微型客车的侧翻研究（精选5篇）
微型客车的侧翻研究 篇1
0 引言
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
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微型客车的侧翻研究 篇2
车辆在道路上行驶时,常常会遇到前方道路突然出现障碍物、前车突然紧急制动等危险情形, 此时大多数的驾驶员往往会下意识地采取紧急转向的措施予以避让,由此引发车辆失控,进一步加剧了人员的伤亡和财产的损失。
近年来,随着道路运输业的迅猛发展,因驾驶员在高速行驶状态下紧急转向而引发的重特大道路客货运输事故时有发生。据公安部道路交通事故统计表明［１］,在2009~2013年间发生的105起重特大道路交通事故中,有17起事故中驾驶员存在高速紧急转向行为,约占重特大交通事故总数的16.19%。这17起事故共造成了231人死亡, 216人受伤。基于交通事故分析可知,如果驾驶员在高速行驶时采取紧急转向措施,极易导致车辆发生侧翻,特别是转向时的第2次大幅度回转运动［２］。
道路客货运输直接关系到人民群众生命财产和国家重要战略物资的安全,因此保证道路客货运输的安全是确保交通运输健康发展的重要前提。相对于微型车来说,大客车具有质心位置高、 整备质量大、体积大等特点,因而在紧急转向时更容易因转弯半径过小而瞬时产生过大的离心力。 客车车身在离心力的作用下发生侧倾,从而引起质心位置的偏移,导致客车出现侧滑、侧翻等失稳状态,进而引发交通事故。
国内外研究学者针对车辆的行驶安全性进行了大量深入的分析研究,很多学者定性或定量地分析了车辆结构［３］、道路环境［４］、路面状况［５］,以及行驶速度［６］等因素对车辆行驶安全性的影响, 也有部分研究学者基于车辆动力学模型,建立了车辆急转弯防侧滑、防侧翻的预测模型和控制策略,如PID控制、最优化控制、滑模控制、鲁棒控制等［２，７－１０］。而鲜有学者针对客车驾驶员的不同紧急转向操作研究,例如,客车驾驶员以不同的转向速度或转向幅度进行紧急转向,由此造成的对客车行驶安全性的影响进行研究。相关的研究表明,在低附着系数路面紧急转向时,车辆往往先发生侧滑,在侧滑的过程中容易因与路面的障碍物或路缘发生碰撞而发生绊倒型侧翻;而在高附着系数路面紧急转向时,车辆先发生侧翻［１１］。 为此,本文采用Trucksim仿真软件,以福田欧Ⅴ客车BJ6940为例,通过对客车驾驶员分别以不同的转向幅度或在不同的行驶速度下进行紧急转向时,车辆动力学变化特性的仿真试验,研究客车驾驶员的不同紧急转向操作对客车侧翻稳定性的影响,并建立不同紧急转向工况与车辆侧翻风险之间的量化关系。研究成果对于提高道路运输驾驶员的行车安全性,降低交通事故发生率有着重要的理论意义和工程应用价值。
1大客车紧急转向风险分析
1.1紧急转向大客车受力分析
客车驾驶员在高速直线行驶过程中若采取紧急转向操作,客车在离心力的作用下,受力特性会发生变化。若忽略轮胎侧偏特性、车桥侧倾等一些因素的变化,简化客车受力情况见图1。
图1中将xoy坐标系选于客车质心处,客车在x,y方向上的受力情况为
式中:Fｘ,Fｙ为客车在x,y方向上的受力,N; FＹｌ,FＹｒ为左、右轮所受的侧向力,N;Fｚｌ,Fｚｒ为左、右轮所受的垂直反力,N;mg为客车重量, N;Fｃ为车身所受离心力,N。
分别以左、右轮与地面的接触面中心点为矩心,客车所受的力矩为
式中:Mｒ,Mｌ为以左、右轮与地面的接触面中心点为矩心的力矩,N;B为轴距,m;φ为车身侧倾角,(°);hｒ为侧倾中心高,m;hｇ为质心高,m。
1.2紧急转向风险分析
当客车质心离心力大于左、右轮上的最大侧向力之和时,客车会发生向道路外侧的滑移。即客车发生侧滑的条件为
车身在离心力的作用下会产生侧倾角,当侧倾角过大而形成倾覆力矩时,车身开始以外侧车轮接地中心点为矩点发生翻转趋势。当内侧车轮离开地面时,是客车开始发生侧翻的临界条件。即客车发生侧翻的条件为
由式(4)可知,影响客车发生侧滑的因素主要有离心力和左、右轮所受的最大侧向力。由式(5) 可知,影响客车发生侧翻的因素主要有离心力和侧倾角。轮胎的最大侧向力取决于附着条件,侧倾角的大小取决于离心力,而离心力的大小主要取决于客车的行驶速度和转弯半径,因此,客车驾驶员若在高速行驶状况下紧急转向,往往因瞬间转弯半径过小而产生过大的离心力,从而引发客车的侧滑或侧翻。
针对紧急转向时客车驾驶员的不同紧急转向操作对应所产生的侧翻风险的大小,以选用轮胎载荷转移率LTR这个指标进行度量。LTR的计算公式为
式中,n为客车的车轴数。
LTR的值在[0,1]之间变化,LTR越接近0,表明客车发生侧翻的可能性越低;反之,LTR越接近1,客车发生侧翻的可能性越高［１２］。相关研究表明［１３］,采用LTR来评价客车发生侧翻的风险度具有较高的可信度,其可以用于表征客车的侧翻稳定性。
2系统建模和仿真试验设计
2.1系统建模
以福田欧V客车BJ6940为例,其主要的结构参数设置见表1。
采用Trucksim中的三维平整路面作为道路模型,仿真道路为车道宽度3.5m的直线路段。 采用鱼钩转向(fishhook)试验模拟客车驾驶员的紧急转向行为。仿真试验为开环试验,通过固定客车转向盘的转角输入来实现客车的紧急转向操作,转向盘转角输入与时间的关系见图2。
2.2仿真试验设计
《汽车操纵稳定性试验方法转向瞬态响应试验(转向盘转角阶跃输入)》(GB/T 6323.2- 1994)中规定,车辆进行瞬态横摆响应试验时,转向盘的转角速度应不小于200 (!)/s,因此选用500(!)/s的转角速度代表紧急转向。相关研究指出,干燥路面和湿滑路面的附着系数分别在0.75和0.4左右［１４］。由1.2节的论述可知,不同紧急转向操作对客车侧翻稳定性的影响程度,主要取决于客车行驶速度和转向盘转角幅度这2个因素。为了量化分析客车驾驶员在不同的路面条件下以不同的操作方式紧急转向对客车侧翻稳定性的影响,本文设计了如表2所列的仿真试验。
3仿真结果分析
3.1不同行驶速度下紧急转向仿真结果分析
在该仿真试验中,设定客车分别以80,90, 100或110km/h的行驶速度分别通过1段平直的干燥路段和湿滑路段时,皆以500(!)/s的转角速度、80!的转角幅度模拟紧急转向操作。
紧急转向过程中,客车的质心侧偏角随行驶时间的变化情况见图3。若质心侧偏角过大,易引起侧滑。从图3可知,客车驾驶员紧急转向时, 在相同的转角速度和转角幅度下,不论是在干燥路面还是在湿滑路面,质心侧偏角均与行驶速度呈正比,且客车在回转时的质心侧偏角要大于第1次转向时的角度,尤其是在湿滑路面上。另外, 在相同的行驶速度下,湿滑路面上产生的质心侧偏角显著大于干燥路面。表明紧急转向时,行驶速度越高,客车发生侧滑的风险也越大,且湿滑路面上发生侧滑的风险要显著大于干燥路面。
紧急转向过程中,客车的侧倾角随行驶时间的变化情况见图4。若侧倾角过大,易引起侧翻。 从图4可知,客车驾驶员紧急转向时,在相同的转角速度和转角幅度下,若在干燥路面上,侧倾角与行驶速度呈正比,且客车在回转时的侧倾角要大于第1次转向时的角度;若在湿滑路面上,侧倾角与行驶速度呈反比,且客车在回转时的侧倾角近似于第1次转向时的角度。另外,在相同的行驶速度下,干燥路面上产生的侧倾角显著大于湿滑路面。表明紧急转向时,干燥路面上发生侧翻的风险要显著大于湿滑路面,且行驶速度越高,发生侧翻的风险也就越大。
紧急转向过程中,客车的侧向加速度随行驶时间的变化见图5。若在干燥路面上,侧向加速度与行驶速度呈正比,表明行驶速度越高,客车越容易发生侧翻;若在湿滑路面上,随着行驶速度的增加,侧向加速度未发生明显的变化,表明客车发生侧翻的风险性受行驶速度的影响较小。综合图3-图5可知,客车紧急转向时,随着行驶速度的增加,在低附着系数路面上,客车易发生侧滑,反之在高附着系数路面上,客车易发生侧翻。
根据式(5)的侧翻稳定性的计算公式,通过仿真获取大客车前后6个轮胎的垂直载荷数据后, 计算LTR值来评价在不同行驶速度下进行紧急转向,大客车发生侧翻的风险性大小。不同行驶速度下紧急转向的LTR值见图6。
由图6可见,客车驾驶员紧急转向时,在相同的转角速度和转角幅度下,若在干燥路面上,随着行驶速度的增加,LTR值越趋向于1,表明客车的侧翻稳定性越趋向于降低,发生侧翻的风险度越来越高。若在湿滑路面上,随着行驶速度的增加,LTR值均在0.4附近变化,表明客车的侧翻稳定性受行驶速度的影响不大。
3.2不同转角幅度的紧急转向仿真结果分析
在该仿真试验中,设定客车以100km/h的行驶速度分别通过一段平直的干燥路段和湿滑路段时,在500(!)/s的转角速度下,分别以60!,80!和100!的转角幅度模拟紧急转向操作。
紧急转向过程中,客车的质心侧偏角随行驶时间的变化情况见图7。客车驾驶员紧急转向时,在相同的转角速度和行驶速度下,不论是在干燥路面还是在湿滑路面,质心侧偏角均与转角幅度呈正比,且客车在回转时的质心侧偏角要大于第1次转向时的角度,尤其是在湿滑路面上。另外,在相同的转角幅度下,湿滑路面上产生的质心侧偏角显著大于干燥路面。表明紧急转向时,转角幅度越大,客车发生侧滑的风险也越大,且湿滑路面上发生侧滑的风险要显著大于干燥路面。
紧急转向过程中,客车的侧倾角随行驶时间的变化情况见图8。客车驾驶员紧急转向时,在相同的转角速度和行驶速度下,若在干燥路面上, 侧倾角与转角幅度呈正比,且客车在回转时的侧倾角要大于第1次转向时的角度;若在湿滑路面上,侧倾角与转角幅度呈反比,且客车在回转时的侧倾角近似于第1次转向时的角度。另外,在相同的转角幅度下,干燥路面上产生的侧倾角显著大于湿滑路面。表明紧急转向时,干燥路面上发生侧翻的风险要显著大于湿滑路面,且转角幅度越大,发生侧翻的风险也就越大。
紧急转向过程中,客车的侧向加速度随行驶时间的变化见图9。若在干燥路面上,侧向加速度与转角幅度呈正比,表明行驶速度越高,客车越容易发生侧翻;若在湿滑路面上,随着转角幅度的增大, 侧向加速度未发生明显的变化,表明客车发生侧翻的风险性受行驶速度的影响较小。综合图7~图9可知,客车紧急转向时,随着转角幅度的增加,在低附着系数路面上,客车易发生侧滑,反之在高附着系数路面上,客车易发生侧翻。
根据式(5)的侧翻稳定性的计算公式,通过仿真获取大客车前后6个轮胎的垂直载荷数据后, 计算LTR值来评价以不同的转角幅度进行紧急转向时,大客车发生侧翻的风险性大小。不同转角幅度的紧急转向的LTR值见图10。
从图10中可知,客车驾驶员紧急转向时,在相同的转角速度和行驶速度下,若在干燥路面上, 随着行驶速度的增加,LTR值越趋向于1,表明客车的侧翻稳定性越趋向于降低,发生侧翻的风险度越来越高。若在湿滑路面上,随着行驶速度的增加,LTR值均在0.5附近变化,表明客车的侧翻稳定性受行驶速度的影响不大。
4结论
1)在高附着系数路面(如干燥路面)紧急转向时,行驶速度和转角幅度与客车的侧翻稳定性皆呈负相关关系。行驶速度越高,驾驶员转动转向盘的转角幅度越大,轮胎载荷转移率LTR越趋向于1,客车发生侧翻的风险度越高。
2)在低附着系数路面(如湿滑、冰雪路面)紧急转向时,行驶速度和转角幅度对客车的侧翻稳定性的影响不大,主要是影响客车的侧滑稳定性。 行驶速度越高,驾驶员转动转向盘的转角幅度越大,客车发生侧滑的风险度越高。
3)客车驾驶员在第2次紧急回转时所产生的车辆侧翻或侧滑风险要显著大于第1次紧急转向时所产生的车辆侧翻或侧滑风险。因此客车驾驶员应尽量避免在高速行驶状态下大幅度地急转、急回转向盘。
仿真结果表明,行驶速度和转角幅度对于紧急转向时的安全性有着显著的影响,降低行驶速度或减小转角幅度有助于提高客车紧急转向时的行驶安全性。因此,驾驶员在日常行车过程中,应杜绝在高速状态下紧急转向操作,以避免发生车辆失控、侧滑和侧翻等危险。
客车侧翻碰撞试验台的研制 篇3
近年来,客车侧翻事故频发,人员伤亡数量巨大,其原因多是由于客车上部结构承受能力差,车身结构解体导致乘客生存空间被侵入,翻转时破碎裂片刺伤乘客造成二次伤亡。现如今,提高车体结构强度的措施由于现有措施的局限,无论从技术还是成本方面考虑,均无法完全落实。目前客车侧翻安全性能验证的国际标准采用欧盟的ECE R66《关于大客车上部结构强度认证的统一技术规定》、ECE R107《关于批准双层大客车通用结构要求的统一规定》以及美国FMVSS208标准等。其他国家的标准,比如澳大利亚国家标准ADR59/00、南非国家标准SANS 1563以及我国的GB17578-2013《客车上部结构强度要求及试验方法》,都是在ECE R66的基础上修订的。在ECE R66中,通过采用整车倾翻试验的方式检验客车上部结构强度,得到广泛认可,但由于其成本昂贵、周期较长,国内对客车侧翻碰撞试验尚未强制执行。
客车侧翻碰撞试验按照GB17578-2013要求,将试验客车停放在一个能自动倾斜的水平试验平台上,该平台与撞击面高度差为800mm,采取措施防止客车纵向滑移和车轮的侧向滑移并确保同步倾斜,客车在不受其他外力以及没有摇晃的情况下,随倾斜平面以不超过5°/s(0.087rad/s)的倾斜角速度侧倾直至翻倒过来。标准规定,试验期间及完成后,车身任何部位的形变都不允许侵入生存空间;生存空间内的任何部位都不能突出至形变的车身结构外。本文研制的侧翻碰撞试验台可满足长度为12m(国家对大型客车要求的最大长度)总重40t的客车进行必要的侧翻碰撞试验。
1 侧翻碰撞试验台的总体结构
侧翻碰撞试验台设计采用钢结构框架,测控系统采用单片机及PLC结合形式,驱动液压系统进行试验台举升、侧翻平台动作,通过四个承重平板测量各个车轮在侧倾过程中的重量变化,利用精密编码器采集平台转动角度,并通过RS485传输方式将试验数据储存于工控机内,同时利用大型LED显示屏对侧翻试验数据进行实时显示。
1.1 系统组成
试验台包括举升平台、侧翻平台、承重平板、液压系统、转角测试系统以及综合测控系统几部分构成。举升平台完成平台上车辆举升功能,举升高度可以任意设定;侧翻平台完成车辆平稳侧翻功能;承重平板共有四块,测量车轮在平台上的重量分布状态以及侧翻过程重量变化;液压系统为举升侧翻动作提供驱动力;转角测试系统测定车辆翻转角度;综合测控系统控制平台各项动作,存储数据信息并通过LED实时显示。其结构示意图如图2所示。
1.2主要机械结构强度校核
1)举升平台强度校核
(1)机架的结构型式如图3所示。
(2)己知条件:
175×175×7×11H;
钢截面积:S1=51.43cm2,数量2件;
100×100×6×8H;
钢截面积:S2=21.9 cm2,数量2件;
机架最大承载状态如图4所示。
A,B,C三点为翻转平台对机架的力作用点。
D,E两点为机架支撑点。
(3)静止或水平举升状态机架最大剪应力计算:
上图状态中a-a截面最大剪力为:
最大剪应力Ð=Q/S=26000/2(S1+S2),代入数字得:
最大剪应力Ð=177.28Kg/cm2或Ð=18.09Mpa
(4)机架承受弯矩和弯应力计算:
最大弯应矩为:
经计算,由两个175×175H钢和两个100×100H钢所构成的机架惯性矩J=243847.6cm4,中性轴位置距175×175H钢22.93cm。
根据梁在图4所示载荷作用下上部受拉下部受压的特点,由四个H钢组成的框架其抵抗拉应力的抗弯模量为:
最大弯应力为:
(5)安全系数n=235/33.05=7.11。
(6)翻转油缸对机架产生的弯剪应力。
翻转油缸的作用力T1~T4在图3所示梁的纵向结构中因T1,T2或T3,T4分别相对于支点D,E距离较短,故对梁形成的弯矩忽落不计。现只研究翻转油缸作用力T对梁的横截面所产生的弯剪应力影响。
受力状态如图5所示。
己知条件:
100×100×6×8H钢截面积:S3=21.9cm2;
100×100×8角钢截面积:S4=15.39cm2;
AE=320cm,AC=107.5cm
经计算:
最大剪应力在AC段,其值为:
最大弯矩在C点,其值为:
M=RA×AC=9961×107.5=1.07×106kg·cm
如果把图5称作翻转油缸受力支架,则图6就是受力支架断面。
断面的上横梁是两支100×100×8角钢下断面是两支100×100H钢经计算两支角钢和H钢组成的框架其惯性矩(相对于中性轴)为:
中性轴在距H钢断面中心线382mm处受力支架在力T的作用下,上部受压,下部受拉,梁的抗弯(拉)模量为:
支架最大弯应力为:
2)侧翻平台强度校核
(1)平台受弯应力最大状态如图7所示。
图7中,F1,F2,F3分别代表汽车前轮载荷,后桥前后轴载荷。设定后桥双轴轴距为120cm,由装配图查得平台最右端与D支点的距离是170cm。
根据国家相关规定查得后桥双轴最大载荷F1,F2分别为13000kg。
(2)最大弯矩:
(3)抗弯模量:
H钢的抗弯模量:
446×199×8×12H钢的WX=1300cm3
四条H钢的抗弯模量为:
890×8钢板具有的抗弯模量为:
将b=89代入上式得:
翻转平台的抗弯模量为:
(4)最大应力:
(5)翻转平台材料均为Q235许用应力为235MPa。
(6)安全系数:n=235/39.6=5.93。
3)承重平板强度校核
(1)承重平板的结构形状如图9所示。
(2)己知条件244X175×7×11H钢的抗弯模量W=502cm3,惯性矩JH=6120cm4,钢的弹性模量为:E=206×109Pa=206×104kg/cm2。
(3)承重平板最大载荷及最大变形:是在被测汽车后桥为双轴且双轴中心也在浮动板长度方向中心上,汽车单轴最大载荷为13t,作用在每个车轮上的载荷是6500kg。
(4)承重平板承受的最大弯矩:
①设定车轮两轴最小轴距为120cm。
②由装配图查得承重平板两支点距为340.2cm。
③梁的最大弯应力在M,N两点处,其值为:
④承重平板的抗弯模量为:
其中:WH1=WH2=502cm3;
⑤承重平板最大弯应力为:
(5)承重平板剪应力计算
①244×175H钢的截面积为:
②最大剪应力为:
6500/112.48=57.78kg/cm2应力过小不预考虑。
2 侧翻碰撞试验台测控系统
2.1 试验台测控系统总体结构
客车侧翻碰撞试验台测控系统以STC系列单片机为主控器,试验台机械结构的举升、侧翻动作通过PLC控制实现;试验台承重平板共四块,每个平板通过4个悬臂式压力传感器采集客车侧翻的瞬时力值;利用旋转编码器通过光电转换将输出轴的角位移、角速度等机械量转换成电脉冲实现侧翻角度测量;利用超声波测距模块实时监测试验台上升下降距离。同时,系统采用大型LED显示屏作为显示终端;为方便远程控制,系统利用无线遥控模块实现侧翻台的升降、翻转、急停等基础动作。试验台测控系统的总体结构图如图12所示。
2.2 测控系统硬件设计
2.2.1 主控制器
STC12C5A60S2单片机是宏晶科技生产的单时钟单片机,具有高速、低功耗、抗干扰等优点。主控器电源模块通过三端线性稳压芯片LM1117转换输出工作电压3.5V;设计采用22.1184MHz的外部晶振为时钟模块,方便串口通讯;自带8路10位A/D转换满足承重平板力值、角度的采集。
2.2.2 LED显示模块
试验台LED显示器分辨率196×64,直接与RS232串口连接,硬件电路设计简单,具有亮度高、显示尺寸易扩展、使用寿命长等优点。
2.2.3 力值采集模块
试验台共安装4块承载平板,每个平板重量均通过同一规格的悬臂式压力传感器采集力值,并通过AD7799转换芯片ANI口输入,将模拟量转换为数字量发送给单片机。AD转换芯片选取一路模拟信号输入,外部晶振选用4.9152MHz,数字量输出引脚21,22分别于单片机P1.5,P1.6相连,单片机最小系统及力值采集模块电路图如图13所示。
2.2.4 角度采集模块
角度采集模块以欧姆龙系列A、B、Z三相联接的旋转编码器Optoiso为核心部件,其分辨率为3600线高精度同时利用四分频技术,通过光电转换将输出轴的角度转换成电脉冲信号并以数字量输出(REP),可达到0.025°的高精度角度测量,其电路图如图14所示。
2.2.5 超声测距模块
超声波测距根据超声脉冲回波渡越时间的方法,采用IO口TRIG触发测距,有信号返回,通过IO口ECHO输出一个高电平,高电平持续时间为超声波从发射到返回的时间t。模块包括声波发射器、接收器与控制电路,测试距离=(高电平时间×声速)/2。
2.2.6 无线遥控模块
试验台通过无线遥控方式实现台体的举升、侧翻动作。模块采用固定码无线编码技术,12V直流供电,315MHz工作频率,震荡电阻270KΩ空旷地遥控距离可达500m。
2.2.7 PLC可编程控制器
试验台的上升、下落以及侧翻、回复动作均由PLC控制器驱动液压系统升降、侧翻油阀的供油、回油实现的。该试验台的PLC控制器选用日本三菱公司生产的FX-3U型,该系列PLC内置高达64K大容量的RAM存储器,具有高速处理基本指令功能,内置编程口可达到115.2kbps满足与单片机高速通信的要求。
2.3 测控系统软件设计
试验台测控系统的软件设计包括标定流程和试验流程两部分,标定流程用来标定试验台侧翻倾角的AD值大小,试验流程用于实时计算并显示各承重板的瞬时力值及试验平台角度值。
2.3.1 标定流程
该流程分为:用户登录流程、脉冲数设定流程、倾角设定流程、AD设定流程和参数存储流程。整个流程通过循环方式执行标定命令,用户首先通过登录流程输入用户名和密码进入标定界面,然后设定旋转编码器脉冲数,设定标定倾角下的AD值,设定标定点的个数和每个标定点的物理值及AD值,最后存储所有数据信息到EEPROM。整个设定界面在触摸屏终端上完成,通过串口与单片机通讯。
2.3.2 试验流程
试验流程是系统软件设计的核心,设计采用模块化思想,将侧翻试验分为初始参数读取、承载板力值采集、角度采集、距离采集、数据运算、触摸屏显示、LED大屏显示等七个流程。侧翻试验过程中,单片机先读取内部EEPROM的存储数据,随后通过串口依次采集各个承载板的实时AD值、侧翻角度脉冲数、距离值等数据,刷新数据缓存,并进行数据运算将试验结果通过触摸屏及LED大屏显示。系统试验流程图如图15所示。
力值采集是采集受力状态下,承载板下的压力传感器的弹性形变量,并通过AD7799模块将模拟量转换为数字量,单片机通过串口扫描读取各个承载板的实时力值。
侧翻角度采集是通过中断方式捕捉旋转编码器上升沿和下降沿的脉冲数,从而获得台体侧翻角度,并利用A、B两相脉冲的先后判断台体侧翻、回复状态,同时利用四分频技术提高角度测量的精度,单片机通过串口扫描获取实时角度。
超声波测距流程用于测量台面的上升距离,模块初始化参数设置后,通过测量发出波与回波的时间差,精确计算往复距离,并通过读取程序实时显示测量距离。
3 结束语
本文首先介绍了客车试验台的相关背景;随后研究了系统组成,分析了举升平台、侧翻平台、承重平板的强度校核;然后对侧翻试验台测控系统进行设计,包括硬件电路设计和软件流程图设计;该试验台已研制成功,并开展了相关车辆的侧翻碰撞试验。
摘要：客车侧翻碰撞试验台是进行客车侧翻碰撞试验,检验车体结构强度以及测量车辆质心的装置。根据现有欧盟ECE R66以及我国的GB/T17578标准,研制试验台。从系统组成,机械结构强度校核,测控系统软、硬件设计等方面,介绍了试验台的设计原理及试验检测方法。研究成果对开展客车侧翻碰撞试验、生产高强度车体结构以及改善车辆侧翻安全性能等方面都具有指导作用。
关键词：侧翻,碰撞,强度校核,测控系统
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微型客车的侧翻研究 篇4
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。
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微型客车的侧翻研究 篇5
2006年,加拿大交通部对亚太、北美和欧洲地区交通事故数据所作分析显示,在实际汽车交通碰撞事故中,因汽车侧面车身结构没有足够的碰撞缓冲空间而造成的侧碰事故中,乘员重伤及死亡率达到25%,是交通事故中导致乘员重伤及死亡的主要事故形态,侧碰事故中,43%~55%的事故形态为车-车碰撞,12%~16%的事故形态为车体侧面与柱状物的碰撞[1]。我国道路交通事故统计数据显示,在所有侧碰事故导致的乘员死亡案例中,车体侧面与柱状物撞击导致的乘员死亡率达到了38%[2]。 国内现行侧碰标准为GB20071-2006 汽车侧面碰撞的乘员保护,其试验要求(进行50km/h可变形移动壁障的侧面碰撞)无法有效考核柱状物体与车体发生撞击过程中的乘员损伤情况。
关于侧面柱碰撞事故形态,国际上现行法规或评价标准有Euro-NCAP、 US-NCAP、K-NCAP、A-NCAP等。各标准的主要差异体现在:碰撞的假人及伤害指标﹑碰撞柱的尺寸﹑碰撞速度和角度、碰撞基准点的位置等方面[3,4],国内侧面柱撞标准目前正在制定过程中。
国内外学者近年来进行了大量的以侧面移动壁障碰撞为主的研究,但这些研究主要集中在轿车,对微型客车的研究甚少。微型客车有着与轿车截然不同的结构和布置特点,因此对其进行侧面柱碰撞研究具有重要意义。
1 侧面柱碰撞车体力学分析
1.1 车体力学分析
侧面柱碰撞与侧面可变形移动壁障碰撞的主要差异为:侧面柱碰撞中,碰撞瞬间的车体运动由侧向平动和绕柱旋转运动组成。试验车辆碰撞后的旋转运动是由车体重心相对碰撞接触面产生的力矩导致的,该旋转运动包含绕车体重心和绕碰撞界面的旋转。从车辆与碰撞柱接触瞬间开始的整个侧面柱碰撞过程中,轮胎与地面的摩擦所消耗的能量小于车辆初始动能的1%,因此以下的讨论未计入轮胎-地面间摩擦所消耗的能量。故侧面柱碰撞中车体变形吸收的能量不能简单地等效为其初始动能[5]。图1 为侧面柱碰撞试验俯视图。
根据牛顿第二定律可得碰撞中车体的受力:
式中,ag为车体质心处的合成加速度。
碰撞瞬间,车体的合成加速度ag为
式中,ap为车体与碰撞柱接触面处的加速度;h为车体重心与碰撞接触面的力臂;α 为碰撞瞬间的角加速度。
将式(2)代入式(1)有
假设碰撞界面的角动量守恒,则有
式中,L为角动量;R为旋转半径。
从而可得α=Fh/(mR2),由式(3)、式(4)得碰撞界面的加速度:
侧面柱碰撞时,αp的作用方向与重心并不重合,因此需要对质量参数进行修正,式(5)为修正质量参数后αp的表达式,碰撞界面的等效质量为mR2/(R2+ h2),由式(1)、式(5)可得ag=αpR2/(R2+h2),由此可得
不考虑碰撞后的反弹速度的情况下,车体吸收的能量为
式中,Δvp为vp的变化量;I|ω|2/2为车体在z方向上围绕其重心旋转的能量,I= mR2;ω 为z方向上的旋转角速度。
在碰撞的结束阶段,碰撞界面的平动速度为零,即 Δvp=v0,且碰撞柱为刚体,式(7)可表示为
从式(8)可以看出,侧面柱碰撞中车体吸收的能量由4个参数决定:碰撞车的质量m、碰撞初速度v0、撞击点的位置R和h。 当碰撞中心线通过车辆的重心位置时,h=0,此时旋转能量为零,车辆吸收的能量最大,也对车身结构要求最高。
1.2 乘员力学响应分析
整车的侧面柱碰撞试验中,乘员的受力如图2所示。图2中,Fp为刚性柱施加在车门和侧围结构上的撞击力;Fd为车门内饰板与侧碰假人间的相互作用力;Fs为车体结构对车门和侧围侵入的抵抗力,是车体结构给侧围的支撑力。
根据牛顿第二定律,碰撞中侧围结构动量变化率等于其上作用力的矢量和:
式中,mcw、vcw分别为车门及侧围质量和侵入速度。
由式(10)可知,假人受到的作用力与Fp、mcwvcw和Fs有关。降低侧围结构(主要是车门及B柱内板)的侵入速度vcw和提高车身支撑结构的反作用力Fs,可有效降低柱碰中的乘员受力并降低伤害。
1.3 微型客车侧面柱碰撞特点分析
1.3.1 质心位置对碰撞能量的影响分析
通过对比可以发现,乘用车的发动机一般前置,因此整车质心相对靠前;微型客车发动机中置,整车质心相对更靠后。同时,乘用车前排座椅参考点(R点)与前轮心距离较大,一般位于整车质心之后;微型客车前排座椅R点与前轮心距离较小,一般位于整车质心之前。分别选取两款典型的紧凑型乘用车和微型客车,对比整车质心与碰撞刚性柱中心x向距离,如表1所示。
由表1 可知,乘用车质心在刚性柱前178mm,微型客车质心在刚性柱后336mm,即微型客车车体质心与碰撞接触面的距离h更大,由式(8)可知,h越大,其碰撞能量中的旋转能量就越大,通过车体变形来吸收的线性冲击能量就越小。因此,微型客车的质心与刚性柱的相对位置更有利于车体结构的设计。
1.3.2 车体结构对侧柱碰撞性能的影响分析
发动机在车辆中布置形式的差异,不但影响到质心在整车中的位置,而且也会导致车身结构上的差异。前置发动机的乘用车一般采用承载式车身结构,其下车体座椅横梁及其他横梁结构被中通道阻断,不利于侧面柱碰撞中将碰撞力快速传递到车身另一侧和抵抗车体变形,如图3所示。侧面柱碰撞的能量分布与侧碰不同,它主要集中在与圆柱直径等宽的狭长区域内;侧碰的撞击范围在整个侧围中下部,它的能量分布均匀有利于向A、C柱扩散并传递到另一侧。
中置发动机的微型客车一般采用半承载式车身结构,具有完整的纵梁及贯通的横梁结构;刚性柱撞击位置具有微型客车特有的前排座椅框结构(中置发动机舱)、发动机及其悬置结构。为了容纳发动机,座椅框一般具有较大的X向和Z向尺寸,其Z向高度可达白车身Z向高度的25%,大大增加了与刚性柱的重叠面积。微型客车的这些特有结构有利于提高侧面柱碰撞中的Fs,能够在碰撞中将碰撞力快速地传递到车身另一侧和抵抗车体变形,从而降低假人上的作用力和伤害。微型客车结构特点如图4所示。
2 侧面柱碰撞仿真
2.1 柱碰撞仿真模型
侧面柱碰撞模型以经过试验验证的整车侧面碰撞模型为基础,按照欧洲侧面柱碰撞试验Euro NCAP要求(与制定中的国家标准中碰撞模式A的90°角29km/h刚性柱碰基本相同),建立侧面柱碰撞FE仿真模型进行研究。
仿真碰撞严格按照欧洲侧面柱碰撞试验法规要求确定仿真碰撞的边界条件,其中,车体侧向碰撞初始速度为29.5km/h,刚性柱直径为254mm(其横向垂直面通过驾驶员假人头部重心),计算时间设为100ms(超过碰撞中车身最大侵入量时刻),计算求解器软件为LS-DYNA,网格单元类型为Shell,单元尺寸10mm,按实车情况赋材料属性,其中车身钣金件材料类型为MAT24。有限元模型如图5所示。
2.2 仿真结果
在侧面柱碰撞结构分析中,最重要的是控制B柱和前侧门的侵入量和侵入速度。图6为原设计状态车门内板及B柱侵入速度与时间关系曲线,图7为原设计状态车门内板及B柱侵入位移与时间关系曲线,图8~图10分别为原设计车身变形情况。
2.3 问题分析
由以上轿车与微型客车侧面柱碰撞的特点对比分析可知,因为车身结构与质心位置存在差异,虽然原微型客车设计中的车门侵入速度达到8m/s,最大侵入量达到242mm,但并不比轿车的耐撞性能差,也更容易实现侧面柱碰撞车体耐撞性能的提升。
因为在原来的车型设计中没有考虑侧面柱碰撞的情况,车身结构对侧围的支撑和传力作用较差,因此在仿真分析中出现了门槛、车门、座椅框变形严重的情况,须进行针对性的优化和改进。
从仿真结果和设计上看,出现以上问题的根本原因是:①座椅框内的加强板材料等级低(牌号为BLD)、结构设计不合理;②缺少设计门槛加强板结构;③碰撞路径上,缺少门槛与大梁之间的支撑结构;④车门防撞杆和侧围上边梁材料等级低。
3改进方案及结果
3.1 改进方案
针对原设计的问题,结合微型客车结构特点,充分利用上、中、下三条能量传递路径,如图11所示,提出改进方案如下。
路径1 增加门槛加强板,增加门槛内板支撑板、门槛与大梁支撑板,增加大梁内板支撑板。以上新增零件的材料均为590DP,厚度为1.4mm。
路径2 将前门防撞梁材料由B450LA改为B1500HS,将厚度由0.8mm改为1.6mm;将座椅框横梁材料由BLD(厚度为1.2 mm)改为590DP(厚度为1.4mm),并去掉一个冲压工艺筋条。
路径3 上边梁、A柱内板材料ST13 改为590DP,厚度0.8mm改为1.2mm。
以上更改方案如图12所示,用深色标识的零件为新增或更改的零件。
3.2 改进结果及分析
图13所示为改进方案状态车门内板及B柱侵入速度与时间关系曲线,图14所示为改进方案状态车门内板及B柱侵入位移与时间关系曲线,图15~图17所示为改进后的车身变形情况。
3.3 结果分析
改进后,车门内板及B柱的最大侵入速度由8m/s降低到6.9m/s,降低了14%;最大侵入量由242mm降低到119mm,降低了50.8%。改进效果非常明显。
对比仿真结果可知,改进后,门槛的最大截面力由29kN提高到46kN,提高了58%,如图18所示;座椅框结构的最大截面力由48kN提高到83kN,提高了73%,如图19所示。同时发现,车门防撞梁和侧面上边梁的变形明显减小,但截面力提升不大,这是因为门槛和座椅框结构很好地抵抗了车身侧围变形。
1.整个座椅框结构截面力测点1 4.后横梁截面力测点12.整个座椅框结构截面力测点2 5.后横梁截面力测点23.整个座椅框结构截面力测点3 6.后横梁截面力测点3
4 结论
(1)研究表明,侧面柱碰撞中,同等质量的微型客车与轿车相比,微型客车产生的旋转能量更大,而需车体变形来吸收的线性冲击能量更小,车体侵入量和侵入速度更低,在侧面柱碰撞中更有有利于乘员保护。
(2)微型客车因它中置发动机布置形式及特有的座椅框结构,使其在柱碰撞中有利于将碰撞力快速传递到车身另一侧并抵抗车体变形,该结构在侧面柱碰撞中体现出来的优势是传统轿车所不具备的。
(3)优化微型客车能量传递路径是提高侧面柱碰撞性能的重要实现方式。通过优化某车型中间座椅框的传递路径,使得侵入量降低50%,侵入速度降低14%。
参考文献
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