侧翻安全性（共10篇）
侧翻安全性 篇1
0 引言
安全、节能和环保是当今汽车发展的主题,车辆安全性与轻量化设计是汽车研究中的两个重要方面。其中,客车以运载量大、单位运输成本低等特点,已成为城市内部和城际之间的重要运输工具,其侧翻安全性越来越成为研究的热点。Su等[1]利用响应面法基于代理模型对客车的强度和侧翻安全性等进行了多目标优化,但优化方案主要是改变原车骨架结构的一些梁的壁厚;Liang等[2]通过优化车身各结构吸能能力来改善客车侧翻安全性,采取的方法也是改变一些梁的壁厚;Lin等[3]对客车局部车身段进行研究,通过在结构最大变形处添加外部加强结构来改善客车的侧翻安全性,但这种方法会使连接结构和制造工艺变得复杂。与钢材相比,填充材料具有较大的价格优势,且不需要对整根骨架进行加强,与钢材一起使用就可减小车身质量并降低生产成本。Ruiz等[4]在客车的较大变形处采用高强度钢,并在管内填充泡沫,改进了客车侧翻时的吸能性能,提升了客车侧翻安全性,但泡沫的加强作用有限,且该文没有对钢管的壁厚及填充长度进行进一步的优化。
我们的前期研究[5]表明,在客车车身骨架的矩形钢管内适当位置填充环氧树脂与木屑及固化剂的混合物,可以明显提高客车的侧翻安全性。该研究主要探讨了不同填充剂的填充效果,并建立了实验台架和仿真分析模型。由于填充物的填充量和骨架壁厚会影响整车的质量大小和安全性的好坏,因此,有必要对填充物的填充长度及骨架壁厚进行优化设计,使其充分发挥各自的优势,在保证侧翻安全性的同时,实现整车骨架的轻量化。
1 乘员生存空间要求
ECE R66法规修订于2006年2月底,适用于载客多于22人的客车。该法规规定的客车侧翻碰撞安全性试验要求客车停放在一个水平的翻转平台上,翻转起始水平面与下方的撞击面高度相差800mm,客车在没有摇晃和不受其他外力影响的情况下侧倾直至翻倒,侧倾角速度不应超过5°/s(0.087rad/s),如图1所示。图中,CG、CG′、CG″为客车不同位置时的重心位置;B为旋转轴到客车纵向垂直中心平面的距离;t为客车重心到纵向垂直中心平面的距离;h0为客车在翻转平台上的重心初始高度;h1为客车临界侧翻时重心高度。
ECE R66法规要求,客车侧翻碰撞试验时,须确保侧翻变形后车身结构不得侵入生存空间,生存空间内的任何部件也不得侵入生存空间之外。乘员生存空间尺寸的定义如图2所示。
2 优化变量的选取
如图3所示,该样车的地板前中后部高度不一致,使前中后部乘员生存空间的高度也发生变化,从而导致侧围结构各立柱变形量对乘员生存空间的影响存在差别。本文根据以上分析,确定侧围立柱和顶横梁的填充长度及钢管壁厚共13个参数,各参数具体为:前风窗立柱壁厚x1、侧围第一立柱壁厚x2、侧窗第一立柱壁厚x3、侧窗第二至第三立柱壁厚x4、侧窗第四立柱壁厚x5、侧围后立柱壁厚x6、侧围第一至第二腰立柱壁厚x7、侧围第三至第五腰立柱壁厚x8、侧围第六至第七腰立柱壁厚x9、顶部各横梁壁厚x10、侧围各腰立柱结构填充长度l1、侧窗立柱结构填充长度l2、顶部横梁结构填充长度l3,如图3和图4所示。
由于10个壁厚参数及3个长度参数对车身骨架结构侧翻安全性及车身质量有较大影响,所以考虑实际钢管的壁厚和结构填充长度,确定壁厚x1,x2,…,x10的取值范围为1.5～3.0mm,长度l1的取值范围为60～150mm,l2的取值范围为60～180mm,l3的取值范围为60～240mm。如图5所示,本文定义车身结构对生存空间的侵入量为D,选择碰撞侧各立柱与生存空间的最小距离计算D值,即前风窗立柱为D1、侧围第一立柱为D2、侧窗第一立柱为D3、侧窗第二立柱为D4、侧窗第三立柱为D5、侧窗第四立柱为D6、侧围后立柱为D7。负值表示侵入,正值表示未侵入。
3 均匀试验仿真
优化目标为侧围立柱及顶横梁的总质量最小,具体的优化问题的数学模型如下:
设计变量
式中,F(y)为目标函数;ne为全部优化结构个数;Mej为第j个优化结构件的质量。
在本仿真试验中共有13个参数,每个参数选取4个水平,13个参数的水平如表1所示。
因此,参照均匀设计表U28(413)[6],一共需要进行28次侧翻碰撞安全性仿真。表2和表3所示分别为各个设计变量的均匀试验设计取值和相应的用LS-DYNA计算得到的目标值和约束值。
4 回归优化分析
对均匀试验设计结果进行深入分析的方法是回归分析方法。含有s个自变量的二次多项式响应面近似回归的一般形式为
i=1,2,…,j
式中,y为响应面近似回归函数;a0、ai、aii、aij为待定参数;x1,x2,…,xj为设计变量。
若使回归系数的估计有可能,必要条件为n>1+s(s+3)/2。由于均匀设计的试验次数n较小,所以当因素数目s较大时,通常不能满足n>1+s(s+3)/2这个估计回归参数的必要条件,于是需要采用逐步回归技术从方程中选择贡献显著的项[7]。
由于本文的仿真模拟次数为28,参数数目为13,不满足估计回归参数的必要条件,因此,本文利用SAS软件,根据均匀试验的28个采样点,对各优化结构总质量M以及侵入量D1、D2、D3、D4、D5、D6、D7采用二次多项式响应面模型进行逐步回归,以得到目标和约束关于设计变量的显式函数。具体的回归函数如下:
M=103.286 87+8.60730x4+…-
0.001 50l
D1=-118.488 00+23.000 56x2+…+
3.589 11x7x8+0.000 398 87l2l3 (7项)
D2=-194.779 86-1.130 64x1x7+
+7.090 95x2x6+…+0.067 20x8l2 (13项)
D3=-146.655 30+9.400 76x1x10+…+
3.355 97x3x6+…+0.000 370 24l2l3 (8项)
D4=-109.676 76+6.937 78x1x4+…+
1.612 98x7x10+0.032 32x8l3 (8项)
D5=-54.882 78+0.842 11x
4.915 03x1x10+…+0.014 61x7l3 (8项)
D6=-10.714 33+0.035 04l2+…-
0.001 05l
D7=-97.578 64+0.696 31x1x3+…+
4.102 35x9x10-0.022 19x9l3 (9项)
利用决定系数R2对回归函数进行误差评估。对应M、D1、D2、D3、D4、D5、D6、D7,决定系数R2的值分别为0.9999、0.9658、0.9969、0.9611、0.9518、0.9340、0.9999和0.9542。因此,可以认为响应面近似回归函数满足精度要求。
利用MATLAB软件的遗传算法工具箱对目标及约束的响应面近似回归函数进行优化,得到车身各侧围立柱和顶横梁的壁厚、结构填充长度、总质量的最优值及相应的生存空间侵入量,如表4所示。
由于型钢的厚度一般只有1.5mm、2.0mm、2.5mm、3.0mm、3.5mm、4.0mm等规格,厚度及填充长度最优值需要按照最接近的规格取值,因此,本文选取了一组相近的参数用于仿真,如表4所示。优化前及优化后的侧翻碰撞安全性仿真结果如表5和图6所示。从表5可以看出,优化前未填充的车身各立柱及顶横梁壁厚都为3.5mm,侧翻变形后D7处稍微侵入乘员生存空间,不满足ECE R66法规中车体变形生存空间的要求;填充优化后车身各立柱与乘员生存空间都保持一定的距离,未侵入乘员生存空间,改善了客车侧翻安全性,满足ECE R66法规中车体变形生存空间的要求。同时,优化后各立柱及顶横梁的质量比未填充优化前减小了23.7%,实现了车身结构轻量化。
5 结语
采用增大客车侧围骨架壁厚及在侧围骨架管内进行填充的方法都可有效提高客车的侧翻安全性。然而,仅仅通过增大壁厚的方法来提高客车的侧翻安全性往往会导致客车车身骨架的质量增大,不利于整车的轻量化要求。本文提出了一种将客车侧围立柱及顶横梁的壁厚与管内填充长度进行优化来提高客车的侧翻安全性和满足轻量化要求的方法。研究结果表明,优化后的车体强度和刚度满足ECE R66法规对乘员生存空间的要求,客车侧翻碰撞安全性得到了改善,同时,客车车身侧围立柱和顶横梁的质量比优化前共减小了23.7%,实现了车身结构轻量化。
参考文献
[1]Su Ruiyi,Gui Liangjin,Fan Zijie.Multi-objectiveOptimization for Bus Body with Strength and Roll-over Safety Constraints Based on Surrogate Models[J].Structural and Multidisciplinary Optimization,2011,44(3):431-441.
[2]Liang C C,Le G N.Optimization of Bus RolloverStrength by Consideration of the Energy AbsorptionAbility[J].International Journal of AutomotiveTechnology,2010,11(2):173-185.
[3]Lin Yucheng,Nian Hongchi.Structural Design Op-timization of the Body Section Using the Finite Ele-ment Method[J].SAE Paper,2006-01-0954,2006.
[4]Ruiz S,Cruz P,Sorita B,et al.New OptimizedBus Structure to Improve the Roll-over Test(ECE-R66)Using Structural Foam with High StrengthSteel[J].SAE Paper,2009-26-003,2009.
[5]曹立波,阮诚心,黄新刚,等.基于管内填充方法的客车侧翻碰撞安全性改进研究[J].中国机械工程,2012,23(11):1375-1379.Cao Libo,Nguyen Thanhtam,Huang Xingang,et al.Study on Bus Rollover Crashworthiness Based onTube Filling Method[J].China Mechanical Engi-neering,2012,23(11):1375-1379.
[6]Fang K T,Ma C X,Maringer D,et al.The Uni-form Design[EB/OL].Hong Kong:Hong KongBaptist University,2004(2004-10-14).http://www.math.hkbu.edu.hk/UniformDesign/.
[7]刘文卿.实验设计[M].北京:清华大学出版社,2005.
侧翻安全性 篇2
一、在国内叉车的使用中发生行驶侧翻的频率是很高的，例如：一个杂货码头的某公司共有100多台叉车，在1989至1990年两年内发生了6宗叉车侧翻事故。侧翻是叉车在装卸中属多发事故,客观原因是由于是叉车转弯时的离心力的作用,以及叉车在侧向斜坡上行驶时由于重力沿斜坡方向的分力的作用等；主要原因则是司机没有严格按照规章制度的要求去做。国外对侧翻事故的统计报道：侧翻事故占事故总数的21%。就是要探讨叉车发生侧翻的原因，以及当事故发生时驾驶员应当如何防止自身受到伤害。
二、叉车无载行驶发生侧翻的原因
由于叉车是工作在狭窄场所，其前部装有工作装置的工业车辆，为了满足这一工作特点，在结构上把前轮设计为驱动轮，并带有制动器；后轮为转向轮。从而提高其作业的灵活性以及通过凹凸路面时，能够保持车体的平稳性。但是，这一结构却不利于防止叉车的侧翻。叉车无载行驶侧翻的典型案例1994年5月29日，北京轻型汽车有限公司购入了一台3吨叉车，6月2日开始正式启用，8月18叉车无载行驶时，向左发生侧翻，司机跳车，被翻倒的叉车护顶架砸伤后背，造成内脏破裂，送到医院后，司机死亡。事故发生后，经现场勘验和对叉车检测后确认与叉车侧翻 有关的问题是：
Ａ．该叉车结构上没有安装限速器。
Ｂ．由于发发动机转速很高，导致叉车的设计车速为21.8公里，而实测值却高达28.37Km/h，超过设计值30.7%。
Ｃ．据该部门领导反映：他们单位的叉车司机开车都很野。综上，分析该叉车发生侧翻的原因如下：
突然发现障碍物时司机一般会下意识地调整叉车行驶方向，叉车偏向，此时叉车受到离心力即侧翻力的作用，司机又下意识地踩了停车制动器，而制动产生的惯性力又促使了叉车的侧翻。
三、防止叉车发生侧翻事故的措施
1.根据上述分析，叉车无载行驶应控制的要素有： A.转向操作时，转弯时，要严格控制车速。
B.叉车发生侧翻时，踩制动只会加速叉车的侧翻。
C.侧翻若已发生时，司机千万不能跳车。具统计10宗叉车侧翻事故中，司机死亡和重伤4宗；司机在侧翻的过程中跳车逃生的5宗事故中，死亡3宗，重伤1宗，死伤合计占80%。在跳车逃生的5宗事故中，4宗是向叉车侧翻的同方向跳车，100%死伤，只有一例是向叉车侧翻的反方向跳车安全逃生，另外5宗事故的司机因没有跳车而安危无恙。这说明在叉车侧翻的过程中跳车逃生是非常危险的，尤其是向叉车侧翻的同方向跳。2.从设计生产上，防止叉车侧翻事故发生的措施有：
A.设计叉车时，最高车速的确定要综合考虑叉车的使用安全性。B.安装限速器。
C.在司机座椅上必须设计安全带，强制司机不能跳车。3.在其它方面应采用的措施：
A.在误操作或意外情况下，叉车有可能发生侧翻。此时，司机千万不能跳车，也不能踩脚制动器，而应双手紧握方向盘，身体向侧翻的相反方向倒去。
B.最大起升高度不超过1.8m的叉车，禁止安装护顶架。护顶架是防止叉车起升到较高位置时，小件货物越过挡货架掉下来砸在司机身体上而设置的。但侧翻时，一旦司机跳车，或被抛出时，它将对司机造成伤害。4.操作者应采取的措施：
A.侧翻发生时，千万不能跳车。据有关学者统计，有80%跳车的司机都被护顶驾砸成了重伤或死亡。
B.严格按照操作规程进行驾驶。
C.要合理控制叉车行驶速度，做到安全的前提下争效率，开好文明叉车。
侧翻安全性 篇3
双重刹车防倒退防侧翻多功能助行架由“左推右拉”双重刹车系统、调速螺钉限速装置、上坡防倒退装置、开合防侧翻装置、多方位支撑系统（龙门架悬挂支撑、前臂支撑、坐垫支撑）、支撑平台等部分组成。如下图所示：
本助行架设计了独特的“左推右拉”双重刹车系统。“左推右拉”双重刹车系统是指在助行架的左右两边各有一个刹车拉杆。左手往前推左刹车拉杆可以刹左右两个后轮，右手往后拉右刹车拉杆也可以刹左右两个后轮。这样设计的目的就是如果使患者往前摔，由于惯性作用身体向前倾，左右手都把左右刹车拉杆往前推，左手起到了刹车作用，助行架停止前进。如果患者往后摔，由于惯性作用身体往后仰，左右手都把左右刹车拉杆往后拉，右手起到了刹车作用，助行架停止后退。
调速螺钉限速装置主要起到调节助行架推行速度的作用。在平地康复行走训练中，根据使用者的行走速度和路面的摩擦力大小适当旋转调速螺钉，可以使助行架按照使用者的行走速度行驶，当使用者需要走下坡路时，可以把调速螺钉旋得紧一些，即使力气不够启动刹车装置也可以避免下坡速度过快。
上坡防倒退装置主要由棘轮、棘爪、闸线、防倒退手柄等零件组成。棘轮分别固定在左右两个后直行轮上，防倒退手柄通过左闸线和右闸线分别带动左棘爪和右棘爪，左棘爪和右棘爪就会同时嵌入到左棘轮和右棘轮中。上坡前，把防倒退手柄往下压，棘爪和棘轮嵌在一起，这样助行架上坡时只能前进不能倒退；上坡后，把防倒退手柄往上拉，棘爪和棘轮脱开，就会恢复到助行架既能前进也能倒退的状态。
可开合防侧翻装置主要由防侧翻边轮和边轮转向杆组成。边轮转向杆与架体的框架侧边转动连接，边轮转向杆下端与防侧翻边轮连接，可90°角旋转，用插销固定。转动边轮转向杆，防侧翻边轮可向外移动，相当于在框架两侧又增加了2个支撑轮，扩大了支撑面，使架体十分稳定，可以避免侧翻。
龙门架悬挂支撑由龙门架、肩带、胸带、腰带和座带组成。各部件均可调节、可拆装，使用者可根据自己身体的实际情况选择使用。前臂支撑平台由齐腰高的平台组成，上面有盛物盘、手机架、刹车拉杆、调速螺钉等双重刹车和限速系统的连接部件。使用者前臂水平地支托在平台上，此时的承重点为前臂。坐垫由一块可拆卸可翻转座板组成，中间有一个圆孔，可以放置座便器。当使用者累时可以坐下来休息，由护理人员推着助行架前进，不方便上厕所的人还可在座便器上方便。
支撑平台是本助行架的一个扩展功能，完全取决于个人喜好，可以在助行架的上架平台上制作一个托盘，放一些水、食物、药品、通信产品或娱乐产品。
助行架稳定性测试，按照中华人民共和国国家标准《双臂操作助行器具要求和试验方法第3部分：台式助行器》（GB/T 14728.3-2008/ISO）的试验方法，对本产品的稳定性进行检测，实验结果表明本项目的前倾、后倾和侧倾稳定性均优于国家标准。
侧翻安全性 篇4
客车运输是现代集体运输系统的主体部分之一,亦是最方便的交通工具之一,但客车运输容易发生大规模的伤亡,其中最危险的是客车侧翻。据统计,在2008年中国发生的29起特大事故中(一次死亡10人以上),客车事故约占83%,其结果是群死群伤,损失惨重[1]。在欧洲,公共汽车和长途客车交通事故平均每年约发生20 000起,会造成约200人死亡和30 000人以上受伤[2]。因此,进行客车侧翻碰撞安全性改进设计研究,对于保护乘员生命安全具有重要意义。何汉桥等[3]提出通过增加壁厚或增大截面面积来提高客车的侧翻碰撞安全性,但不利于整车轻量化;Tomas等[4]在最大变形处添加加强铰链来提高结构刚度,该方法会导致车身附件加工的复杂性;Keith等[5]采用玻璃纤维聚合物材料来制造车身上部结构,其生产成本较高;Salvador等[6]将泡沫材料填充到高强度空心钢管中,改进后的钢管结构刚度增大较小,而且其生产成本较高。本文提出一种在车身结构适当位置的矩形钢管内填充混合物的方法,该方法既能够显著提高客车的侧翻碰撞安全性,又能够有效地控制生产成本,利于整车的轻量化。
1 客车侧翻碰撞安全性分析模型的建立
在CAD模型的基础上建立了如图1所示的客车整车有限元模型。车身骨架、底盘骨架均采用大小为10mm的壳单元进行模拟,并尽量保证各连接梁共节点。轮胎及蒙皮采用大小为50mm的壳单元进行模拟,且蒙皮与客车骨架之间通过点焊方式模拟连接。由已有试验可知,客车侧翻不足以使车身骨架焊点失效[7],因此模型中未考虑焊点失效问题。前后车桥采用大小为50mm的刚性壳单元进行模拟,通过CONSTRAINED_EXTRA_NODES_OPTION方式与底盘骨架连接。发动机总成、蓄电池和油箱采用体单元进行模拟,其质量和转动惯量根据实际情况设定。空调总成、备胎、车门、挡风玻璃、乘员及座椅等,以质量单元的形式直接加在相应位置的节点上。为直观表达车身变形对乘员损伤的影响,按照ECE R66法规,采用低密度刚性单元创建了车内乘员生存空间,未考虑生存空间与客车各结构之间的接触。
翻转平台及撞击面采用刚性壳单元进行模拟,将翻转平台和撞击面的节点自由度完全固定。由于碰撞过程中的能量主要来自于重力所做的功,因此必须考虑重力加速度(9.8m/s2)。客车各结构与蒙皮的接触使用AUTOMATIC_SINGLE_SURFACE进行定义,客车车轮与翻转平台及客车各结构与撞击面的接触,均使用AUTOMATIC_SURFACE_TO_SURFACE进行定义,其摩擦因数定义为0.5。
客车车身骨架采用Q235B材料,底盘骨架采用Q345材料,蒙皮采用Q235A材料,均采用24#分段线性弹塑性材料进行模拟,并以表格的方式输出不同应变率对应的硬化曲线。
按照ECE R66法规中的客车侧翻碰撞安全性试验要求,客车停放在一个水平的翻转平台上,翻转起始水平面与撞击面之间的高度差为800mm,客车在没有摇晃和不受其他外力影响的情况下侧倾直至翻倒,侧倾角速度不应超过5°/s(0.087rad/s)。同时,ECE R66法规允许整车侧翻碰撞安全性仿真模拟从客车刚接触撞击面时开始。所以,本文利用能量守恒方法,并借助LS_DYNA程序计算出客车翻转到撞击面位置时的角速度为ω=1.7×10-3rad/ms,该角速度即为仿真初始角速度。为了充分获取侧翻过程中车身的全部变形信息,整车碰撞过程时间设定为300ms。
2 客车侧翻碰撞安全性仿真结果分析
利用LS_DYNA软件分析侧翻碰撞过程中客车的动态响应情况,可以得到图2所示的整车结构变形图。由图2可以看出,300ms时车身骨架变形较大,且已经侵入乘员生存空间。
图3所示为地板横梁、搁梁、侧围立柱及斜撑四者之间的连接部分的变形示意图。由于原设计未在连接处加强,且所用材料和壁厚取值不太合理,致使其抗弯刚性不足,结构在这些位置的变形较严重。此外,在地板横梁与搁梁连接处,地板横梁结构变形较小,但搁梁、裙立柱及侧围立柱连接位置变形较大,这说明搁梁、裙立柱及侧围立柱结构刚度不满足客车侧翻碰撞安全性要求。
由图4可以看出,侧围后立柱及侧窗立柱与腰梁连接处的弯曲变形较大,结构的强度刚度无法满足整车侧翻碰撞的安全性要求。图5所示为前风窗纵梁与顶部横梁(如标注1所示)以及顶部横梁与上边梁(如标注2所示)之间的连接区域的变形示意图,前风窗纵梁发生了严重的扭转变形,与上边梁连接的顶部横梁也发生了较大变形。
(a)侧围前部变形 (b)侧围后部变形
3 客车车身结构改进方案
采用增加车身骨架各梁壁厚的方法来提高客车的侧翻碰撞安全性,不仅会增加车身的质量,还会提高整车的重心位置,使得客车的行驶稳定性下降。鉴于此,采用局部加强的方法是比较好的选择。本文研究了几种管内填充方法,既可以应用在设计的新车上,又可以对已经生产出来的客车进行改进。由客车侧翻碰撞安全性仿真结果可知,该样车在发生侧翻碰撞事故之后,车身上部结构的局部变形主要发生在侧围立柱与搁梁及裙立柱的连接处(如图6标注1所示)、侧窗立柱与腰梁连接处(如图6标注2所示)、顶部横梁两端与上边梁连接处(如图6标注3所示)等部分。因此,所需填充位置选择了上述各处。
在选择填充材料时,需要重点考虑以下几点要求:
(1)易于添加,所选材料为胶状物或其稍微加热后能变成黏度较低的液体,从而仅在钢管壁上开一个小孔即可完成材料的添加,这样就便于改进方案的实施。
(2)能够有效地提高钢管的强度和刚度,满足客车侧翻结构耐撞性要求,即在常温和工作状态下填充材料必须是固体。
(3)材料必须具有较小的密度,以满足客车的轻量化要求。
(4)对人体无危害且经济性好。
综合考虑以上要求和各种材料的性能后,本文提出了以下4种具体的填充材料方案:方案一,采用石蜡材料;方案二,采用松香材料;方案三,采用石蜡和松香混合材料;方案四,采用E-44环氧树脂与木屑及650#固化剂的混合物,三者的比例依次为1∶2∶1。具体填充方法如下:对于新开发的车型,可以在钢管的填充边界处预焊钢板作为填充材料的边界;对于旧车,可以在需要处开一个小口焊接一块薄钢板用于封装。然后在封装好的空间内用注射器将材料填充进去。其具体填充情况如图7所示。
4 客车车身结构改进验证试验与仿真
为了验证改进方案的有效性,进行了图8所示的结构刚度试验。试件采用的材料为Q235,其矩形钢管截面为50mm×30mm×1.0mm。钢管下端通过固定架固定,拉力施加位置离固定架的高度为390mm。在结构试验过程中,使用拉力机给试件施加侧向拉力,拉力传感器和位移传感器用于测量钢管结构的耐撞力与相应的位移。在钢管内按以上4种方案填充材料,如图9所示。
(b)加热器
一年四季的环境温度变化较大,可能对填充材料的强度刚度产生影响。因此,选择10℃和45℃两个温度点进行试验。按照结构刚度试验要求,分别对4种方案的试件在其温度为10℃和45℃时进行了试验,试验结果如图10所示。本文还对多次试验进行了对比,结果表明各结构的耐撞力曲线基本一致。
方案一的试验结果如图10a所示。当石蜡材料所处的环境温度为10℃时,原钢管结构的最大耐撞力为1.649kN,填充填料后的钢管结构的最大耐撞力为1.907kN,填充填料后的钢管结构的耐撞力比原钢管结构的最大耐撞力提高了15.6%;当石蜡所处的环境温度为45℃时,原钢管结构的最大耐撞力为1.477kN,填充填料后的钢管结构的最大耐撞力为1.534kN,填充填料后的钢管结构的耐撞力比原钢管结构的最大耐撞力提高了3.8%。
方案二的试验结果如图10b所示。当松香材料所处的环境温度为10℃时,原钢管结构的最大耐撞力为1.649kN,填充填料后的钢管结构的最大耐撞力为2.279kN,填充填料后的钢管结构的耐撞力比原钢管结构的最大耐撞力提高了38.2%;当松香所处的环境温度为45℃时,原钢管结构的最大耐撞力为1.477kN,填充填料后的钢管结构的最大耐撞力为1.477kN,填充填料前后的钢管结构的耐撞力相等。
方案三的试验结果如图10c所示。当石蜡与松香混合材料所处的环境温度为10℃时,原钢管结构的最大耐撞力为1.649kN,填充填料后的钢管结构的最大耐撞力为2.063kN,填充填料后的钢管结构的耐撞力比原钢管结构的最大耐撞力提高了25.2%;当石蜡与松香混合材料所处的环境温度为45℃时,原钢管结构的最大耐撞力为1.477kN,填充填料后的钢管结构的最大耐撞力为1.667kN,填充填料后的钢管结构的耐撞力比原钢管结构的最大耐撞力提高了12.9%。
方案四的试验结果如图10d所示。位移在0～0.075m之间时:当E-44环氧树脂与木屑及650#固化剂混合物所处的环境温度为10℃时,原钢管结构的最大耐撞力为1.649kN,填充填料后的钢管结构的最大耐撞力为3.362kN,填充填料后的钢管结构的耐撞力比原钢管结构的最大耐撞力提高了103.8%;当E-44环氧树脂与木屑及650#固化剂混合物所处的环境温度为45℃时,原钢管结构的最大耐撞力为1.477kN,填充填料后的钢管结构的最大耐撞力为2.974kN,填充填料后的钢管结构的耐撞力比原钢管结构的最大耐撞力提高了101.3%。仿真模拟结果与试验结果基本一致,如图11所示。当位移增大到0.075～0.09m之间时,钢管受到的拉力超过其强度极限,钢管开始出现裂纹,拉力迅速下降,甚至低于原结构。实际使用过程中,由于结构耐撞力大大增强,使得客车在侧翻过程中的变形大大减小,钢管承受的应力不会超过其强度极限,因此这种改进方案在实际中是合理的。
(a)填充填料前 (b)填充填料后
对前三种方案的试验结果分析表明,当环境温度较低时,填充填料后的钢管结构的耐撞性能比较好;但当环境温度较高时,其改进效果不明显。而方案四的试验结果表明,无论是在低温环境,还是在高温环境,填充填料后的结构的耐撞性能都可以得到显著提高。另外,方案四中采用的木屑密度较小,E-44环氧树脂与木屑及650#固化剂混合物的密度为0.82g/cm3左右,其混合物密度是四种方案所用填充物中最小的。从轻量化的角度评价,方案四也具有明显优势。因此,本文采用方案四对客车车身进行改进。
5 改进结果
根据方案四对客车侧翻碰撞仿真模型进行了修改。其计算结果如图12所示,从图12中可以看出,改进后的客车可以保证乘员有足够的生存空间。为便于直观对比改进前后的客车侧翻碰撞仿真结果,本文定义车身结构对生存空间的侵入量为Dq,选择碰撞侧各立柱与生存空间的最小距离计算D值,计算结果如表1所示。表1中的负值表示侵入,正值表示未侵入。由表1可知,改进前的客车各立柱的侵入量都大于66.4mm,而改进后的客车各立柱距生存空间都还有一定距离,证明本文提出的改进方案四能对车身上部的结构安全起到有效的改进作用,且经方案四改进后的客车侧翻碰撞安全性满足ECE R66法规要求。
6 结束语
本文建立了客车整车有限元模型,按照ECE R66法规进行了客车侧翻碰撞安全性研究。通过仿真分析获知,由于车身侧围上部结构刚度太小,变形量过大,导致侧围结构侵入到乘员生存空间。基于仿真变形结果,提出了4种既可以对新设计的车型进行改进,又可以应用于已经在使用的客车的改进方案。试验结果表明:与方案一、方案二、方案三相比,方案四在低温环境和高温环境都能有效地提高客车车身上部结构的耐撞性能,也符合客车轻量化的要求;方案四应用于客车侧翻碰撞仿真的结果表明,改进后的客车侧翻碰撞安全性能得到显著提高,满足ECE R66法规的乘员生存空间要求。
参考文献
[1]中华人民共和国公安部交通管理局.道路交通事故统计年报[R].南京:公安部交通管理科学研究所,2008.
[2]Belingardi G,Martella P,Peroni L.Coach Passen-ger Injury Risk During Rollover:Influence of the Seat and the Restraint System[C]//Proceedings-19th International Technical Conference on the En-hanced Safety of Vehicles.Washington DC,2005:05-0439.
[3]何汉桥,张维刚.高床大客车侧翻结构安全性仿真研究[J].机械科学与技术,2007,26(7):922-930.
[4]Tomas W T,Ignacio I,Agenor D M J.Numerical Simulation of Bus Rollover[C]//XVI Congressoe Exposicao Internacionais da Tecnologia de Mobili-dade.Sao Paulo,Brasil:SAE,2007:2007-01-2718.
[5]Keith F,John H,Erich W,et al.Transit Bus De-sign Effects Utilizing Improved Steel or Fiber-re-inforced Composite Structures[C]//2007World Congress.Detroit,MI,USA:SAE,2007:2007-01-0457.
[6]Salvador R,Pablo C,Blai S,et al.New Optimized Bus Structure to Improve the Roll-over Test(ECE-R66)Using Structural Foam with High StrengthSteel[J].SAE Technical Paper,2009,4271:2009-26-0003.
侧翻安全性 篇5
8月24日18时48分，特勤二中队接到119指挥中心调度命令，位于：济南市历城区港沟镇京沪高速港沟出口济南莱芜方向1公里处发生车祸，一辆冷藏货车侧翻油箱严重泄漏，情况危急。接到命令后特勤二中队迅速出动一部A类泡沫消防车、一部抢险救援车16名官兵立即赶往现场。
到达现场后侦察发现：一辆由西向东行驶车牌为皖B的挂车，侧翻在高速公路左侧，冷藏箱一半货物已经洒落，货车挡风玻璃全部破碎。经询问了解，驾驶室有两名男子，已从车窗爬出，受有轻伤。此车是由安徽至桂林行驶，经过京沪高速因刹车失灵向左打方向不慎侧翻，事故车辆还存在严重漏油现象，中队官兵迅速连同交警部门做好现场警戒，疏散围观人员，严禁抽烟。并且在120急救赶到前采取紧急措施，给伤员稳定和包扎好受伤处，然后连同路政部门联系吊车赶赴救援现场，并立即出一支泡沫枪对漏油邮箱进行稀释覆盖，并将现场漏出的柴油进行冲散。19时58分，两辆吊车相继到达现场，准备将事故车辆调正拖走，因路上已经有大量柴油，漂浮在积水上，如果有火花出现，极有可能引发燃烧、爆炸，情况十分危险。中队继续利用泡沫枪对油箱和路上积油进行稀释覆盖，消除危险。确保安全后，示意交警部门吊车起吊。并在起吊过程中，继续对泄漏部位时刻进行稀释覆盖，严防发生爆炸事故。
经过近四十多分钟的紧张救援，中队指战员配合交警部门成功将该车转移到安全地带，又加大压力出水将泄露柴油进行彻底稀释，消除隐患。特勤二中队官兵协同交警部门将现场清理完毕后，移交现场，于21时返回中队。此次救援，中队官兵克服炎热、黑天等不良因素，救援出动迅速，处置方法得当，安全措施到位，避免了更大事故的发生，得到现场群众的一致好评。
侧翻安全性 篇6
关键词：封闭环侧翻特性,客车车身设计,优化
0引言
过去在设计客车车身结构时, 若车身结构不满足强度、刚度要求, 往往就只在薄弱的部位加强结构, 使整车能够通过相关标准试验要求, 并没有系统研究哪些因素是影响客车侧翻的关键因素。这样做不但对客车车身轻量化造成不利影响, 还会给整车工艺性等其他方面带来问题。
近些年, 国内许多高校科研机构和客车企业都开始对客车侧翻做相关的技术研究, 结合有限元仿真方法提出了一系列优化客车侧翻性能的有效方法, 并优化车身结构, 提高客车侧翻性能, 减小乘员的伤害。GB17578-2013《客车上部结构强度要求及试验方法》已于2014年7月1日正式实施, 这对客车侧翻提出了更加严格的要求。客车侧翻碰撞的试验条件会更加严苛, 国内客车行业对客车上部结构强度的研究也会更加深入。
1侧翻试验
GB17578-2013《客车上部结构强度要求及试验方法》于2014年7月开始实施, 法规中要求“车辆的上部结构应具有足够的强度, 以确保在整车侧翻试验过程中和侧翻后生存空间没有受到侵入”;同时, “在每个装有乘员约束装置的座椅上加载, 加载质量为:每个成员质量的50%”, 这一规定已于2015年7月正式实施。法规要求的具体试验方法如下。
1.1基本试验
将悬架锁止的客车车身置于可倾斜的平试验台上, 对于装有乘员约束系统的客车而言, 按照整车总有效质量 (车辆空载质量与乘员质量的一半) 加载, 再慢慢将试验台倾斜到一个不稳定的平衡位置, 开始试验。客车车身从试验台翻转碰撞到平整坚硬的水平面上, 直至客车结构不再发生变形, 试验结束。试验过程如图1所示。
1.2车身段侧翻试验
要求所测试的车身段必须是具有代表性的, 车身段至少有两个隔间, 其中一个位于整车纵向质心的前部, 一个位于整车纵向质心的后部, 并且还要包含结构强度最弱的隔间, 质量最大的隔间和生存空间要求最苛刻的隔间。车身段的配重应能反应车身段的能量吸收能力, 重心位置应与整车重心相同。车身段侧翻试验过程与基本试验过程相同。
1.3根据测试部件进行准静态计算
设定一个负荷承受体, 应该包括塑性变形区和塑性铰链, 并且上部结构应与实车尺寸相同。试验开始时, 要保证加载板与上部结构的接触位置, 保证载荷的传递正确。作用载荷应与车辆的垂直纵向中心面有一个夹角a,
a=90°-arcsin (800/Hc)
式中:Hc———车辆水平停放时边梁距地面高度。
试验载荷如图2所示。
1.4计算机模拟整车侧翻试验
建立数学模型, 其总质量和质心位置应与试验车辆一致, 质量分布也应与试验车辆相同。测试的主要部位为车身骨架的两侧接头位置对其施加静态或动态载荷, 测试数学模型的变形或破坏。评价的标准为乘员的生存空间是否被侵入, 生随着有限元技术的不断发展, 在设计阶段采用有限元方法不但可以缩短设计周期、减少成本, 还有良好的重复性和适应性。
2基于封闭环侧翻特性的客车车身优化设计
矩形截面闭口薄壁梁是组成客车车身结构的常用杆件形式, 在截面周长和材料不变的情况下, 薄壁梁的高宽比和板厚是决定其性能的主要参数, 这两个参数的变化直接影响薄壁梁的受力特征和轻量化效果, 进而影响整车的碰撞安全性能。
在材料力学角度, 考察薄臂梁在弹性阶段的抗变形能力的两个性能指标是弯曲刚度和扭转刚度, 这两个指标表示梁在承受弯曲载荷和扭转载荷时在弹性阶段抗变形的能力。车身在瞬间遭受重大载荷时, 变形会超出弹性阶段进入到非线性变形阶段, 通常采用三点抗弯试验和轴向抗压试验这两种测试方式考察薄壁梁径向和轴向两个方向的最大压溃力。
在封闭环结构中, 用侧窗立柱在纵向平移取代侧围中立柱, 从而在上部结构形成闭环形式。由于这种结构的改变, 侧围立柱数目由8根变为9根。相关的侧围斜支撑结构也作对应的改变。
弯曲压溃模式主要产生在侧围中立柱与舱门立柱焊接的部位, 而侧窗立柱中没有形成塑性铰。这种变形机制源于中立柱和侧窗立柱横截面尺寸和材料等级的差异。根据Kecman提出的矩形截面薄壁管弯曲理论, 方管最大弯曲强度受薄壁截面受压翼弹性屈曲控制, 或者受相对较薄材料屈服控制。对于宽度为a, 高度为b, 厚度为t的截面薄壁管, 受压翼的临界应力为:
式中, E, v, a, b, 和t分别为杨氏模量、泊松比、翼缘宽度、截面高度和壁厚。
客车侧围的中立柱和侧窗立柱的型材规格分别为50mm×40mm×3mm和60mm×40mm×3mm, 材料分别为Q235和Q345。从而可以计算出各自的最大承载弯矩, 即侧窗立柱最大承载能力大约为中立柱的3.14倍。在侧翻过程中, 作用到上部结构的冲击载荷首先是的中立柱弯曲压溃。除此之外, 由于舱门立柱上端与中立柱焊接, 起到加强件的作用, 使得该处存在着强度的突变, 容易触发中立柱的弯曲变形。
合理选用材料能有效提高杆件的抗弯变形能力和压杆稳定性, 常见的一种材料改进方法:原中立柱、腰梁、顶盖横梁均采用屈服极限为235MPa、强度极限为420 MPa的低碳钢Q235, 将变形较大部件的材料更换为屈服极限为355 MP a、强度极限为510 MPa的高强度钢W510。合理选择截面形状, 窗立柱截面如图3。
由式可知:提高杆件的抗弯变形能力和压杆稳定性可以通过增加壁厚、调整截面形状等方法来实现。
图3窗立柱截面
根据封闭环矩管截面尺寸、材料、侧围立柱下部结构、完整性和布置数量等因素对客车侧翻安全的影响, 客车封闭环主要设计以下内容:
①侧围立柱截面尺寸采用60mm×40mm×3mm整车侧翻性能优于截面尺寸为50mm×40mm×3mm, 但侧围立柱截面尺寸采用50mm×40mm×3mm的10米级公路客车也可以满足侧翻法规要求。
②封闭环结构材料采用510L的侧翻性能优于Q345, Q345优于Q235, 并且10米级公路客车封闭环结构材料采用510L和Q345均能满足侧翻法规要求。
③侧围立柱下部为斜支撑加强结构与腰梁下移结构的整车侧翻性能接近, 均大幅优于无下部加强结构。
④合理的设计侧围立柱下部结构, 如斜支撑加强结构, 可以保证不完整封闭环结构达到完整封闭环结构侧翻性能。
⑤前、后围龙门口处采用双封闭环结构, 整车侧翻能力大大提升。
⑥10米公路客车采用6道封闭环结构可以满足侧翻法规要求。
3结束语
通过本文对当前我国客车侧翻研究现状的简单介绍, 确定了基于封闭环侧翻特性的客车车身优化设计, 希望能对我国10米公路客车车身设计与优化研究起到一定的帮助, 保障乘客出行的生命安全。
参考文献
[1]阮诚心 (NGUYENTHANHTAM) .基于侧翻碰撞安全性的客车车身改进设计及乘员损伤研究[D].湖南大学, 2012.
汽车防侧翻预警系统研究 篇7
1992～1996年, 美国每年发生的各类汽车侧翻事故高达22, 700起, 仅次于正面碰撞的行车事故。随着中国汽车保有量的增长, 此类事故也将随之增加, 对侧翻预警系统研究显得十分必要。
传统的侧翻传感器是基于陀螺仪制作, 系统繁琐复杂, 严重影响了它的普及。而美新加速度的传感器测量汽车加速度更为简单, 体积小, 成本低, 这使得新一代汽车侧翻预警系统普及成为可能 。
二、系统的整体设计思想
主要由以下几部分组成:51单片机, 传感器, 电源模块, 显示预警模块。整机系统的原理如图1。
(一) 控制电路组成。
主要应用的51单片机目前应用最广泛的8位单片机, 在提供电源时, 用电容与传感器并联, 防止电源及周围的噪声干扰。
(二) 传感器。
美新公司加速度计与微处理器接口电路十分简单, mxc6225仅支持I2C通讯, 通过连接51与加速度计的SDA与SCL接口, 按照预定的通讯协议即可进行通讯。接口电路比较简单, 主要运用的是SDA与SCK接口。
三、阈值的确定
由于各种汽车的设计, 质心及载重的不同, 因此阈值都有一定的差别, 因此我们仅建立了一个刚性模型。算出的侧翻阈值能够从整体上做出定性的评估。
四、系统软件设计
系统采用常用的51单片机的Keil软件。我们预先设定采样频率, 将得到的数据根据数学模型进行实时处理, 数据间进行对比, 防止干扰信号的对数据的影响, 防止出现错误预警。系统的软件的模块流程图如图2所示。
五、结语
对于汽车侧翻的具体阈值, 我们进行了不同汽车的实际测量, 主要是在货车方面进行实验, 在对于货车的空载与满载时会有一定的差别, 但能做出较为基本符合要求的预警。本文目前的工作只是基础的研究。建立的模型也只是较为简单的理想模型, 要想使报警系统有更为准确的预警, 还需要做大量的调查与实验, 建立更为真实的数学模型。实时测定阈值, 今后会对本系统进行进一步的修改与完善。
参考文献
[1].余志生主编.汽车理论[M].北京:机械工业出版社, 2001
[2].金智林, 翁建生, 胡海岩.汽车侧翻预警机防侧翻控制[J].动力学与控制学报, 2007
[3].田晋跃, 贾会星.铰接车辆侧倾过程动态仿真[J].农业机械学报, 2006
侧翻安全性 篇8
关键词：果园,作业平台,防侧翻
0 引言
随着我国苹果产业的发展和果农经济收入的提高,果农对果园机械的需求也更加迫切。果园作业平台是一种针对现代矮化密植新型果园而设计的,能够在果园特殊环境中满足剪枝、疏果、采摘和果品运输等作业需求的多功能平台。国内果园作业平台升降机构以剪叉式为主,采用履带式行走装置。在利用该平台进行剪枝、疏花疏果和采摘等高空作业时,由于平台重心升高,果园地表不平整等因素容易造成平台侧翻。所谓侧翻,是指车辆绕其纵轴线转动 90°或更大的角度,以至车身与地面相接触的一种极其危险的侧向运动[1]。为了保障操作者的安全,提高平台的操控稳定性,设计开发了一种平台高空作业静态防侧翻监控系统。该系统能在平台静态高空作业时对平台进行实时监测,并可以提前报警,及时调整平台高度避免平台侧翻。
1 系统组成及总体方案确定
果园作业平台静态防侧翻系统采用模块化设计,主要包括信号采集模块、信号放大模块、人机交互模块、电源模块、开关量输出模块和处理模块。系统原理图如图1所示。
该系统采用STC89C52RC单片机作为核心处理器对平台高度和底盘压力等信息进行采集处理。平台静态防侧翻参数的确定是以横向载荷转移率(Lateral Load Transfer Ratio, LTR)作为平台稳定性指标,系统在对平台底盘压力参数进行计算分析后能够提前报警,并通过执行机构及时对平台高度做出调整,选用比例电磁阀作为执行机构,实现控制阀动作量与输出信号等比例的调节控制。
2 硬件结构设计
2.1 STC89C52RC单片机及其外围电路
STC89C52RC系列单片机是宏晶科技推出的新一代高速、高可靠、在线编程的单片机,指令码完全兼容传统8051单片机,12时钟/机器周期和6时钟/机器周期可任意选择[2]。该型号芯片可靠性高:具有ESD保护,高抗静电可轻松过2kV/4kV快速脉冲干扰;宽电压,工作电压为3.4～5.5V不怕电源抖动宽温度范围,-40～85℃;速度快,工作频率范围为0～40MHz,相当于普通8051的0～80MHz ,实际工作频率可达48MHz;功耗低:掉电模式下典型功耗<0.1μA,空闲模式典型功耗为2mA,正常工作模式下功耗为4～7mA,适用于电池供电系统。
STC89C52RC单片机外围电路如图2所示。
2.2 信号采集及处理电路
2.2.1 高度信号采集
高空作业时,操作者对平台提升高度的及时掌握能够更好地预防和避免侧翻事故的发生。高度信号的采集和实时显示,能够提高操作者对平台的执行性能了解,使平台的可控性更强。本系统采用磁致伸缩位移传感器作为高度信号的采集终端,该传感器利用磁致扭转波作为传播媒质,具有其它位移传感器所不能达到的测量大位移、高精度的特点。磁致伸缩位移传感器主要由波导钢丝、位置磁铁、波检测器和电子系统组成。传感器采集信号经滤波放大后,仍需考虑系统对有用检测脉冲拾取的准确性,于是增加了比较电路和峰值检波电路,如图3所示。
2.2.2 压力信号采集
平台左右两侧承载力的大小可以通对过平台动力底盘与升降台连接处支架机构的受力分析来间接计算,为了能够准确计算平台底盘两侧的受力大小,系统压力信息的采集选用EPL贴片式压力传感器,对平台底盘进行多点检测。EPL系列压力传感器是一种表面贴片式、不锈钢膜压力传感器,具有从5～5 000psi(0.35～350bar)的多个量程等级,使用胶或树脂可以更方便地安装,温度范围为-40～90℃,谐振频率为40～350kHz。压力信号采集后,需要经前置放大电路对点电信号进行去噪和放大,前置放大电路如图4所示。该电路为差动输入式电路,1,2分别接压力传感器的信号输出端,Vo是放大器的输出,Vz是基准电压信号。
3 软件设计
3.1平台稳定性指标确定
多功能果园作业平台在果园特殊环境中以方便果农剪枝、疏花疏果、采摘、运输等作业为目的而设计。果农在对果树进行剪枝、疏花疏果和果实采摘的作业过程中,平台处于升起、静止状态,因此本系统才用横向载荷转移率(LTR)作为平台高空作业时静态稳定性的判定指标。
选用LTR值作为机车稳定性指标,最早应用于工程车辆。LTR定义为车辆底盘左右两侧轮胎上的垂直载荷差与轮胎垂直总载荷之比的绝对值,即
式中 Fri,Fli—分别为第i个所检测的承力构件左右两侧的垂直载荷;
N—所检测结构的总数量。
由于果园地表坚实度小,平台采用履带式行走,所以在考虑平台静态侧翻特性时,可以忽略平台悬架及履带的弹性,将平台视为“刚性平台”。在侧翻平面内,刚性平台在果园环境中处于高空作业状态时的受力模型如图5所示。
假设平台有向右倾翻的倾向,各力对倾侧中心取距有
式中 m—作业平台总质量;
ay—侧向倾翻加速度,
h—平台质量质心离地高度;
Fl—侧翻平面平台左侧受地面支持力;
Fr—侧翻平面平台右侧受地面支持力;
B—平台轮距。
可以粗略的估算出切削过程所做的切削功。
显然,侧向倾翻加速度ay在支持力 Fl等于0时,到达倾翻加速度最大值ay=Bg/2h,此时LTR值为1,平台侧翻加速度达到门槛值。从上式还可以得出,当平台质量质心距地高度h减小时,平台倾翻的侧翻门槛值增大,即平台稳定性和安全性提高。所以,通过及时调整平台的高度能够实现对平台的防倾翻控制。当侧翻平面两侧没有横向载荷转移时LTR值为0,此时平台平稳[2,3,4]。
果园环境复杂,地表不平整且坚实度低,果树枝干交叉,为了使系统能够提前报警,并能为平台高度做出有效调整留有时间,提高平台稳定性和操控的安全性,系统设置稳定性判定指标LTR值为0.6,即当底盘一侧垂直压力减小60%时,系统就会报警并主动降低平台升起高度。
3.2 系统软件流程
软件系统采用主循环加中断处理程序的模式。系统程序根据中断处理任务的重要性,给中断处理程序赋予不同的优先级。高优先级的中断可以暂停低优先级的中断处理程序,使CPU转而执行高优先级的中断处理程序[5]。软件的设计按照系统功能采用模块化程序设计方法,将整个应用程序以硬件模块为基础进行单独程序设计,编写代码和调试,然后将所用模块综合调试。系统主程序流程图如图6所示。
4 结论
1)果园作业环境特殊,平台高空作业时倾翻的几率增大,设计一种防倾翻系统对保障作业安全具有现实意义,防倾翻技术的关键是横向载荷转移率的检测和平台高度的调整。
2)该系统的软、硬件设计采用了模块化设计思想,使系统的后期扩展性增强,有利于系统的进一步完善和升级。
3)实验证明,当平台出现侧翻倾向时,系统能够及时报警,并能采取相应的措施调整平台高度,降低平台重心,防止平台侧翻。该系统为果园平台的安全操作提供了良好的保证。
参考文献
[1]NHTSA.Trafic Safety Facts 2004:A compilation of motorvehicle crash data from the fatality analysis reporting systemand the general estimates system[R].2006.
[2]张玉新,王国强,陈超,等.主动防倾翻技术及其在工程车辆上的应用展望[J].工程机械,2011(42):56-60.
[3]Dirk Odenthal,Tilman B unte,J urgen Ackermann.Nonlin-ear steering and braking control for vehicle rollover avoidance[R].Karlsruhe:Proc.European Control Conference,1999.
[4]何锋,张永德.汽车静态侧翻门槛值的计算方法[J].贵州工业大学学报,1997,12(6):88-92.
震源车主动防侧翻预警系统研究 篇9
震源车作为地震勘探领域的特种车辆,由于其高质心、低稳定性等特点[1],在沙漠、戈壁等地势复杂环境工作过程中极易导致其发生侧翻、连续翻滚等危险事故,乘员生命安全和仪器设备受到严重威胁,使国家经济财产遭受严重损失。据不完全统计,2006 - 2010 年发生侧翻造成的重大伤亡事故10 余起,共有20 多人伤亡[2,3]。虽然根据国际HSE标准要求,震源车在驾驶室外安装了一种侧翻保护装置( ROPS) ,但仍是侧翻事故发生后的被动保护结构,没有起到主动安全保护效果,难以从根本上抑制震源车发生侧翻事故[4]。震源车侧翻已成为影响地震勘探领域的重要问题,设计一种能对不同行驶工况进行准确判断的震源车主动防侧翻预警系统,已成为提高震源车主动安全保护技术研究的重要方向。目前,通过查阅国内外诸多文献,美国IVI公司、法国SECEL公司、中国的BGP公司等国内外主要的地球物理勘探公司对震源车的研究主要集中在振动器性能、信号激发等领域,而针对震源车开展主动防侧翻预警系统的研究鲜有报道。
因此,根据震源车结构特点和实际工况,开展了基于不同参数的震源车侧倾稳定性分析,并结合国内外现有车辆侧翻预警指标特点,以速度为监测值,并将其与临界转弯速度进行对比判断,采用多级判断原则,建立了一种能综合判断不同行驶工况的震源车预警指标和主动防侧翻预警系统,并论述了该预警系统的工作原理,同时,通过MATLAB/ simulink软件对所建立的预警系统进行了仿真模拟分析。该预警系统的建立为提高震源车安全稳定行驶提供有力保障。
1 震源车侧倾稳定性分析
开展震源车侧倾稳定性分析,是建立震源车主动防侧翻预警系统的前提和基础。其中,车辆侧翻是指车辆在行驶过程中绕其翻转轴线转动90°或更大的角度,导致其车身与地面分离接触的一种极危险侧向运动。
1. 1 震源车结构
如图1 所示,震源车主要由前车体、后车体组成,中央通过铰接转向机构连接[3]。在转向过程中,震源车通过铰接转向机构处左右液压缸的行程差和力臂差而形成的推力,推动前、后车体发生相对偏转而实现转向目的,形成了具有一定角度的转向角,其中,转向角的转向范围为: 0° ~ ± 30°。而震源车的侧倾角、转向角、转弯速度、质心高度和行驶坡度角等参数影响着震源车的侧倾稳定性。
1. 2 震源车侧倾失稳机理分析
1. 2. 1 平路转向失稳
在平路转向过程中,其临界转弯速度v随转向角 β的变化而发生变化,当转弯速度超过其极限值时,则会使震源车发生侧翻事故。其中,转向角 β 是指车辆前车体发生转向后的中心线与未发生转向时的中心线之间的夹角,其大小影响着震源车的侧倾稳定性。震源车平路转向受力分析如图2 所示。因此,得到震源车在侧翻临界不稳定状态下临界转弯速度v与各参数之间的关系。
其公式如下:
可得:
式中: F为离心力; N2为右车轮垂直载荷; M为震源车质量; B为轮距; L为轴距; k为震源车前轴距铰接点距离; H为重心高度。
通过对曲线( 图3) 分析可知,随着转向角 β 的增加,临界转弯速度v呈减小趋势,之后逐渐趋于稳定; 由于震源车转向角最大转角为30°,因此,当转向角达到30°时,其临界转弯速度为10. 5 km / h; 当实际转弯速度超过此临界转弯速度时,地面提供的侧向摩擦力不能满足车辆转弯所需的向心力,在离心力作用下使震源车发生了侧翻事故。因此,应合理控制转向角 β 大小,进而控制临界转弯速度值,实现对侧向加速度及离心力的控制,以防止震源车发生平路转向侧翻失稳现象。
1. 2. 2 斜坡转向失稳
震源车由于其特殊的工作环境,时常行驶于具有一定角度的斜坡上。在斜坡转向过程中,由于震源车侧倾角、自身结构、重力等因素影响,其沿斜坡方向的合力不能提供震源车斜坡转向行驶所需的向心力,最终导致震源车发生侧翻事故。设其斜坡坡度角为 ψ,通过受力分析可知:
可得:
式中: F为离心力; G为震源车重力; M为整车质量; B为轮距; L为轴距; k为震源车前轴距铰接点距离;H为重心高度; φ 为斜坡坡度角。
通过对曲线( 图4) 分析可知,震源车斜坡转向过程中,随着转向角 β 和坡度角 φ 的增加,震源车所允许的临界转弯速度v逐渐降低; 当转向角 β 为30°,坡度角 φ为40°时,震源车临界转弯速度减小至3. 7 km/h,其值比平路转弯更低。因此,要求震源车斜坡转向时具有较低的转弯速度,一旦速度过大并超过其对应的临界转弯值,极易导致震源车在斜坡上发生侧翻事故。
综上分析,随着转弯速度、转向角、坡度角等值的增大,震源车侧倾稳定性呈降低趋势,当该参数超过其对应的临界值时,震源车则可能发生侧翻事故。因此,深入开展不同参数对震源车侧倾稳定性的影响规律研究,将为建立适用于震源车的预警系统提供方向和指导依据。
2 震源车侧翻预警指标研究
侧翻预警指标是开发研究震源车主动防侧翻预警系统的前提和关键技术。因此,通过对国内外现有车辆侧翻预警指标特点分析,建立了适用于震源车的侧翻预警指标。
2. 1 现有车辆侧翻预警指标
目前,国内外科研机构、汽车厂家都针对汽车、重型车辆及工程车辆的侧翻预警系统进行了深入研究。美国、德国、加拿大、日本等国家在车辆侧翻预警领域的研究起步较早并取得了丰富成果[5]。其中,国内外侧翻预警指标主要包括: 横向载荷转移率( LTR)[6,7,8]、侧翻预警时间( TTR)[9,10,11]、侧倾角 θ[12,13]、侧向加速度ay[14,15]等指标,但对震源车预警指标及预警系统研究尚处空白。因此,通过对国内外现有车辆侧翻预警系统研究现状分析,得出了不同侧翻预警指标适用范围有所不同,并对以上侧翻预警指标特点进行对比分析,如表1 所示。
通过分析可知,目前国内外车辆侧翻预警指标多数用于静态的预警系统,不能动态精确预测侧翻程度,且指标单一、测量可靠性差。同时,该指标不能对多种工况进行准确判断。因此,据此为基础,探索一种新型震源车综合性侧翻预警指标成为震源车预警系统的重点研究方向。
2. 2 震源车侧翻预警指标
由前文分析可知,临界转弯速度的大小不仅反映了震源车转向过程中的临界条件,也直接影响着震源车的稳定性,且当实际车速超过其临界值,则震源车即将或已经发生侧翻失稳现象。因此,以震源车侧倾稳定性分析为基础,并结合国内外各预警指标特点,建立了以整车速度u和斜坡转向过程中的临界转弯速度v2之商的绝对值为指标的多级判断侧翻预警指标,以通过该预警指标实现对震源车行驶过程中危险状况的判断。将行驶速度与其对应的临界速度进行对比求商,增强了其判断的准确性。同时,由于该指标中包含了转向角 β 及斜坡的坡度角 φ 等动力学参数,因此,该指标可对平路转向及不同角度的斜坡转向等工况的行驶状态进行综合判断。其判断公式为:
式中: u为震源车速度; v2为斜坡转向临界转弯速度。其判断原理为: 将预警范围设定为四级; 随着A值的增大,震源车的侧倾稳定性呈现逐渐降低; 当0 < A≤0. 6,定义报警级别A = 1,为安全级,此时系统发出频率为50,幅值为0. 5 的绿色的低频声波; 当0. 6 < A≤0. 9,报警级别A = 2,系统发出频率为500,幅值为5 的蓝色声光报警,实现对驾驶员的初级提醒; 当0. 9 < A≤1 时,报警级别A = 3,系统发出频率为1 000,幅值为10 的黄色声光报警,实现对驾驶员的中级提醒; 当A > 1 时,报警级别A = 4,系统发出频率为1 500,幅值为20 的红色声光报警,表明此时震源车已经发生侧翻事故。
该侧翻预警指标采用了将车辆速度u与其临界转弯速度v2进行多级对比判断的方法,能针对不同阶段的安全性发出不同形式的声光报警; 具有准确性高,实时性强的优点,能实现对多种工况的侧倾稳定性的综合性判断。该侧翻预警指标的确定为建立一种可靠性高的铰接式震源车主动防侧翻预警系统奠定理论基础。
3 震源车主动防侧翻预警系统原理
根据所建立的侧翻预警指标A,建立了震源车主动防侧翻预警系统,其主要组成为: 微处理器、速度传感器、角度位移传感器、惯性测量单元( IMU) 、坡度仪和报警装置。其中,角度位移传感器主要监测震源车前、后车体之间的转向角度,惯性测量单元用于监测车辆侧倾角、侧向加速度等参数,坡度仪用于监测斜坡的坡度角。
在预警系统工作过程中,首先运用车载传感器检测车辆状态,包括: 速度、转向角、侧倾角、侧向加速度、坡度角等信号参数,监测信号经过A/D转化为数字信号后传递给微处理器,微处理器根据建立的震源车模型,采用多信息融合技术,计算出震源车侧翻预警指标A值,运行侧翻预警算法; 将计算的预警指标A值与多级预警范围进行对比,根据震源车的预警级别判断其危险程度,从而发出相应的声光报警,以提醒驾驶员采取相应的防侧翻措施,防止震源车发生侧翻事故,其预警系统工作原理如图5 所示。
4 震源车主动防侧翻预警系统仿真分析
为了更加直观的掌握预警系统的工作原理,分析该预警指标判断的准确性,实现预警系统的多级预警模式。因此,通过MATLAB/simulink软件针对震源车平路转向和斜坡转向过程,开展震源车预警系统的仿真模拟分析,其预警系统仿真平台如图6 所示。其中,速度u输入函数为0 ~ 10 m/s范围内变化,转向角 β 输入函数为0° ~ 30°范围内变化,如图7 和图8 所示。斜坡的坡度角 φ 分别定义为0°和15°,分别模拟震源车平路转向和斜坡转向行驶过程。
4. 1 震源车平路转向过程预警判断分析
根据所建立的预警指标可知,当 φ = 0°时,震源车在平路工况下进行转向,由此,得到震源车在平路转向过程中预警指标A值变化曲线和声光报警曲线,如图9和图10 所示。在0 ~ 3. 3 s范围内,预警指标A随着时间的增加呈现增大趋势,此时预警系统发出不同预警级别的声波报警,但均未出现发生侧翻的红色报警提示;在3. 3 ~ 4. 2 s范围内,预警指标A > 1,此时实际速度已经超过其对应的临界转弯速度,导致预警系统发出红色声光报警,表明车辆即将或已经发生侧翻事故; 在4. 2 s之后,随着速度v的减小,A值也出现明显减小,此时预警系统也发生不同的声光报警。由此可知,该预警指标A能对震源车平路转向过程中的行驶状态进行准确判断。
4. 2 震源车斜坡转向过程预警判断分析
根据所建立的预警指标可知,当 φ = 15°时,震源车在斜坡工况下进行转向,由此,得到震源车在斜坡转向过程中预警指标A值变化曲线和声光报警曲线,如图11和图12 所示。在0 ~ 2. 7 s范围内,预警指标A随时间的增加呈增大趋势,此时预警系统发出不同报警级别的声光报警; 在2. 7 ~ 5. 1 s范围内,预警指标A > 1,且最大时刻值达到1. 4,此时震源车实际速度已远远超过其对应时刻的临界速度,导致该预警系统发出较长时间段的红色声光报警,表明车辆即将或已经发生侧翻事故;在5. 1 ~ 9. 9 s之后,随着车辆速度v的减小,A值也出现明显减小,震源车发出不同级别的声光报警; 在9. 9 ~ 10s范围内,预警指标A > 1,此时预警系统发出红色报警。由此可知,该预警指标A能准确反映震源车斜坡转向过程中的行驶状态。
4. 3 平路转向与斜坡转向对比分析
震源车平路转向( φ = 0°) 与斜坡转向过程( φ =15°) 中的临界转弯速度和预警指标A值对比曲线如图13 ~ 14 所示。由图分析可知,两种工况的临界转弯速度均随时间的增加呈先逐渐减小,之后趋于稳定; 在相同速度和转向角输入情况下,由于斜坡坡度角的不同,即:平路和斜坡的坡度角分别为0°和15°,导致斜坡转向过程的临界转弯速度大于平路转向的临界转弯速度,斜坡转向时的预警指标A值也出现大于平路转向时的预警指标A值,且斜坡转向时的A值率先达到其临界值1。由此表明,震源车斜坡转向过程中具有更低的侧倾稳定性和安全性,更容易发生侧翻。因此,在斜坡行驶过程中,应注意震源车速度、转向角等参数的合理控制,以提高震源车行驶的稳定性和安全性。
5 结论
1) 开展了不同参数对震源车侧倾稳定性的影响规律分析; 得出: 随着转弯速度、转向角、坡度角等值的增大,震源车侧倾稳定性呈降低趋势,当超过其对应的临界值时,震源车则发生侧翻事故; 此规律研究为建立震源车主动防侧翻预警系统奠定理论基础。
2) 以国内外现有车辆预警指标的特点为基础,建立了以整车速度u和斜坡转向时的临界转弯速度v2之商的绝对值为判断指标的四级判断侧翻预警指标A,以通过该预警指标实现对震源车行驶过程中危险状况的判断。
3) 建立了震源车主动防侧翻预警系统,开展了震源车预警系统工作原理分析,得出该预警系统具有更高的可靠性和预警精度,能综合监测震源车整体行驶状态,为进一步开展震源车主动防侧翻预警系统研究奠定理论基础。
4) 由震源车主动防侧翻预警系统仿真模拟分析可知: 该预警指标A值能对平路和斜坡两工况下的行驶状态进行准确判断,并激发系统发出不同级别的声光报警; 同时,得出震源车在斜坡转向过程中具有更低的侧倾稳定性,更容易发生侧翻,驾乘人员应对速度、转向角度等参数进行合理控制,以提高震源车行驶的稳定性和安全性。此分析对提高震源车野外作业的主动安全性具有重要意义。
摘要：为了防止震源车在野外行驶过程中发生侧翻事故,实现对震源车危险状态的提前预警,迫切需要开展震源车主动防侧翻预警系统研究。基于震源车不同工况下的侧倾稳定性分析,结合国内外现有车辆侧翻预警指标特点,采用多级判断原则,建立了一种能综合判断不同行驶工况的震源车侧翻预警指标A和主动防侧翻预警系统,并通过MATLAB/simulink软件对该预警系统进行仿真模拟分析。研究结果表明:震源车侧倾稳定性随转弯速度、转向角、坡度角等参数的增大而呈现降低趋势;同时,该预警系统能通过侧翻预警指标A实现对震源车平路转向和斜坡转向过程中的行驶状态进行准确判断,并发出不同级别的声光报警。此研究将为进一步开展震源车预警系统的试验研究奠定理论基础。
侧翻安全性 篇10
关键词：LS-DYNA,仿真,分析,侧翻
LS-DYNA为美国Livermore Software Technology Corporation的产品, 以非线性动力分析为主, 兼有静力分析功能, 如动力分析前的预应力计算和薄板冲压成形后的回弹计算等;特别适合求解各种结构的高速碰撞、爆炸和金属成型等高度非线性瞬态动力学问题。
基本模型的建立用有限元软件LS-DYNA对微型客车的侧翻进行预测, 应首先建立与实际车型一致的整车侧翻有限元模型, 以国内某款销量较大的车型为研究对象。
微型客车的基本模型主要包括模型的转化、网格划分和模型的装配三个部分。
1. 静态侧翻仿真分析
在所建立的微型客车有限元模型上首先进行静态侧翻试验, 试验时将微型客车放于水平平台, 平台一端可以转动, 并且设置有障碍物卡住轮胎使之不能下滑, 然后以30°/s快速抬升平台另一端至微型客车外侧轮胎所受支撑力为零。
分析得出, 当time=0时微型客车车顶与地面接触, B柱开始变形, 随着接触时间的延长, 变形加大;车顶上靠左侧围区域出现了塑性变形, 随整车的翻转, 塑性变形区域向车顶中间扩展, 同时伴随着弹性变形的恢复;随车体的进一步翻转, 车顶塑性变形越来越大, 当车顶开始脱离地面发生二次侧翻时, 由于弹性变形的恢复, 车顶塑性变形有所减小。最后分析可知, 汽车侧围 (主要是B柱) 及车顶中部刚度过小从而强度不足, B柱产生了弯曲变形, 反过来, B柱的弯曲变形加剧了车顶的大变形;车顶大变形主要发生在车顶前部与车顶左侧, 严重影响了前排乘员与左后侧乘员的生存空间, 对左前侧乘员的影响尤为严重, 故该车的侧翻性能有待改善。以上试验结果与文献中的平台试验翻车结果一致。由此可知, 所建有限元模型准确并可以用于客车静态侧翻试验。
2. 动态侧翻仿真分析
在静态的平台侧翻仿真试验基础上, 对该微型客车进行了动态侧翻仿真试验, 以验证该车有限元模型的转向系统、悬架、轮胎和地面等参数设置的准确性与可行性, 考察有限元软件LS-DYNA是否可以有效地对微型客车急转侧翻进行动态分析, 其结果是否可以为事故预测提供有力的参考。
为了考察不同速度和方向盘转角下, 该车发生侧翻的可能性, 进行了如下仿真:
1) 车速120 km/h, 方向盘转角360°/s;
2) 车速150 km/h, 方向盘转角540°/s;
3) 车速180 km/h, 方向盘转角540°/s;
4) 车速180km/h, 方向盘转角720°/s。
以上仿真试验结果显示该微型客车没有发生侧翻, 但发生了严重的侧滑现象, 当车速180 km/h, 方向盘转角720°/s仿真试验时轮胎在地面侧向力的作用下发生了大变形, 轮毂也出现了倾斜现象。改变地面参数和轮胎参数后再进行如上试验, 仍出现类似情况。
3. LS-DYNA仿真结果
有限元法侧重整个物体的力学行为, 是通过规则可计算的细小网格代替形状不规则的零部件或单元, 进行模拟计算。有限元方法可以精确地对物体变形和受力进行分析。因为微型客车侧翻研究中的侧翻过程属于动态过程, 并且可以将车辆的大部分零件作为刚体考虑, 所以有限元法会因为精密计算而运算时间太长, 从而不适合动态分析。例如LS-DYNA针对国内某品牌微型客车进行匀速转弯侧翻试验, 在DELL双核服务器上需要运行20 h以上才能完成整个运动过程。但通过静态侧翻仿真试验可知有限元方法可以有效地分析侧翻和侧翻事故发生之后, 车辆尺寸和空间上的变化, 对车辆的安全性能改进有着重要的现实意义。
参考文献
[1]露泉.试验优化设计与分析[M].长春:吉林科学技术出版社, 2001.