大客車側翻安全性仿真分析

邵毅明，司紅建，查官飛

(重慶交通大學 a.交通運輸學院;b.機電與汽車工程學院，重慶 400074)

大客車在現代公共交通中有著非常重要的作用，但隨著客車運輸業的飛速發展，側翻碰撞事故頻發，給人類的生命財產安全帶來了嚴重威脅，因此，側翻車身結構安全性研究變得非常重要。在客車側翻試驗仿真方面，國外已有了相當多的研究，國內許多高校、研究機構和企業也已進行初步嘗試。但是國內大部分側翻試驗仿真流程都不夠嚴謹，仿真結果也不可靠，并且很多仿真缺少對側翻仿真計算結果科學、量化的評價。筆者從側翻試驗仿真的流程切入，對5個進程進行具體分析，并對每個進程中的重要環節集中討論，強調了有限元模型建模及模型驗證、碰撞過程簡化、仿真結果星級評價、腰身部位的結構缺陷和改進設計，從而通過更系統、更準確的研究，提高了大客車側翻試驗仿真的精度［1］。對仿真結果進行分析，發現側圍腰身部位是主要的吸能變形區且側圍與地板的塑性鉸處變形嚴重。基于該發現，引入了星級評價方法，并重點對該區域進行了結構改進設計，改進后客車的安全性得到明顯提高。

1 客車側翻試驗仿真流程

國內的客車側翻試驗仿真規模小、仿真流程不夠完善。一個完整的客車側翻試驗仿真研究，需要經過有限元模型建模、模型有效性驗證、求解和后處理、仿真結果評價和結構改進設計5個過程，仿真流程如圖1所示［2］。

圖1 客車側翻試驗仿真流程

2 客車有限元模型

2.1 有限元模型的建立

側翻試驗流程說明，只有通過驗證有效的客車有限元模型才能用于側翻試驗仿真，并且，經過安全性改進設計的整車模型也要先驗證其有效性，因此，有限元模型的有效性驗證是整個側翻試驗仿真中非常重要的基礎環節，完善該環節的針對性研究很有意義。本文利用整車及各零部件的CAD數據建立了客車幾何模型，然后對幾何模型進行簡化，用HyperMesh建立了整車骨架有限元模型，最后利用OptiStruct對車身進行了4種常見工況分析和模態分析，從而驗證了有限元模型的有效性。

本文的研究對象為一款12 m長的豪華旅游大客車，車體骨架為全承載結構。根據簡化原則和實際需要，建模時先對車身骨架采取了如下幾點措施［3］:忽略非承載構件;彎曲桿件直化處理;設置短梁與公共節點;截面簡化、構件表面光順化;載荷合理分配化;不考慮車身骨架在焊接過程中的殘余應力和變形等;分析骨架的剛度和強度時不考慮連接失效;將剛性較大的零部件以質點形式布置在對應承載點。簡化后的客車骨架幾何模型見圖2。

圖2 簡化后的客車骨架幾何模型

本文以殼單元對大客車進行有限元網格劃分(網格質量控制標準規定三角形單元數少于單元總數的5%)。在客車側翻碰撞過程中，骨架的塑性變形是主要的吸能形式。車身用薄壁件，在局部失穩后產生的壓塌失效過程中直梁邊會沿圓弧曲線逐漸折疊，圓弧半徑

式中:C是截面的寬度;t是壁厚［4］。

網格單元尺寸小于圓弧弧長一半才能充分描述骨架在碰撞時的折疊變形，即網格單元邊長

建立的網格模型節點數為354 578，單元數為467 247，其中三角形單元14 485個，占總數的3.1%，達到網格質量控制標準。通過定義網格模型的材料、連接形式、載荷，建立了骨架的有限元模型。

2.2 模型驗證

為了保證模型的可靠性和后期側翻試驗仿真的可行性，利用OptiStruct進行工況分析和模態分析。

2.2.1 工況分析

日常使用中客車常見4種載荷工況［5］。4種工況下車身變形和應力分布如圖3所示。

圖3 4種工況下車身變形和應力分布

1)彎曲工況。底架后懸架附近、中前段的腰梁與斜撐位置、頂蓋縱梁與中間窗立柱連接處應力較大;最大變形出現在底架的后部，后車架上最大應力達144.2 MPa;高應力區域都有足夠安全余量，滿足工況要求。

2)扭轉工況。頂蓋骨架外側縱梁與側窗立柱的連接處、底架左側的外縱梁中后部、中門附近的窗區及左后輪附近的側圍骨架處應力較大;與右前空氣懸掛相連的大梁上最大應力，值為97.8 MPa;各處的應力都在各自的許用應力范圍內，滿足工況要求。

3)制動工況。重心前移導致車架與前后輪罩的連接處應力增大，最大值為86 MPa;左、右側圍的局部受力變化較為頻繁，應適當增加該區域骨架的剛度與強度;模型各處的最大應力都在許用應力范圍內，滿足工況要求。

4)轉彎工況。最大應力區域在車身中段底架橫梁與側圍裙部的連接處，最大值為156 MPa;水平橫向彎矩最大的區域出現在車體中段;模型各處的最大應力都在許用應力范圍內，滿足工況要求。

2.2.2 模態分析

對大客車來講，高頻振動通常只是局部振動，影響較小，而低階振動對整車的影響較大，低階模態反映車身的剛度特性。計算得出車身的前12階模態，其中前6階為剛體模態，見圖4和表1。

圖4 大客車車身前6階自由模態振型

表1 大客車車身自由模態分析結果

客車行駛時，振動主要由于路面的不平及發動機、傳動軸、車輪等轉動的不平衡引起。路面激振通常在3 Hz以下，發動機工作引起的激振在35 Hz以上，傳動軸轉動的不平衡引起的激振在33 Hz以上，車輪轉動不平衡引起的激振一般低于11 Hz。所以，從振動和強度的角度考慮，車身模態分析的前幾階主要振型應該在5～33 Hz出現［6］。

由模態分析的結果可知，車身前幾階主要頻率在6.99～16.21 Hz，滿足要求。車身結構固有頻率能避開主要激振的影響，且各階的模態變化比較平順，沒有出現剛度、強度突變現象。

3 側翻試驗仿真和結果評價

基于前文建立的大客車骨架網格模型，參照ECE R66客車車身上部結構強度法規標準建立生存空間和側翻試驗臺，按照LS-DYNA格式建立了客車整車側翻有限元模型。簡化側翻碰撞過程，提交LS-DYNA進行計算，利用HyperView、Hyper-Graph并結合LS-PREPOST對仿真結果進行分析，引入了星級評價方法對安全性進行量化評價。

3.1 客車側翻試驗仿真模型的建立

建立剛性平面模擬生存空間，前、中、后3段分別模擬駕駛員、中前排乘員和后排乘員生存空間。按照圖5所示尺寸規格建立側翻試驗臺。定義接觸、載荷、約束、輸出參數、時步及沙漏控制，建立的客車側翻碰撞有限元仿真模型，如圖6所示。

圖5 側翻試驗臺幾何標準圖

圖6 大客車側翻碰撞有限元仿真模型

3.2 仿真過程簡化

本文采用能量轉換法簡化大客車側翻碰撞過程，從客車接觸地面時刻開始模擬計算。翻轉試驗平臺和大客車旋轉角速度保持5°/s，即0.087 rad/s。從臨界側翻時刻到客車接觸地面的過程中，重心降低了 Δh=970 mm。根據能量守恒定理:

式中:EK1、EP1、h0分別為臨界側翻時刻的動能、勢能和質心高度;EK2、EP2、h1分別為接觸地面時刻的動能、勢能和質心高度;J為整車轉動貫量。

任意設定一個角速度值ω0，導入到LS-DYNA中計算出動能EK0，由

即可得J值。將J帶入式(5)求得大客車接觸地面時的角速度 ω2=2.52 rad/s。

3.3 大客車側翻試驗仿真結果

3.3.1 側翻試驗仿真整車變形分析

整個側翻仿真過程時間定為400 ms，圖7是大客車在 0、0.06、0.15、0.20、0.30、0.40 s 六個時刻的車體變形。分析可知，整個碰撞過程分2個階段:第1階段，車身頂蓋邊緣與地面先碰撞，此階段頂蓋、風窗、側圍腰身參與變形，車體下半部分變形較小;第2階段，車身脫離翻轉臺，整個側面都與地面碰撞，此階段整個骨架參與變形。

圖7 不同時刻的車體變形

3.3.2 側翻試驗仿真剩余空間分析

大客車安全性的根本目的是保障側翻碰撞過程中駕駛員與乘員的生存空間，本文參照ECER66要求分別建立了駕駛員、中前排乘員和后排乘員的生存空間，直觀評價側翻車身結構安全性能。圖8分別為駕駛員、中前排乘員、后排乘員的剩余空間。

圖8 大客車側翻實驗仿真剩余空間

如圖8(b)所示，在0.215 s時，第2根風窗立柱和上腰梁侵入中前排乘員生存空間，侵入量為40.606 mm，駕駛員及后排乘員生存空間均有一定安全余量。依照ECE R66規定:變形的車身結構不能侵入生存空間任何部位，判斷該車不滿足側翻安全標準。

3.4 客車車身側翻安全性評價——星級評價方法

觀察車體變形圖知，側圍與地板的塑性鉸處變形嚴重，側圍與地板的夾角可以作為生存空間的評估角［7］。鑒于該角的重要性，引入基于客車截斷模型(包含侵入生存空間的第2根風窗立柱的截斷模型)各塑性鉸結構夾角的結構強度評價法［8］。

星級評價說明如圖9所示，其中:α1、α6為側圍立柱與地板的夾角;α2、α5為上腰梁夾角;α3、α4為窗立柱與頂蓋橫梁的夾角。

圖9 星級評價說明

客車上部結構變形指數

從式(7)可知:DIα=1為生存空間被侵入的臨界點;當DIα＞1時，生存空間被結構侵入;當DIα＜1時，生存空間有安全余量。DIα的值反映結構強度差異性，本文所提出的星級評價方法如表2所示。

初始時刻 α1=87.002 2°，變形最大時刻 α1=68.740 9°。又由變形圖可知:上腰梁角度變化很小，Δα1= Δα2=18.262°，大客車 l=700 mm。代入式(7)得 DIα=1.03＞1，即大客車結構強度不合格，星級評價為★，需要對該客車進行結構改進。

表2 客車上部結構強度星級評價

4 大客車側翻安全性改進設計

4.1 側翻安全性結構改進設計

由仿真結果知，側圍腰身部位(上腰梁與下腰梁及中間部位)是主要的碰撞吸能區和變形區，分析可知該區域存在以下明顯不足:①上下腰梁之間缺少立柱設計，造成窗立柱和艙門立柱之間沒有結構直接連接，導致車身部件在碰撞時碰撞能量不能快速有效通過腰身部位傳遞到車身底架;②側圍與地板的塑性鉸處強度偏弱，造成變形較大，即變化較大，導致側翻碰撞中側窗立柱侵入量過大。

現對腰身部位結構做如下改進設計:

1)封閉環結構的應用。側圍上下腰梁之間增加立柱，并合理安排頂蓋橫梁、窗立柱、側圍立柱、地板橫梁、艙門立柱、底架橫梁的位置，形成大、小封閉環結構。頂蓋橫梁、窗立柱、側圍立柱直接由一根梁加工成型，該結構和地板橫梁組成2段式結構的小封閉環，和艙門立柱、底架橫梁組成4段式結構的大封閉環。鑒于封閉環的設計可能影響大客車的正面碰撞安全性，所以在車身縱向將上腰梁間斷焊接到窗立柱上，下腰梁保留前后貫通的形式，如圖10所示。閉環結構的應用可以改善側翻過程中碰撞力的傳遞路線，使得碰撞力可以很順暢地從觸地骨架梁結構傳遞到車身底架及車身另一側，從而有效地避免車身與地面接觸一側因為應力集中產生過大的塑性變形。同時，對下腰梁前后貫通形式的保留，可以在正面碰撞時使碰撞力往后快速傳遞［9］。

圖10 封閉環結構示意圖

2)改善立柱的截面形態。梁結構的抗彎截面系數越大其抗變形能力越強［10］。通過調整窗立柱、側圍立柱的截面形態，能在質量較小變化的前提下有效提高其抗彎變形能力。但是窗立柱截面形態的改變會影響玻璃、蒙皮等附件的安裝，后期將完善相關研究。

圖11 窗立柱截面形態改善示意圖

3)地板橫梁與側圍立柱連接處加角板。觀察車體變形圖可知，側圍與地板的塑性鉸處變形嚴重。對下部2個鉸點采用角板加強，角板的增加減小了此部位的應力集中，延緩了最大變形時間，防止了側圍立柱因變形過大而發生斷裂。

圖12 角板設計結構示意圖

4.2 改進后側翻安全性評價

改進前風窗立柱侵入生存空間40.606 mm，改進后距生存空間還有89.645 mm的剩余距離。改進后側圍變形變小，由圖13可知側圍與地板骨架夾角變化最大時刻達 75.3535°，Δα1= Δα2=11.648°，改進后該大客車的星級評價結果為★★★，所以改進后該客車上部 0.6＜DIα=0.65＜0.8，結構強度較好，改進措施非常有效。

圖13 改進前后側圍與地板骨架夾角時間歷程

5 結論

1)結合客車側翻碰撞仿真的需求，完善了客車側翻試驗仿真流程。

2)對客車幾何模型進行簡化，用HyperMesh建立了車身有限元模型，利用OptiStruct進行了4種常見工況分析和模態分析，從而驗證了有限元模型的有效性。

3)參照ECER66建立側翻試驗臺，按照LSDYNA格式建立客車整車側翻試驗仿真模型，對側翻碰撞過程進行了簡化，提交LS-DYNA進行計算，利用 HyperView、HyperGraph并結合 LS-PREPOST對仿真結果進行分析。

4)引入星級評價方法對安全性進行了量化評價。

5)重點對腰身部位結構進行改進，通過封閉環結構的應用、改善立柱的截面形態、地板橫梁與側圍立柱連接處加角板3項結構設計，明顯提高了大客車側翻安全性。

6)今后的研究工作要重點完善上下腰梁間距調整、側圍斜撐梁的應用、頂蓋改進設計、關鍵部位壁厚和材料的選用、截面形態優化等，并對改進后的結構對正面碰撞、正面偏置碰撞的影響進行研究。

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