结构碰撞

2024-11-12

结构碰撞（共7篇）

结构碰撞篇1

0 引言

已有的世界主要城市地震灾害调查结果表明，结构碰撞是导致建筑破坏甚至倒塌的主要原因之一[1,2,3]。

从1985年Mexico City地震后，有关相邻建筑之间的结构碰撞问题引起了世界各国学术界和工程界的广泛关注，对该问题展开了系统的试验研究和理论分析，并取得了一系列重要研究成果[4]。但是，我国在这一方面的研究还比较少，随着城市化进程的加快，加上土地资源的稀缺，城市中将出现大量相邻建筑，因此在我国开展广泛而又深入的结构碰撞研究具有重要的理论研究意义和工程应用价值。本文将简要介绍近年来国外有关相邻建筑结构碰撞问题的一些主要研究方向和成果，并给出减小相邻建筑结构碰撞影响的相关建议和相邻建筑碰撞灾害评估方法。

1 结构碰撞破坏特征及分类

结构碰撞是指地震作用下相邻结构之间的侧向撞击，通常认为是相邻结构动力性能的差异导致地震时的非同步振动，质量或是刚度上的不同引起不同频率的结构振动，结构间的防震缝宽度无法满足这种地震振动状态的要求时，结构碰撞就会发生[1]。

根据大量地震灾害的调查结果，按照结构碰撞破坏产生的主要原因分类，相邻结构碰撞引起的结构性破坏可分为以下5种主要类型[4,6]:

1)柱中碰撞破坏。由于相邻结构的楼层标高的不同，其中某一建筑的楼板或钢筋混凝土柱与另一建筑的钢筋混凝土柱在后者的中间部位发生碰撞，导致遭受碰撞的柱子破坏失效，如图1a)所示。

2)偏心碰撞破坏。在强震作用下，某一建筑的角部受到临近建筑的撞击使楼层发生扭转运动，导致建筑角柱破坏失效，如图1b)所示。

3)不同质量楼层碰撞破坏。相邻建筑结构的楼层质量可能相差较大，楼层质量较小的建筑结构与楼层质量较大的相邻结构碰撞时，其侧向位移往往过大而破坏，如图1c)所示。

4)最末端建筑碰撞破坏。对于由密排的多栋建筑组成一排建筑，由于地震作用下建筑的“钟摆效应”导致处于最末端的建筑或者街道转角处的建筑产生过大的位移而发生破坏，如图1d)所示。

5)不同高度的建筑碰撞破坏。相邻结构总高度往往相差较大，如主群楼关系，在地震作用下，当高度较高的建筑的水平方向侧向运动受到高度较小的建筑的突然限制时，前者位于碰撞部位以上的楼层产生较大的惯性力，楼层剪力显著增大，导致碰撞部位以上的楼层发生结构性破坏，如图1e)所示。

2 结构碰撞实验研究

Paradrakakis和Mouzakis[6]对两层同高的钢筋混凝土框架结构进行碰撞振动台实验，应注意到两榀框架间没有间距，平面布置见图2。实验中输入谐波和随机波，并将结果与采用拉格朗日乘子算法的数值模拟结果进行了对比，发现两者结果吻合较好，可以采用拉格朗日乘子算法来模拟结构碰撞。Filiatrault等[7]对相邻的3层和8层钢框架进行振动台碰撞实验，实验中，对结构输入了EI Centro地震波，将实验结果与运用两个程序计算的结果做比较，以期评价程序的有效性。

Chau等[8]进行了不同自振频率、不同阻尼比和不同间距的单层模型钢框架的碰撞振动台实验，如图3所示。

通过实验分析，碰撞放大了刚性结构响应，对刚性结构不利，但对柔性结构有利。最大相对碰撞速度出现在两碰撞结构自振频率之间的谐波作用下。

3 结构碰撞理论分析

结构碰撞模拟仿真在目前有两种方法:第一种是传统的碰撞理论的应用，称之为经典力学(恢复系数法)，其理论基于能量和动量守恒定律不考虑碰撞体的瞬态应力和变形。模拟碰撞的第二个方法是在碰撞接触期间对碰撞力响应进行模拟，即接触单元法[1]。Jankowski R[9]用非线性粘弹性碰撞单元模拟碰撞，对两相邻结构用弹塑性多自由度集中质量模型模拟，研究了相邻的两个3层等高建筑物之间的碰撞。结果表明:碰撞对于较柔、较轻的结构有显著影响，而对于较刚、较重的结构其影响可以忽略。为了更精确的研究碰撞力，Jankowski[10]在后来的研究中引进了基于赫兹碰撞理论的非线性弹性弹簧。这一模型的缺点是没有考虑碰撞过程中的能量消散。分析了他提出的非线性的粘弹性碰撞力模型，这一模型能更精确的研究碰撞力。另外，为了模拟碰撞过程中的能量消散考虑了非线性阻尼。通过试验结果检验了不同碰撞力模型的精确性，并得出非线性的粘弹性碰撞力模型是最精确的。

4 减轻或避免结构碰撞破坏的措施及建议

根据地震现场调查和对结构碰撞的研究，目前针对结构碰撞引起的建筑物的结构性和非结构性破坏，根据具体情况采取措施来减轻和避免碰撞灾害。

1)减轻结构碰撞最直接和有效的方法之一，便是在相邻结构之间设置足够间距的防震缝，各国抗震规范对相邻建筑间的最小间隙有明确规定，规范中都有相关的计算准则，如ABS,SRSS和DDC准则[11]。2)在相邻建筑的间距间填充耗能材料、设置减震器或是抗震墙来保护结构构件，来达到减轻地震作用下结构碰撞的效应，这一方法对局部破坏有很好的缓冲作用，Jankowski等已经开展这方面的工作[1,9]。3)将相邻建筑采用刚性结构连系(钢筋混凝土连系梁)或者柔性结构连系(粘弹性阻尼器)等加强措施将其连成一个整体。这种结构连系可以有效地传递相邻建筑之间地震作用力，并保证它们在地震作用下产生同步振动;同时，柔性结构连系还有耗能减振功能，可以有效降低结构的地震反应。通过以上措施，可使有效碰撞力减小碰撞效应[1,4]。4)采用结构被动控制和主动控制技术，例如在结构构件中安装阻尼器，提高结构吸收地震能量的能力，减小相邻建筑的水平侧向位移，防止或者减小结构碰撞的影响[13]。5)在可能发生结构碰撞的地方增加结构的侧向刚度，例如:沿墙高设置耗能支撑、普通钢支撑、钢筋混凝土剪力墙等抗侧力构件，减小结构的侧向位移，避免或者减轻结构碰撞破坏，其中，耗能支撑还具有消能减振的作用，可以有效减小结构的地震反应。这些方法已部分应用于工程实践，并取得了一定的效果[4,12]。

5 相邻建筑碰撞灾害评估方法

笔者认为一方面应积极开发避免和减轻结构碰撞的技术措施，另一方面应能开发出对城市中有可能发生碰撞灾害的相邻建筑的评估方法。V.Jeng和W.L.Tzeng[5]已经开展了这方面的工作，通过对台北市建筑群的现场调查，发现实际的防震缝宽度无法满足抗震需求，在未来强震作用下，极有可能造成严重的碰撞破坏。两位学者制定了一个碰撞损伤指标DI，来对我国台北市高层建筑较为密集的两个街区Da-Ann和Tzong-Sun的2 359栋建筑进行了现场调查作碰撞灾害评估，其被定义为:

其中，S为考虑不同碰撞类型的加权系数;Gap为相邻建筑间的间距;V为建筑在碰撞作用下的层间剪力放大系数。

根据1章节叙述，相邻建筑结构可以分为5种碰撞类型。相应的根据碰撞类型，可以指定加权系数S值。

1)对应于柱中碰撞类型，S=1.5，因为与楼层碰撞相比，其危害性更大。2)对应末端楼层碰撞类型，S=1.3，因为其属于不同楼层质量碰撞，危害较大。3)对应不同高度建筑碰撞，S=1.3，因为相邻的高低建筑会产生双边碰撞而更易受到破坏。4)对应其他的碰撞类型，S=1.0。

根据DI值就可以对相邻建筑碰撞灾害进行定量评价。

1)结构发生倒塌(DI≥2.4)。2)结构发生严重破坏(1.9≤DI<2.4)。3)结构发生中等破坏(1.5≤DI<1.9)。4)结构发生轻微破坏(1.0≤DI<1.5)。5)结构不发生破坏(DI=0)。

根据评估预测结果，工程技术人员可以采取相应的技术措施对既有建筑进行加固和改造，避免碰撞或将结构碰撞破坏影响降到最小。笔者正致力于相邻建筑的碰撞灾害评估方法的研究。

6 结论与展望

结构碰撞是一个极其复杂的物理现象，带有很大的不确定性。我国处于亚欧地震带和环太平洋地震带之间，地震发生频繁，大城市中相邻建筑众多，防震缝宽度无法满足抗震规范要求，在未来大震中将可能发生严重的结构碰撞破坏，造成严重的人员伤亡和经济损失;而我国在地震作用下结构碰撞研究领域起步晚，投入相对较少，深入研究结构碰撞是很有必要的。本文就结构碰撞现象和实验、理论研究内容做了简要阐述，并给出减轻结构碰撞的具体措施和相邻建筑碰撞灾害评估方法，供工程和研究人员参考。

摘要：主要介绍了结构碰撞的类型、实验和理论上的主要研究成果,并给出了避免和减轻结构碰撞的措施和建议及相邻建筑碰撞灾害评估方法,对结构碰撞研究具有重要的指导意义和应用价值。

关键词：结构碰撞,碰撞类型,减轻碰撞

结构碰撞篇2

关键词：桥梁工程；防撞设施；夹层结构；曲面套箱；碰撞分析

中图分类号：U443.26 文献标识码：A

随着内河航运的发展，船舶撞击桥梁事件日益增多，桥梁的防撞研究引起了广泛关注.目前，柱式桥墩的防撞装置有多种，就浮式套箱桥墩防撞设施而言，大多采用钢板制作的套箱、型钢制作的桁架钢围套及多种材料制作的组合结构套箱等＼[1-3＼].这些防撞设施具有钢材用量大、构造复杂、瞬时转移撞击能量差等不足.文献表明，夹层聚氨酯钢板易制作成弧形曲面，夹层板本身具有良好的抗冲击性能，已广泛应用于船舶维修＼[4-6＼].采用钢聚氨酯钢夹层板制作的悬浮式曲面环形桥墩防撞套箱，能大幅提升桥墩的防撞能力，与钢套箱相比，节省了很多箱内加劲板及支架，构造简单，质量轻＼[7＼].本文采用ANSYS/ LSDYNA及LSPREPOST 有限元分析软件，考虑碰撞过程中材料非线性、几何非线性、接触非线性等因素，研究了钢聚氨酯钢夹层结构浮式曲面环形桥墩防撞套箱的动力碰撞性能，并用于广东省清远市阳山县阳山桥桥墩防撞工程.

1曲面环形桥墩防撞套箱构造

根据桥墩防撞特点、桥墩外形以及夹层聚氨酯钢板的抗冲击特点，本文设计的防撞套箱外形类似救生圈，如图1所示.该防撞套箱套在桥墩柱上，悬浮在水面上，可自由转动，有利于瞬时改变撞击方向，有效转移船舶的撞击能，从而使桥墩免受正面撞击.考虑到船头高度及有利于消能，套箱的截面形式做成椭圆形，如图2所示.按照阳山大桥桥墩尺寸和通航等级，经试算，防撞套箱内直径1.7 m，外直径4.7 m，套箱与直径1.5 m混凝土墩柱间设置100 mm的间隙，以便在套箱内侧固定厚度小于间隙的橡胶护舷垫块.套箱的椭圆截面长轴2.5 m，短轴1.5 m；钢聚氨酯钢夹层板的厚度组合为8 mm60 mm6 mm.

为施工方便，防撞套箱可分为4个对称构件（图1未标识接头）加工制作，每个构件由若干块曲面板拼焊而成，构件的钢板内表面经喷砂粗糙及除锈处理后，灌注聚氨酯芯层，再运抵现场拼装.

2建立撞击仿真模型

船舶撞击桥墩是一个瞬态的冲击过程，防撞套箱上的碰撞区域在很短的时间内发生弹塑变形，如屈曲、凹陷、褶皱和撕裂＼[8＼].本文采用有限元仿真分析方法模拟船舶撞击桥墩，用ANSYS/LSDYNA有限元计算软件模拟计算悬浮防撞套箱、桥墩、船舶三者的受力和变形＼[9-11＼]，并考虑了几何非线性、材料非线性和接触非线性.本文提出的防撞套箱是一种新的夹层材料防撞结构，研究的主要目的是探讨其具有共性的基本防撞性能，为实际工程应用提供理论支撑.具体的桥墩防撞应用，需结合船体和桥墩的实际情况进行定量分析.基于此，建立有限元计算模型时做了以下简化：

1）本文重点研究夹层板曲面环形桥墩防撞套箱的防撞性能，不考虑船体变形破坏吸收的能量，用质量块刚体撞击模拟船舶撞击；

2）船舶撞击防撞套箱时，不考虑桥梁上部结构的动力响应对能量的转移吸收；

3）在撞击过程中，水介质吸收的能量等效为一定的附加水质量＼[12＼].

2.1模型材料参数

根据相关文献，聚氨酯、钢板、桥墩混凝土的参数见表1.

此外，聚氨酯的冲击强度为24 kJ/m2，非线性剪切应力参数为0.

2.2有限元模型及计算

计算模型采用控制单元边长的方法来建立有限元单位网格，但进一步细分了墩柱与套箱接触部位的单元网格，模型中单元网格的最小特征长度约为120 mm.

采用ANSYS/ LSDYNA中提供的3维显式单元划分算法，桥墩及防撞结构共划分为37 909个单元，其中曲面套箱夹层板采用BelgtschkoTsag单点积分的壳单元算法和薄壳空间SHELL163单元，共12 709个，墩柱混凝土及橡胶护舷采用单节点积分算法和SOLID164单元，共25 200个.套箱与墩柱之间设置橡胶护舷，护舷与墩柱单元划分一致，采用共用节点固接.由于套箱接触面为曲面，以致护舷与套箱的连接节点不完全重合，本文采用ANSYS软件中CPTINF命令，将护舷与套箱接触面上节点转化为耦合连接.由于主要研究对象为套箱，设墩柱顶自由，墩柱底固结.计算模型如图3所示.

该计算模型不考虑船体在碰撞过程中的能量消耗，假设船体为刚性体单元，几何尺寸为1.5 m×1.5 m×2.0 m.碰撞体的质量和刚度一定时，撞击力的大小主要取决于碰撞速度＼[13＼].按照《公路桥涵设计通用规范（JTG D60-2004）》， 100 t级船舶的运行速度在8～11 km/h之间，本文取碰撞体的初速度为2.6 m/s.

汽车车身结构碰撞模拟计算的研究篇3

汽车碰撞模拟经过几十年的发展研究, 内容主要集中在汽车结构耐撞性研究、人体碰撞生物力学研究和成员约束系统及安全驾驶内饰组件的开发研究三个方面。

本文针对某公司处在设计阶段的轻型客车开展汽车结构耐撞性研究, 汽车结构耐撞性研究主要研究乘用车 (特别是轿车和微型客车) 的车身结构对碰撞能量的吸收特性, 寻求变形能量控制在一定的范围内, 在保证成员安全控件的前提下, 车身变形吸收的能量最大, 从而使传递给车内乘员的碰撞能量降低到最小, 尽可能使车内乘员所受的加速度最小。

1 有限元模型的建立

进行汽车正面碰撞的模拟计算分析首先要建立整车的有限元模型, 这是前置处理阶段的主要工作, 包括几何建模、网格划分、载荷位移、约束增加及材料定义等。建立车身有限元模型要如实反映车身结构的重要力学特性, 保证较高的计算精度。有限元分析结果可信度的高低, 直接受分析模型、载荷处理、约束条件等和实际工程力学特性符合程度的影响, 若有失误则会造成很大误差, 严重时将使计算、分析失败。选用具有复杂曲面建模功能的三维CAD软件来建立车身的几何模型, 然后通过专用数据接口将CAD模型传送到CAE软件中, 在CAE软件中完成前处理、运算及后处理。

1.1 几何模型造型

汽车碰撞仿真模型是有限元模型, 通常要得到有限元模型需要利用CAD软件建立整车的几何模型, 然后利用CAE软件进行有限元网格划分, 进而建立整车碰撞有限元模型。

该车型的开发CAD软件采用CATIA三维造型软件, 它是由法国Dassault公司开发的大型CAD/CAM应用软件, 与其他常用CAD软件 (UG、Pro/E等) 相比, 软件在曲面造型方面具有独特的优势, 因而广泛应用于航天、汽车等行业的复杂曲面造型设计中。

文中研究的车型是一款两厢式轻型客车, 该车型设计工作从效果图开始, 根据效果图建立了A面, 根据A面制作了1∶1油泥模型, 油泥评审通过后, 根据A面工作人员开始分工完成各自负责的零件数模的制作, 最后形成整车数模, CAD模型如图1所示。

1.2 网格划分

有限元的核心思想是分块近似, 故网格密度和结构离散化程度对于计算误差的影响是很大的。整体上讲, 增加网格密度确实可以减少误差, 但所需的计算成本 (计算时间、存储空间) 也会相应上升。当单元长度缩短N倍时, 单元密度和计算时间分别增加N2和N3倍。

由于CAE和CAD目的不同, CAD中许多加工和装配上的工艺细孔 (如孔、台阶、加强筋、小倒角等) 往往会增加有限元建模的难度, 如一些小台阶在划分网格时会导致单元质量不合格。这些单元不仅会影响模拟计算的精度, 而且还会在模拟计算中消耗大量的时间, 因此在建立零件的有限元碰撞模型时, 合理简化模型显得尤其重要。

要建立简化合理的零部件有限元模型, 首先必须了解碰撞分析的特点。与一般静态有限元分析不同, 碰撞分析主要是计算机构变形, 建模时主要考虑的也应是可变形部件。对汽车碰撞来说, 碰撞部位的薄壁金属是最重要的变形吸能部件 (如汽车的覆盖件、地板及纵梁等) 。其共同的特点是尺寸变化较大, 形状复杂, 承受碰撞时对外载荷及边界条件特别敏感, 结构本身的一些凸起、凹槽及开口等都会影响碰撞变形模式及载荷的传递路径。因此, 在建立上述部件的几何模型时, 必须准确反映结构的几何特征, 不能过于简化, 尤其要注意细节是保证曲面的正确过渡, 面与面之间不出现裂缝等。车身中部的一些零部件变形较小, 不是吸能的主要部分, 简化过程中则要忽略加工和装配上的细节来节省计算时间;面对碰撞过程中的一些零部件 (如发动机、变速箱等) , 其变形刚度比薄壁金属件大得多, 其在碰撞过程中的变形基本可以忽略, 可作为刚体处理。

整车有限元模型如图2所示。文中的有限元模型总共建立单元343.7万个。采用DYNA假人模型 (见图3) , 主要目的是配载及考察车辆变形量是否侵入到安全范围内;玻璃胶粘部分采用六面体hex单元点点匹配对应的壳单元网格, 材料属性为粘胶;根据车身实际情况并参考相关文献, 车架、前后围及车顶材料的屈服应力分别设置为220MPa、170MPa和185 MPa, 材料的密度7.8×103kg/m3、E值206GPa及G值79.2GPa均相同。

1.3 其他约束条件及初始参数的确定

1) 边界约束条件。

刚性墙所有的自由度均被约束。

2) 碰撞速度。

按照C-NCAP针对乘用车的要求, 对整车模型创建一个set组, 施加初始速度5km/h。

3) 接触算法。

碰撞接触算法采用LS-DYNA程序中的自动单面接触算法, 碰撞汽车与刚性墙以及汽车部件相互接触的摩擦系数均为0.15。

4) 整车仿真时间控制。

整个碰撞仿真时间为0.09s, 程序采用自动时间步长控制, 时间步长大约为0.686×10-6s。

2 车辆正面碰撞的变形模拟

2.1 求解结果

设置好的初始条件和输出控制的最终KEY文件提交给LS-DYNA求解器进行求解。

图4所示为能量比曲线, 从结果看出能量变化最大为0.47%。图5所示为附加质量比曲线, 从结果上看最大值为0.46%, 两个值都控制在了5%以下。综上所述, 此次模拟结果是成功的。

求解后车身的碰撞过程如图6所示。

通过图6可以看到, 整个碰撞过程中B柱基本保持不变形, 碰撞的变形主要发生在车身前部, 因此可以用B柱的参数来代表整车的运动参数。

整车位移和速度变化如图7所示。

2.2 仿真结果分析

1) 该车型装配有安全气囊, 安全气囊需要根据整车的碰撞后采集的数据, 在滑车试验台上进行标定, 以保证前排乘员的最大安全。前期与安全气囊设计公司进行了初步的约定, 约定在正面碰撞过程中加速度峰值在35～45g范围内, 加速度持续时间步超过100ms, 能量分布均匀, 不集中在某段时间内。整车峰值加速度为40.38g, 加速度持续时间为70ms, 且能量分布比较均匀, 因此符合设计的要求。

2) 从图6和图7来看, 碰撞过程主要发生在0～70ms之间, 70ms后由于墙面对车身向后冲击的原因, 车身有反弹倒退的运动。

3) 图8 (a) 为碰撞后底盘的变形情况, 可以看出燃油箱在碰撞过程中变形不大, 可以保证整车碰撞后燃油箱不会有燃油泄漏, 从而造成火灾, 间接伤害乘员;传动轴在碰撞后没有向乘客舱运动, 因此不会对乘员造成伤害。

4) 图8 (b) 为驾驶区地板的变形情况, 可以看出, 变形主要在驾驶员与前排乘客的中间位置, 该区域主要操纵件及通道并无乘员, 因此这部分的变形不会对乘员的生命安全造成直接的伤害。

3 结论

通过模拟计算途径, 对某轻型客车结构正面碰撞刚性墙以进行了模拟仿真, 几何仿真结果分析, 得出如下结论:

1) 在完全正面碰撞情况下, 该车具有良好的结构耐撞性, 发动机舱变形较大, 乘客舱变形较小, 乘员的生存空间基本上没有受到威胁。

2) 在正面碰撞中车内驾驶区地板有少许上翘变形情况, 主要原因是在碰撞过程中发动机与变速箱产生了后移, 挤压车内地板向上翘起。建议在后续的改进过程中, 酌情考虑发动机和变速箱后部的缓冲结构及缓冲空间。

3) 通过正面碰撞模拟分析看到, 碰撞回弹前的最大结构变形、碰撞回弹时间及碰撞动能减少到最低值的时间均在70ms前, 此结论为安全气囊初步标定提供理论依据。

参考文献

[1]刘翰东.《客车结构安全要求》GB13094新旧标准对比分析[J].客车技术与研究, 2010, (1) :52-54.

[2]徐颖侠.客车车身正面碰撞有限元分析及改进[C].合肥:合肥工业大学, 2008.

[3]黄世霖, 章金换, 王晓东, 等.汽车碰撞与安全[M].北京:清华大学出版社, 2000.

[4]钟志华, 张维刚, 曹立波, 等.汽车碰撞安全技术[M].北京:机械工业出版社, 2003.

[5]沈楠.BMW X1NCAP五星夺冠碰撞测试[J].汽车与安全, 2010, (2) :28.

结构碰撞篇4

随着汽车工业的发展,汽车的碰撞安全性也需要不断提高。汽车的碰撞安全性的研究也是现代汽车工业的重要内容。

据研究表明,正面碰撞发生的概率是所有碰撞类型中最高的,对乘客造成的伤害也是最大的[1]。因此,汽车前端结构的耐撞性对于汽车的碰撞安全性来说是非常重要的。

在汽车正面碰撞过程中,能量的吸收主要是通过汽车的前端部件来吸收,其中前纵梁是最主要的前端吸能部件,有试验表明,汽车在初始速度为48 km/h的情况下,进行正面碰撞,得到的前纵梁吸能结果为:吸收了碰撞总能量的50%~70%[2]。因此,在正面碰撞中,前纵梁的耐撞性最为重要。

作为传统、有效的吸能件即金属薄壁构件,在车身的吸能结构中已得到广泛的应用。汽车碰撞的能量通过前纵梁的变形来吸收,汽车碰撞的加速度由汽车前端吸能结构的平均压溃载荷来决定,而前纵梁薄壁结构在汽车压溃变形中起到主导作用,因此前纵梁的变形及吸能状况很大程度上决定了整车的耐撞性能好坏[3]。

本研究通过对诱导槽的位置、大小、形状的研究,在前纵梁吸能部分加诱导槽,同时在前纵梁的后端添加加强板,来提高前纵梁的吸能特性。

1 前纵梁碰撞仿真

通过有限元法来进行碰撞仿真分析,首先要建立模型,这是求解基础。再对模型进行划分网格单元、添加约束条件、碰撞速度及边界条件等,然后进行计算并得出结果。

1.1单元选择及网格划分

不同的有限元模型要求选用不同的单元类型。壳单元、实体单元和梁单元等是常用的单元类型。因为汽车中的部件大部分是金属钣金件,本研究在模拟仿真中的单元类型选用壳单元以描述出前纵梁正面碰撞过程的变形特性。

对于有限元分析,网格大小的选择也是很重要的。网格大小的不同对变形形式的描述也是不同的,网格大小对计算时间的要求也不同[4]。网格越小,计算的时间越长,也计算得越精确,网格越大,计算时间越短。在网格大小的选择上,尽管越小的网格单元尺寸对变形描述越详尽,但是增加了计算的时间,而网格单元尺寸太大可能会产生较大沙漏能,会导致变形结果失真,所以要根据不同的情况选择不同的网格尺寸。

文献[5]认为方形的薄壁梁叠缩半径可以估计为:

式中:r —叠缩半径,C —截面宽,t —板厚。

对于截面为矩形的薄壁梁,C可以取截面长或宽。从数值模拟角度来考虑,想要精确的描述薄壁梁碰撞过程中的叠缩变形过程,网格单元的大小最好小于叠缩圆弧长一半:网格单元的边长l < 0.5 πr 。

综上所述,本研究根据具体的模型,对网格单元的大小作出以下选择:前纵梁的前半部分单元尺寸取为5 mm,后半部分单元尺寸取为10 mm。

1.2材料特性及焊点布置

前纵梁是非常重要的吸能部件,当汽车发生正面碰撞时,前纵梁会通过自身的压溃式变形来吸收碰撞动能[6]。本研究中,前纵梁材料根据普通低碳钢的应力—应变将材料的特性设置为MAT24,即24号分段的线性材料。

焊点的质量以及分布方式对前纵梁的变形、能量的吸收以及加速度的变化等也会有影响[7]。因此,在设计前纵梁时,也要考虑到有关焊点的一些参数。根据文献[8]的分析研究,本研究中焊点的设置间距为:前半部分10 mm~20 mm;后半部分为30 mm~40 mm。划分好网格之后,笔者使用rigidlnk模拟焊点将各构件进行焊接。

1.3模型的建立及碰撞仿真分析

本研究采用前纵梁碰撞刚性墙的方式来模拟,前纵梁的质量为500 kg,速度为10 m/s,前纵梁速度方向为X轴方向,使其正面碰撞刚性墙。

前纵梁的模型如图1 所示,图示左端为固定的刚性壁,右端为移动的前纵梁,本研究利用LS-DYNA[9-10]软件对前纵梁的正面碰撞过程进行分析,能够较准确地模拟出前纵梁正面碰撞的变形过程,同时还能得出其加速度及吸收的能量等碰撞特性参数,加速度-时间曲线图如图2所示,能量—时间曲线图如图3所示。

2 前纵梁的结构优化

前纵梁主要通过压溃变形来吸收碰撞能量,尽可能让碰撞动能在前纵梁发生叠缩变形的区域内被吸收,避免使车身其他的结构遭到破坏,从而可以通过更换损坏车辆前部的保护装置来进行维修,这不仅保护了乘员安全,又减少了汽车的维修费用,这种吸能形式是薄壁梁最理想的吸能形式。

通过采取在前纵梁前端吸能部分上加诱导槽以及在后部加加强板的方法可以提高前纵梁的吸能特性,优化后的前纵梁模型如图4 所示。本研究对优化后的结构进行有限元分析,前纵梁在32 ms时的变形图如图5所示。

加诱导槽的位置,以及槽的形状大小对前纵梁的吸能特性都有影响[11]:

(1)诱导槽所在的位置不同,前纵梁吸能特性也不同,诱导槽最佳位置是在吸能部分刚度最大的地方,在该部位加诱导槽能削弱该处的拉压刚度,来减小前纵梁最大碰撞力,同时引导前纵梁发生渐进叠缩的变形。

(2)诱导槽的大小也会影响它的诱导性能,尺寸偏小会造成诱导效果的不明显,尺寸偏大会使诱导槽的后端吸能部分出现较大的碰撞力。

(3)诱导槽形状对前纵梁吸能特性的影响不大。

通过在前纵梁吸能区域加诱导槽,可以对刚度强的部位预先进行弱化,可以使前纵梁发生渐进叠缩的变形,同时有效地降低了碰撞力峰值。

通过在前纵梁的后端添加加强板,可以增加纵梁后端的刚度,使得前纵梁在碰撞变形时后端会向上拱起,从而减少了前纵梁向后的进给量,也减少了碰撞对乘客的伤害。加强板的位置、板厚、大小也会对吸能特性有影响[12]。

为了清楚地描述前纵梁在正面碰撞过程中的吸能特性,本研究得出的前纵梁加速度-时间曲线如图2所示,能量-时间曲线如图3所示。

计算结果表明,优化后的前纵梁吸收的能量为18 k J,优化前的前纵梁结构吸收的能量为11 k J,优化后的前纵梁单位质量吸收能量提高了63.3%。从变形情况来看,优化后的前纵梁达了到一个很好的变形模式,前端吸能部分以渐进叠缩的方式变形,后端加加强板的部分向上拱起,从而减小了对驾驶舱内人员的冲击。

3 结束语

本研究利用Hyper Mesh和LS-DYNA软件模拟了前纵梁正面碰撞过程,根据仿真的结果,可以进一步优化前纵梁结构,从而进一步提高汽车的安全性。

通过加诱导槽,使前纵梁达到渐进叠缩的变形形式,通过加加强板,增强了前纵梁后端的刚性,采用本研究提出的方法对前纵梁进行结构优化并进行比较,其研究结果表明:两种前纵梁以相同的速度碰撞刚性墙后,优化后的前纵梁的重量基本没变,吸收的碰撞能量增加了63.6%,单位质量吸收的能量增加了63.3%,优化后的前纵梁碰撞特性有了很大的提高。

结构碰撞篇5

石油短缺、环境污染、气候变暖是全球汽车产业面对的共同挑战[1,2]。开发新一代的清洁节能型汽车成为必然趋势, 经过对各种新燃料、新能源的探索, 电动汽车成为最重要的选择之一[3]。电动汽车在整车布置、质量分布、动力-储存系统方面与常规动力车型有较大的差异, 并且储能电池等大质量块的质量要占到整车质量的20%以上[4]。由于近似于刚性体的大质量块的存在, 使得电动汽车的碰撞安全设计成为一个新的难点。电动汽车的动力系统包括电动机、减速器和控制单元 (PEB) , 这些部件与常规动力车型一样布置在前舱[5]。除了动力系统变化以外, 常规内燃机机车前舱内有的部件都在电动车上保留。新增的PEB体积较大, 并且有抗振和较高的电磁屏蔽要求, 需要较厚的金属外壳, 这使它在碰撞中成为一个近似刚性体, 占据了前舱上部的大量的可变形吸能空间。总体上看, 具有大集中质量的电动车的前碰撞变形空间非常紧张, 为了获得较好的碰撞安全性能, 研究者必须充分利用前舱碰撞吸能空间, 挖掘潜在的吸能潜力[6]。JL Sudworth[7]对ZEBRA电池进行了碰撞安全性能的研究。V.Motevalli和M.Mohd[8,9]利用有限元软件建立了某燃料电池汽车的全宽正面撞击刚性壁障的有限元模型。黄伟科等[10,11]探讨了某款燃料电池轿车碰撞结构安全设计的思路, 阐述了其前部结构、中部结构、后部结构的安全设计。

本研究通过采用CAE仿真技术, 建立电动汽车正面碰撞结构和台车模型, 运用Hypermesh和LS-DYNA软件, 对碰撞模型进行耐撞性分析, 基于耐撞性结果对该电动汽车进行优化设计以提高其耐撞安全性。

1 电动汽车正面碰撞结构有限元建模

本研究中的电动汽车为企业研发中的新能源汽车。该电动汽车沿用某款常规动力车底盘, 进行动力系统以及部分零部件的更换 (原常规动力车前舱结构如图1所示, 该电动汽车前舱结构如图2所示) 。汽车前舱在正面碰撞时的主要承载路径有以下3条:

(1) 上前纵梁-A柱-车顶梁;

(2) 前端吸能盒-纵梁-纵梁延伸梁;

(3) 副车架-纵梁地板延伸-中央通道、门槛梁。

本研究建立的模型属于碰撞时载荷传递路径 (2) , 也是最重要的路径。因此, 本研究选取了由抗撞横梁、吸能梁、前纵梁、减振器架下板、机舱前横梁、机舱后横梁、安装支架等37个零部件组成正面碰撞结构, 参照C-NCAP国家新车碰撞安全法规要求, 建立电动汽车正面碰撞结构-台车有限元模型 (如图3所示) 。其主要目的是对该车前部结构进行耐撞安全性分析, 通过优化, 提高前部结构的耐撞吸能性, 降低电机等刚性体与高压管线对前围板的入侵量, 提高驾驶舱的安全性, 保护乘员的安全。

为了准确验证该车碰撞吸能区域的耐撞性, 本研究建立了台车模型, 质量为1 223 kg, 与原电动汽车的整车质量相同。子结构模型与台车模型采用刚性连接。参考C-NCAP碰撞法规, 该模型以50 km/h初始速度撞击刚性壁障, 笔者在模型中考虑重力加速度对碰撞的影响, 在竖直方向添加9.8 m/s2的加速度。地面同样采用刚性墙定义, 并考虑了轮胎与地面的摩擦力, 碰撞模型如图4所示。最后本研究利用LS-DYNA对模型进行求解并输出仿真结果。

2 耐撞性分析

2.1 碰撞仿真结果可靠性分析

仿真模型碰撞过程中沙漏能、内能、动能、总能量变化曲线图如图5所示, 其碰撞过程中各能量变化曲线均没有出现剧烈变化, 沙漏能 (0.84 k J) 占总能量 (119 k J) 的比例为0.7%, 远远小于规定的5%, 因此模型有效, 碰撞仿真结果可信度较高。

2.2 正面碰撞结构耐撞性分析

碰撞过程中变形情况时序图如图6所示。分析图6可知, 在碰撞过程中, 吸能梁先被压溃, 然后前纵梁前部出现压溃, 25 ms左右, 前纵梁后端开始出现折弯现象。左纵梁中段由于安装电机缘故, 因此左纵梁中段的下方设计成凹陷状, 但是, 由此带来的影响就是:此处的抗弯能力大大削弱。

从碰撞结果来看, 吸能梁先于纵梁其他区域压溃。吸能梁和前纵梁基本满足逐级吸能的特性。前纵梁后端压溃性能为薄弱区域。前纵梁后端折弯严重, 抗弯能力有待提升。

3 前纵梁变形结构控制优化设计

为了提高前纵梁后端的抗弯能力, 本研究对前纵梁进行了优化, 前纵梁内部支撑板更改示意图如图7所示, 将原有的前端前纵梁支撑板, 移到前纵梁凹陷区域 (如图7中箭头所指位置) , 并改变相应的焊点位置。

以FRB50高速正面碰撞为例, 本研究建立了优化前后的正面碰撞结构模型, 从能量吸收、刚性墙撞击力、碰撞加速度和纵梁后端截面抗弯性能等方面对优化前后进行对比分析。优化前后能量吸收对比如图8所示, 优化前后刚性墙撞击力对比如图9所示, 优化前后碰撞加速度对比如图10所示。

由图8可知, 优化前结构总吸能68.83 k J, 优化后吸能71.27 k J, 总吸能提高3.5%。

由图9可知, 优化前碰撞峰值力是255.96 k N, 优化后碰撞峰值为225.93 k N, 峰值力降低30.03 k N, 降低11.73%。汽车碰撞过程通过降低碰撞峰值力, 能够有效降低对乘员舱的冲击, 降低破坏机舱零部件的概率。

由图10可知, 优化前碰撞加速度峰值为16.29 g, 优化后为15.67 g, 降低了3.8%。

优化前、后前纵梁峰值弯矩对比表如表1所示。左纵梁后端经过优化后, 峰值弯矩由2 002 N·m提高到2 574 N·m, 抗弯性能提高28.6%;右纵梁后端经过优化后, 峰值弯矩由3 151 N·m提高到3 300 N·m, 抗弯性能提高4.7%。本研究分析左、右纵梁结构, 左纵梁在中后段有凹陷状区域, 右纵梁在中后段没有凹陷状区域, 凹陷状区域大大减弱了纵梁此处的抗弯性能, 因此在优化之前右纵梁的抗弯性能就优于左纵梁。在经过优化之后, 左纵梁抗弯性能提高比例 (28.6%) 也要明显高于右纵梁抗弯性能提高的比例 (4.7%) 。

通过该优化方案, 系统在几乎没有增加成本的情况下, 达到了良好的优化效果:碰撞吸能增加, 碰撞峰值力降低, 峰值加速度降低, 抗弯性能提高。

4 结束语

本研究以某自主品牌电动汽车项目研发为依托, 参照法规及C-NCAP要求, 建立了全宽正面碰撞有限元模型, 并对该结构进行耐撞安全性性分析。针对存在的前机舱吸能不足、前纵梁后端抗弯性能薄弱等问题, 进行了优化设计。仿真计算结果表明:在几乎没有增加成本的前提下, 优化后, 该结构碰撞吸能提高3.5%, 刚性墙撞击峰值力降低11.73%, 峰值加速度降低3.8%, 左纵梁后端抗弯能力提高28.6%, 右纵梁后端抗弯能力提高4.7%, 这不仅提高了前机舱的吸能效果, 还提高了前纵梁的抗弯特性, 提高了该车的耐撞安全性, 达到了良好的优化效果。

摘要：针对某电动汽车前机舱吸能不足, 前纵梁后端抗弯性能薄弱等问题, 参照法规及C-NCAP要求, 运用Hypermesh和LS-DYNA软件建立了全宽正面碰撞有限元模型, 并对该电动汽车前机舱进行了耐撞安全性分析。采取了“改变前纵梁内部加强板的位置、并改变相应焊点”的优化措施, 对优化前后的机舱吸能、刚性墙撞击力、车身加速度、前纵梁抗弯性能等进行了比较。仿真计算结果表明:在几乎没有增加成本的前提下, 该结构在优化后碰撞吸能提高3.5%, 刚性墙撞击峰值力降低11.73%, 峰值加速度降低3.8%, 左纵梁后端抗弯能力提高28.6%, 右纵梁后端抗弯能力提高4.7%, 实现了良好的优化效果。

关键词：电动汽车,耐撞性,有限元,优化设计

参考文献

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[10]黄伟科, 万党水, 凌天钧.燃料电池轿车碰撞高压电安全的设计与评价[J].汽车工程, 2011, 34 (6) :491-495.

结构碰撞篇6

近年来,许多汽车企业为了节约成本,缩短开发周期,致力于针对已有车型进行继承式开发,实现车身结构平台化建设[1]。但是,通常由于结构尺寸以及总布置等因素影响,无法快速准确地对结构进行有效的优化设计,尤其是针对非线性工况下的整车被动安全性能的提升,困难重重[2]。

车辆正面碰撞的减速度-时间曲线是碰撞动态非线性工况下最易获取且最具表征意义的响应特性之一,并且与乘员损伤存在密切关联[3]。在传统的车身抗撞性开发流程中,结构详细设计阶段通常是根据经验设计结构,对设计后的结构通过试验或虚拟试验方法进行验证,若碰撞波形没有得到改善,则需要再次修改结构,直至波形得到改善。该设计方法缺乏明确的目标指导,通常需要经历一个反复“试错”的过程[4],工作量大、效率低、周期长,在继承式开发过程中无法为车身结构优化设计提供及时且有效的改进方案。

另外,对于汽车碰撞,由于结构非线性的存在,使得有限元仿真模型的计算是非常“昂贵”的。在运用传统的设计方法进行结构耐撞性优化设计时,由于碰撞分析的非线性效应,使得灵敏度的计算代价太高[5,6,7]。Kang等[8]针对动态线性优化问题而提出的等效静载荷法(equivalent static loads method,ESLM),将求解耗时、收敛性差和计算复杂的动态优化问题,转化为技术成熟的线性静态优化问题,与传统的基于梯度的数值优化算法和全局优化算法相比,该方法可以极大地提高优化效率。Shin等[9]提出了基于等效静载荷求解静态非线性优化问题的方法,首次考虑了结构的非线性特性。陈涛等[10]扩充了等效静载荷的概念,同时考虑了动态效应和非线性特性,可以求解动态非线性优化问题。然而,当结构的非线性很显著或设计变量较多时,非线性分析与线性分析的差异会增大,ESLM优化效率会降低。朱航斌等[11]提出了一种基于梯度的等效静载荷法(ES-LM based on gradient,ESLMG),该方法对于处理大变形及多变量结构动态非线性优化问题非常有效,同时该方法在收敛速度方面相比ESLM方法和数值优化算法具有很大的优势。

本文突破传统有限元试错法的盲目性与局限性,首先确立满足乘员损伤要求的高性能减速度-时间曲线,以指导结构优化的方向和目标。然后,通过分析载荷传递路径分布情况,选择关键部件作为优化对象并对其进行必要的截面尺寸优化,充分利用基于梯度的等效静载荷法(ESLMG)的稳健性、可靠性和高效性对截面厚度进行快速优化,达到目标曲线的优化设计要求。基于ESLMG的正面碰撞关键结构优化设计流程如图1所示。

1 结构耐撞性优化目标确定

综合学术界和工业界对碰撞过程的已有理解,把整车碰撞减速度-时间历程设为车身结构优化设计的目标量值是合理而有效的[3]。

基于能量守恒原理的两阶(G1-G2)等效波形可以有效替代复杂的实车波形,两阶波形可以为整车碰撞波形规划提供有效的指导,为工程化阶段结构碰撞性能提供评价手段[12]。等效双阶梯形波的两阶特性是由于发动机参与碰撞引起的。车体前部结构可以简化成图2所示的几个区域,其中,D1为发动机在发生碰撞之前的压缩距离,D2为发动机发生碰撞之后可利用的压缩空间。实车测取D1,取发动机发生碰撞的时间为T1,以T1为界将减速度时间曲线分为G1和G2两大区域。

在G1和G2两大区域中,用等效梯形波代替减速度曲线的方法称为“G1-G2设计规则”。其中,车体碰撞速度:

车体碰撞减速度:

由式(1)和式(2)可以得到

adx或vdv称为能量密度微分,将式(3)两端积分有

在G1区域设减速度为恒定G1,边界条件有:t=0,x=x0=0,v=v0(碰撞初速度);t=T1,x=D1,(T1时刻车体速度)。将上述条件代入式(4)中,有

同理在G2区域:t=T1,x=x0=D1,;t=tm,x=C,v=0。可得

式中,C为整车压溃距离。

与概念设计中采用的方法类似,在已有基础车型的继承式开发过程中,同样可以通过对标分析(benchmarking)结果来制订结构性能优化目标,重新定位车身结构的安全性能。耐撞性对标分析的任务是:根据竞争对手车型的碰撞减速度曲线制订出自己的G1-G2目标域[3]。图3给出了5个参考车型的减速度-时间历程曲线,根据“G1-G2设计规则”计算得到各对标车型的等效双阶梯形波的G1和G2值,将它们简化成等效双阶梯形波,并形成包络线如图4所示。本文选用的基础车型的加速度曲线及其简化波形如图5所示,其中,G1=16g,G2=39g,参照包络线范围,可得到一系列加速度波形,分别为等效波形:16g/39g(基础车型)、14g/42g、18g/35g、20g/32g。根据MADYMO乘员损伤值的计算结果,优化选择一组G1/G2作为基础车型结构优化的目标曲线[13]。

如表1所示,利用MADYMO/Toolbar计算得到的约乘效率、假人胸部3ms加速度峰值变化、C-NCAP评分等结果,可以看出,G1=20g,G2=32g的两阶波形为各项指标结果最佳的方案,故定义该等效双阶梯形波为优化设计的目标波形。

2 关键结构提取与简化模型的建立

2.1 碰撞载荷传递路径

收集并计算得到前文提到的5款竞争车型(整备质量为1.0~1.4t,整车长度为4.2~4.8m,前置前驱的家用轿车)的前端结构关键截面碰撞载荷数据如表2所示。经过数据分析与处理,得到车辆前端结构载荷分配百分比如图6所示。

可以看出,前纵梁及其前端吸能结构在正面100%碰撞工况下的载荷传递路径上承担了绝大部分载荷,对整车碰撞安全性能起到了决定性的作用。基础车型的仿真和试验结果显示,前纵梁中后段吸能较低,且设计空间受总布置约束很大,所以本文仅提取基础车型纵梁前端及吸能盒所在子系统作为结构优化设计对象,着重对其截面进行优化设计并验证其有效性。

2.2 简化模型的建立及验证

本文采用简化模型代替整车模型以满足后续优化要求,同时,简化模型还可以缩短计算时间,提高计算效率。通过对整车碰撞模型的变形特征和吸能特性进行研究,建立了图7所示的前端结构碰撞的简化模型,模型中只保留了前防撞梁、吸能盒、前纵梁以及发动机总成,共有56 001个节点,57 283个单元。同时定义了一个集中质量点,且通过刚性单元与前端结构截断处的节点连接起来,以保证简化模型的重量和重心与原车一致。

由于前舱中防撞横梁与发动机前端的其他附件被省略,所以可能会对吸能盒与前纵梁的受力以及吸能情况产生一定的影响,而从上文的碰撞载荷传递路径分析可知,这个影响几乎是可以忽略不计的。

此外,由于简化模型省去了B柱等结构,所以在对模型计算精度进行验证时,无法直接读取B柱下方加速度与原始模型进行对比,因此需首先验证整车仿真模型与试验模型加速度曲线是否一致,再将验证后的整车仿真模型与简化模型的前端吸能结构的变形模式进行对比验证。

由图8、图9可以看出,整车试验曲线与仿真曲线变化趋势一致,加速度曲线的峰值时刻与大小基本相同,数据一致性较好;简化模型与整车模型在第一阶时间域内的变形模式也基本一致,所以简化模型计算结果的准确性和有效性得到保证,模型精度可以满足后续研究要求。

3 前端关键吸能结构优化设计

本文将从两方面对前端关键吸能结构进行结构优化设计:一方面,先以G1/G2特征参数为目标,对其进行必要的截面形状优化,使其具有更佳的吸能特性的同时,减小质量,为后续的厚度优化提供更有利的优化空间;另一方面,运用基于梯度的等效静载荷法对该结构进行厚度优化,以进一步提高其耐撞性能,最终达到目标曲线优化设计目标,这是本文的主要目的所在。

3.1 截面形状优化

由于渐变的前小后大的截断的锥体结构在碰撞中更具稳定性[13],所以首先利用hypermorph将原车型的吸能盒结构由等截面更改为渐变截面,如图10所示,更改后前端截面面积为后端截面面积的1/2,总质量较之前降低了13.3%。将更改后的吸能盒代入原车模型中验证结构吸能特性以及整车减速度-时间曲线。

表3数据表明,更改后的前小后大的吸能盒结构不仅质量减小了,而且平均碰撞力也增大了10.85%,吸收的能量增加了11.85%,具备更好的吸能能力。图11为更改后的减速度-时间曲线与其等效双阶梯形波,此时,G1=18g,G2=36g,G1值得到一定程度提升,但与目标曲线仍存在差距,需进一步优化。

3.2 ESLMG在吸能结构厚度优化中的应用

3.2.1 等效静载荷的概念

基于节点位移等效的等效静载荷定义为:在每个时间步,产生与动态非线性分析相同位移响应的、针对线性分析的静态载荷[10]。等效静载荷的概念如图12所示。在动态非线性分析的每个时间步(ti),都产生一个等效载荷集(si),时间步的总数与等效静载荷集的总数相等,静态响应曲线和动态响应曲线也是等效的。第i个时间步的结构阻尼效应和质量效应可以通过等效静载荷计算的节点位移来体现。从某种程度上说,等效的不只是位移,同时还包括了非线性特性与动态效应。

3.2.2 ESLMG基本思想与优化流程

基于梯度的等效静态载荷方法(ESLMG)[11]是在等效静态载荷(ESLM)优化技术的基础上在梯度方向上加大了设计变量的迭代步长,因而可以在保证收敛性的前提下,显著提高优化效率。其基本思想如图13所示。其中,bL(0)为线性优化初始变量,bL为线性优化后得到的设计变量,b为基于梯度更新后的设计变量。优化过程具有继承性,因为线性优化的设计初始点与基于梯度更新后的设计点相同。ESLMG优化流程详见文献[11]。

3.2.3 前端吸能结构厚度优化

在截面形状优化的基础上,运用ESLMG对吸能盒以及前防撞梁、前纵梁进行厚度优化,以进一步提高关键吸能结构的吸能特性,实现目标波形第一阶加速度G1值的提升。

本文吸能盒的结构优化设计采用连续变截面(tailor rolled blanks,TRB)技术,如图14所示,将吸能盒外板离散成5个部分并赋予其不同的厚度值,通过优化部件的厚度近似得到吸能盒以及其前纵梁前部的最佳厚度分布。

该问题是一个多变量非线性动态结构优化问题,约束前纵梁后端节点6个自由度,将前防撞横梁7,吸能盒1~6以及前纵梁内板8和外板9共9个部件的厚度作为设计变量。目标函数为吸能盒与前纵梁吸收的最大应变能U,通过优化设计变量使得最大应变能最大,约束d1和d2不超过各自的允许值,设置d1allow为d1的极限厚度,它是为了保证吸能盒在压溃时更充分地吸能,设置d2allow为d2的极限厚度,它是为了防止前纵梁过度压溃。图15所示为厚度优化前的前端结构有限元模型,刚性墙的质量设为800kg,初始速度为50km/h。

该优化问题的数学模型如下:

式中,KL(b)为线性刚度矩阵;zL(s)为线性分析位移矢量;fzeq(s)为基于位移的等效静载荷。

用ESLMG的方法对该问题进行优化,经过40次迭代收敛。最优解满足位移约束条件,同时使得应变能达到最大值。

为了证明该方法的有效性,针对以上问题,与全局最优化算法模拟退火算法(ASA)的优化结果进行对比,图16所示为两种方法优化后的厚度分布情况,可以看出,两种方法优化后的设计变量的取值基本相同,各个设计变量的偏差均不超过5%;表4结果显示,两种方法优化后的最大应变能基本一致,最大约束偏差均不超过3%;两种方法均达到了收敛条件。ESLMG相比ASA在计算效率上有较大的提升,CPU运算总时间缩短了93%。

4 整车验证与分析

将更改后的吸能盒结构以及优化后得到的各个部件的厚度分别更新并放入整车模型中,计算后得到正面100%碰撞工况下的整车加速度曲线与原始车型减速度-时间曲线(图17),将其简化成等效双阶梯形波(图18),优化后的第一阶加速度得到显著提高,G1值为19g,G2值为34g,基本达到目标要求,说明本文所采用的优化分析思想对于已有车型的继承式开发中结构优化设计是行之有效的。

5 结论

(1)根据G1-G2设计规程,形成了碰撞减速度-时间等效双阶梯形波的包络线,为基础车型的目标曲线确定了可行范围。结合MADYMO乘员损伤值计算结果,优化选择出最佳的G1和G2值,提供了明确的结构优化目标。同时验证了“提高第一阶加速度和降低第二阶加速度有利于减少乘员损伤”结论的正确性。

(2)运用一种基于梯度的等效静载荷法(ES-LMG)对前端吸能结构的厚度进行了快速有效的优化。将优化结果与模拟退火算法(ASA)进行了对比,充分显示了ESLMG计算效率的优越性。

(3)将优化后的吸能结构在整车模型中进行计算验证,第一阶加速度G1值基本达到目标曲线设定要求,证明了本文提出的优化设计思想以及ESLMG算法对于已有车型继承式开发正面碰撞关键结构优化设计中,解决大变形和多变量结构动态非线性优化问题的有效性。

摘要：针对在已有车型的继承式开发中,由于结构尺寸、总布置等因素限制,无法快速准确地进行结构非线性优化设计的问题,提出了一种基于梯度的等效静载荷法与G_1-G_2设计规则以及载荷传递路径相结合的正面碰撞关键结构优化设计流程:收集对标车型数据,根据G_1-G_2设计规则,确定满足乘员损伤的最优目标加速度等效双阶梯形波;建立载荷数据库,得到一类车型的碰撞载荷路径百分比分布图;提取基础车型正面碰撞关键部件,以目标波形为指导对其进行必要的截面尺寸优化,并运用ESLMG对其进行厚度优化;将优化后的关键部件放入整车模型中,验证其加速度曲线是否达到目标值。结果表明,优化后的结构特性基本达到目标要求,整车碰撞性能得以改善。

结构碰撞篇7

从2006年7月1日开始, “双碰”标准即《汽车侧面碰撞的乘员保护》和《乘用车后碰撞燃油系统安全要求》两项强制性国家标准正式实施。

侧撞要检测两方面内容, 即移动物以50k m/h的速度从驾驶员侧撞击测试车辆后, 首先检测车内假人受创情况, 包括头部、肋骨、骨盆、腹部等部位的受伤程度检测;其次是车辆的结构变形, 这方面要求与正面碰撞要求类似, 如撞击后至少有一个车门能即时打开。而后撞标准主要检测一项, 即移动物以 (50+2) k m/h的速度撞击测试车辆后, 其油箱的安全情况要达标。如要求撞击后油箱位置无明显汽油混合液体泄露、碰撞后5min内液体泄漏速度应在30g/min以内等。

专家表示, 这类碰撞标准都是要不停改进的, 并不是一成不变的, 因此不能就目前情况单纯评价一个标准落后或先进。我国的“双碰”标准是参照最新的欧洲同类法规制定的, 基本符合当前汽车使用情况, 并且在修订过程中还多方借鉴, 可以说我们的标准更为严谨。比如在侧撞试验中很重要的假人, 美国和欧洲使用的检测假人是不一样的, 而国内的标准就结合了两种假人的测试结果进行综合评判。

从技术角度来看, 侧面撞击对车身的安全性能要求高于其他部位的撞击, 因为侧面的撞击距离短, 能减小撞击阻力的设施少, 实现对车内人员的保护难度系数也就高。据专家介绍, 厂家需要针对车门、车身B柱、车顶等部位进行加强改进, 如在车门内加装吸能防撞梁。而后部撞击测试则要求汽车生产厂家对油箱的保护和位置进行改进和调整。

统计数据显示, 汽车发生侧面碰撞时, 车内乘员的致死率明显高于正面碰撞, 虽然国家为此颁布了《汽车乘员碰撞保护》G B/T11551-1989等一系列条款来划分汽车安全的标准, 但因为没有强制执行力, 一直没有引起汽车厂家的足够重视。

业内人士表示, 侧碰、后碰标准的实施, 标志着国内汽车制造业备受“溺爱”时代的终结, 同时也意味着汽车安全被提高到更重要的地位。一般情况下, 汽车安全有两个层面上的含义:一是主观上的, 即通过加强汽车驾驶者的主观安全意识来减少事故发生率;二是客观方面的, 即提高汽车本身的安全标准, 生产出质量更可靠、安全性能更高的汽车。

欧洲N C A P碰撞测试标准详解

欧洲N C A P (N e w C a r Assessment Program) 定期将新上市的车型用于进行碰撞试验, 该组织规定的碰撞速度往往比政府制定的安全法规中规定的碰撞速度要高 (具体可以从该组织的网站上找到详细的资料, 保证让你看了就想睡觉) , 从而在更严格的标准下评价汽车对车内乘员的伤害程度。在车辆碰撞时邀请生产企业直接参与以示公正性, 还允许其产品有两次碰撞机会, 当厂家获知初次碰撞结果不理想时, 会对产品进行改进或安装安全装置, 再进行第二次碰撞, 以获得最好的成绩为准。

欧洲N C A P的碰撞测试有四个基本项目, 即正面、侧面碰撞、圆柱碰撞和行人碰撞等。

1. 正面碰撞

N C A P的正面碰撞测试的标准是基于欧洲交通安全。交通安全促进委员会的标准, 但是在正面碰撞时, 车辆的撞击速度增加了8k m/h的速度。正面冲击是以64km/h的速度去撞击测试, 汽车的前部不但会发生变形, 而且会造成保险杠的损坏脱落。如图1所示。测试车辆以64k m/h的速度撞向宽1m, 厚0.54m的障碍物。以颜色表示乘员安全:绿色为最好, 黄色为标准, 橘黄色为边缘, 棕色为脆弱, 红色为最低。

2. 侧面碰撞

尽管碰撞在现实中各不相同, 但约有1/4的重伤甚至是致命的伤害时发生在侧面碰撞上的。如图2所示。宽1.5m厚0.5m的撞击物以50km/h撞向车辆侧面。以颜色表示乘员安全:绿色为最好, 黄色为标准, 橘黄色为边缘, 棕色为脆弱, 红色为最低。

3. 圆柱碰撞

许多事故发生在一辆车撞向另一辆车的侧面, 然而在德国却有半数以上的侧面碰撞对象是电线杆或大树等柱状物体。

为了鼓励汽车生产商进一步保护乘员的头部安全, 欧洲N C A P特地引入了圆柱碰撞。侧面安全气囊有助于乘员在这种碰撞条件下的提高生存的可能。在最新的实验里, 被测车辆以29km/h的时速冲向直径为254m m的刚性圆柱.因为圆柱相对车身十分狭窄, 因此通常会从侧面冲击进车内。如图3所示。

4. 行人碰撞

这个测试是通过一系列的测试来测定一辆车在发生碰撞时对成人头部、儿童头部、大腿和小腿部位的保护。如图4所示。

而车辆上应具备的行人安全保护装置包括:

(1) 引擎罩机械系统

能够在汽车发生碰撞时迅速鼓起, 使得撞击而来的人体不是硬碰硬, 而是碰撞在柔性与圆滑的表面上, 减少了被撞人受伤的可能。

(2) 行人安全气囊系统

进一步避免人体撞击汽车的前挡风玻璃, 以免在猛烈碰撞下行人与车内乘客受到更大的伤害。福特汽车公司的行人安全车采用了两种可在碰撞中对行人进行保护的新颖安全气囊。这两种气囊一种是发动机罩气囊, 另一种是前围安全气囊, 两者配合使用。