimproved design

圖14 改進設計前、后前指梁模型Fig.14 Shotgun models before and after improveddesign

圖15 改進設計前、后副車架模型Fig.15 Sub-frame models before and after improved design

前縱梁、前指梁和副車架各段目標平均軸向結構力、材料、厚度及截面尺寸等見表3。

4 整車性能驗證

為了驗證所設計車身前端結構相關構件的合理性，用設計的前縱梁、前指梁和副車架替換原有限元基礎模型中相應的構件得到新的有限元模型。

正面25%重疊率碰撞工況下，新模型7個監測點侵入量除歇腳板和左側地板外其他監測點實際侵入量均顯著減小，且未超過法規臨界侵入量(見圖16)。

新模型與原模型在正面全寬碰撞工況下的B柱加速度波形對比如圖17所示，加速度峰值略低于原模型，峰值點稍有提前，不會對約束系統匹配帶來新的問題[11]。

表3 前縱梁、前指梁和副車架各段目標平均軸向結構力、材料、厚度及截面尺寸Table 3 Target average axial structural forces, materials, thickness and cross-sections sizes ofeach segment of front side rail, shotgun and sub-frame

圖16 改進結構正面25%重疊率碰撞乘員艙侵入量Fig.16 Cabin intrusion of improved structure in25% overlap frontal collision

圖17 改進結構與基礎模型正面全寬碰撞B柱加速度波形Fig.17 B-pillar acceleration waveforms of improvedstructure and basic model in frontal fullwidth collision

將新模型正面40%偏置碰撞乘員艙侵入量與法規臨界侵入量(該工況評價中達到滿分的侵入量)對比，結果表明，各監測點侵入量均小于法規臨界值。

5 結束語

作者提出的等效簡化模型方法，一方面減少了優化計算量；另一方面，該方法以乘員艙侵入量作為約束條件，反推主要吸能構件的目標吸能量，再以此為目標，利用薄壁梁理論模型快速進行斷面設計，從一定程度上實現了“正向設計”。

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