面向側面柱撞的微型客車耐撞性研究

林智桂　呂俊成　羅覃月　賈麗剛

上汽通用五菱汽車股份有限公司，柳州，545007

面向側面柱撞的微型客車耐撞性研究

林智桂呂俊成羅覃月賈麗剛

上汽通用五菱汽車股份有限公司，柳州，545007

摘要：基于側面柱碰撞的理論，對比分析了微型客車與轎車的質心、結構及總布置對能量傳遞和車體結構耐撞性的影響，指出了微型客車結構的改進方向，并據此進行了微型客車側面柱碰撞仿真分析和結構優化。研究結果顯示，優化后微型客車耐撞性能得到顯著提升，證明所提出的微型客車側面柱撞優化方法是可行的。

關鍵詞：微型客車； 側面柱碰撞； 仿真分析； 結構優化

0引言

2006年，加拿大交通部對亞太、北美和歐洲地區交通事故數據所作分析顯示，在實際汽車交通碰撞事故中，因汽車側面車身結構沒有足夠的碰撞緩沖空間而造成的側碰事故中，乘員重傷及死亡率達到25%，是交通事故中導致乘員重傷及死亡的主要事故形態，側碰事故中，43%～55%的事故形態為車-車碰撞，12%～16%的事故形態為車體側面與柱狀物的碰撞[1]。我國道路交通事故統計數據顯示，在所有側碰事故導致的乘員死亡案例中，車體側面與柱狀物撞擊導致的乘員死亡率達到了38%[2]。國內現行側碰標準為GB20071-2006 汽車側面碰撞的乘員保護，其試驗要求(進行50km/h可變形移動壁障的側面碰撞)無法有效考核柱狀物體與車體發生撞擊過程中的乘員損傷情況。

關于側面柱碰撞事故形態，國際上現行法規或評價標準有Euro-NCAP、US-NCAP、K-NCAP、A-NCAP等。各標準的主要差異體現在：碰撞的假人及傷害指標﹑碰撞柱的尺寸﹑碰撞速度和角度、碰撞基準點的位置等方面[3-4]，國內側面柱撞標準目前正在制定過程中。

國內外學者近年來進行了大量的以側面移動壁障碰撞為主的研究，但這些研究主要集中在轎車，對微型客車的研究甚少。微型客車有著與轎車截然不同的結構和布置特點，因此對其進行側面柱碰撞研究具有重要意義。

1側面柱碰撞車體力學分析

1.1車體力學分析

側面柱碰撞與側面可變形移動壁障碰撞的主要差異為：側面柱碰撞中，碰撞瞬間的車體運動由側向平動和繞柱旋轉運動組成。試驗車輛碰撞后的旋轉運動是由車體重心相對碰撞接觸面產生的力矩導致的，該旋轉運動包含繞車體重心和繞碰撞界面的旋轉。從車輛與碰撞柱接觸瞬間開始的整個側面柱碰撞過程中，輪胎與地面的摩擦所消耗的能量小于車輛初始動能的1%，因此以下的討論未計入輪胎-地面間摩擦所消耗的能量。故側面柱碰撞中車體變形吸收的能量不能簡單地等效為其初始動能[5]。圖1為側面柱碰撞試驗俯視圖。

圖1　側柱碰撞試驗俯視圖

根據牛頓第二定律可得碰撞中車體的受力：

F=mag

(1)

式中，ag為車體質心處的合成加速度。

碰撞瞬間，車體的合成加速度ag為

ag=ap+hα

(2)

式中，ap為車體與碰撞柱接觸面處的加速度；h為車體重心與碰撞接觸面的力臂；α為碰撞瞬間的角加速度。

將式(2)代入式(1)有

F=m(ap+hα)

(3)

假設碰撞界面的角動量守恒，則有

dL/dt=Fh=Iα=mR(Rα)

(4)

式中，L為角動量；R為旋轉半徑。

從而可得α=Fh/(mR2)，由式(3)、式(4)得碰撞界面的加速度：

(5)

側面柱碰撞時，αp的作用方向與重心并不重合，因此需要對質量參數進行修正，式(5)為修正質量參數后αp的表達式，碰撞界面的等效質量為mR2/(R2+h2)，由式(1)、式(5)可得ag=αpR2/(R2+h2)，由此可得

(6)

不考慮碰撞后的反彈速度的情況下，車體吸收的能量為

(7)

式中，Δvp為vp的變化量；I|ω|2/2為車體在z方向上圍繞其重心旋轉的能量，I=mR2；ω為z方向上的旋轉角速度。

在碰撞的結束階段，碰撞界面的平動速度為零，即Δvp=v0，且碰撞柱為剛體，式(7)可表示為

(8)

從式(8)可以看出，側面柱碰撞中車體吸收的能量由4個參數決定：碰撞車的質量m、碰撞初速度v0、撞擊點的位置R和h。當碰撞中心線通過車輛的重心位置時，h=0，此時旋轉能量為零，車輛吸收的能量最大，也對車身結構要求最高。

1.2乘員力學響應分析

整車的側面柱碰撞試驗中，乘員的受力如圖2所示。圖2中，Fp為剛性柱施加在車門和側圍結構上的撞擊力；Fd為車門內飾板與側碰假人間的相互作用力；Fs為車體結構對車門和側圍侵入的抵抗力，是車體結構給側圍的支撐力。

圖2　側面柱碰撞中乘員的受力分析圖

根據牛頓第二定律，碰撞中側圍結構動量變化率等于其上作用力的矢量和：

-d(mcwvcw)/dt=∑F=Fp-Fs-Fd

(9)

Fd=Fp+d(mcwvcw)/dt-Fs

(10)

式中，mcw、vcw分別為車門及側圍質量和侵入速度。

由式(10)可知，假人受到的作用力與Fp、mcwvcw和Fs有關。降低側圍結構(主要是車門及B柱內板)的侵入速度vcw和提高車身支撐結構的反作用力Fs，可有效降低柱碰中的乘員受力并降低傷害。

1.3微型客車側面柱碰撞特點分析

1.3.1質心位置對碰撞能量的影響分析

通過對比可以發現，乘用車的發動機一般前置，因此整車質心相對靠前；微型客車發動機中置，整車質心相對更靠后。同時，乘用車前排座椅參考點(R點)與前輪心距離較大，一般位于整車質心之后；微型客車前排座椅R點與前輪心距離較小，一般位于整車質心之前。分別選取兩款典型的緊湊型乘用車和微型客車，對比整車質心與碰撞剛性柱中心x向距離，如表1所示。

表1　某緊湊型乘用車與某微型客車

由表1可知，乘用車質心在剛性柱前178 mm，微型客車質心在剛性柱后336 mm，即微型客車車體質心與碰撞接觸面的距離h更大，由式(8)可知，h越大，其碰撞能量中的旋轉能量就越大，通過車體變形來吸收的線性沖擊能量就越小。因此，微型客車的質心與剛性柱的相對位置更有利于車體結構的設計。

1.3.2車體結構對側柱碰撞性能的影響分析

發動機在車輛中布置形式的差異，不但影響到質心在整車中的位置，而且也會導致車身結構上的差異。前置發動機的乘用車一般采用承載式車身結構，其下車體座椅橫梁及其他橫梁結構被中通道阻斷，不利于側面柱碰撞中將碰撞力快速傳遞到車身另一側和抵抗車體變形，如圖3所示。側面柱碰撞的能量分布與側碰不同，它主要集中在與圓柱直徑等寬的狹長區域內；側碰的撞擊范圍在整個側圍中下部，它的能量分布均勻有利于向A、C柱擴散并傳遞到另一側。

圖3　乘用車結構特點

中置發動機的微型客車一般采用半承載式車身結構，具有完整的縱梁及貫通的橫梁結構；剛性柱撞擊位置具有微型客車特有的前排座椅框結構(中置發動機艙)、發動機及其懸置結構。為了容納發動機，座椅框一般具有較大的X向和Z向尺寸，其Z向高度可達白車身Z向高度的25%，大大增加了與剛性柱的重疊面積。微型客車的這些特有結構有利于提高側面柱碰撞中的Fs，能夠在碰撞中將碰撞力快速地傳遞到車身另一側和抵抗車體變形，從而降低假人上的作用力和傷害。微型客車結構特點如圖4所示。

圖4　微型客車結構特點

2側面柱碰撞仿真

2.1柱碰撞仿真模型

側面柱碰撞模型以經過試驗驗證的整車側面碰撞模型為基礎，按照歐洲側面柱碰撞試驗Euro NCAP要求(與制定中的國家標準中碰撞模式A的90°角29 km/h剛性柱碰基本相同)，建立側面柱碰撞FE仿真模型進行研究。

仿真碰撞嚴格按照歐洲側面柱碰撞試驗法規要求確定仿真碰撞的邊界條件，其中，車體側向碰撞初始速度為29.5 km/h，剛性柱直徑為254 mm(其橫向垂直面通過駕駛員假人頭部重心)，計算時間設為100 ms(超過碰撞中車身最大侵入量時刻)，計算求解器軟件為LS-DYNA，網格單元類型為Shell，單元尺寸10 mm，按實車情況賦材料屬性，其中車身鈑金件材料類型為MAT24。有限元模型如圖5所示。

圖5　側面柱碰撞有限元模型

2.2仿真結果

在側面柱碰撞結構分析中，最重要的是控制B柱和前側門的侵入量和侵入速度。圖6為原設計狀態車門內板及B柱侵入速度與時間關系曲線，圖7為原設計狀態車門內板及B柱侵入位移與時間關系曲線，圖8～圖10分別為原設計車身變形情況。

(a)第一組位置

(b)第二組位置圖6　原設計狀態車門內板及B柱侵入速度-時間曲線

(a)第一組位置

(b)第二組位置圖7　原設計狀態車門內板及B柱侵入位移-時間曲線

圖8　原設計整體變形情況

圖9　原設計下車體變形情況

圖10　原設計座椅框變形情況

2.3問題分析

由以上轎車與微型客車側面柱碰撞的特點對比分析可知，因為車身結構與質心位置存在差異，雖然原微型客車設計中的車門侵入速度達到8 m/s，最大侵入量達到242 mm，但并不比轎車的耐撞性能差，也更容易實現側面柱碰撞車體耐撞性能的提升。

因為在原來的車型設計中沒有考慮側面柱碰撞的情況，車身結構對側圍的支撐和傳力作用較差，因此在仿真分析中出現了門檻、車門、座椅框變形嚴重的情況，須進行針對性的優化和改進。

從仿真結果和設計上看，出現以上問題的根本原因是：①座椅框內的加強板材料等級低(牌號為BLD)、結構設計不合理；②缺少設計門檻加強板結構；③碰撞路徑上，缺少門檻與大梁之間的支撐結構；④車門防撞桿和側圍上邊梁材料等級低。

3改進方案及結果

3.1改進方案

針對原設計的問題，結合微型客車結構特點，充分利用上、中、下三條能量傳遞路徑，如圖11所示，提出改進方案如下。

圖11　車身能量傳遞路徑

路徑1增加門檻加強板，增加門檻內板支撐板、門檻與大梁支撐板，增加大梁內板支撐板。以上新增零件的材料均為590DP，厚度為1.4 mm。

路徑2將前門防撞梁材料由B450LA改為B1500HS，將厚度由0.8 mm改為1.6 mm；將座椅框橫梁材料由BLD(厚度為1.2 mm)改為590DP(厚度為1.4 mm)，并去掉一個沖壓工藝筋條。

路徑3上邊梁、A柱內板材料ST13改為590DP，厚度0.8 mm改為1.2 mm。

以上更改方案如圖12所示，用深色標識的零件為新增或更改的零件。

圖12　車身改進方案示意圖

3.2改進結果及分析

圖13所示為改進方案狀態車門內板及B柱侵入速度與時間關系曲線，圖14所示為改進方案狀態車門內板及B柱侵入位移與時間關系曲線，圖15～圖17所示為改進后的車身變形情況。

(a)第一組位置

(b)第二組位置圖13　改進方案車門內板及B柱侵入速度-時間曲線

3.3結果分析

改進后，車門內板及B柱的最大侵入速度由8 m/s降低到6.9 m/s，降低了14%；最大侵入量由242 mm降低到119 mm，降低了50.8%。改進效果非常明顯。

對比仿真結果可知，改進后，門檻的最大截面力由29 kN提高到46 kN，提高了58%，如圖18所示；座椅框結構的最大截面力由48 kN提高到83 kN，提高了73%，如圖19所示。同時發現，車門防撞梁和側面上邊梁的變形明顯減小，但截面力提升不大，這是因為門檻和座椅框結構很好地抵抗了車身側圍變形。

(a)第一組位置

(b)第二組位置圖14　改進方案車門內板及B柱侵入位移-時間曲線

圖15　改進方案整體變形情況

圖16　改進方案下車體變形情況

圖17　改進方案座椅框變形情況

(a)改進方案

(b)原設計狀態圖18　門檻截面力-時間曲線對比

(a)改進方案

(b)原設計狀態1.整個座椅框結構截面力測點1　4.后橫梁截面力測點12.整個座椅框結構截面力測點2　5.后橫梁截面力測點23.整個座椅框結構截面力測點3　6.后橫梁截面力測點3圖19　座椅框結構截面力-時間曲線對比

4結論

(1)研究表明，側面柱碰撞中，同等質量的微型客車與轎車相比，微型客車產生的旋轉能量更大，而需車體變形來吸收的線性沖擊能量更小，車體侵入量和侵入速度更低，在側面柱碰撞中更有有利于乘員保護。

(2)微型客車因它中置發動機布置形式及特有的座椅框結構，使其在柱碰撞中有利于將碰撞力快速傳遞到車身另一側并抵抗車體變形，該結構在側面柱碰撞中體現出來的優勢是傳統轎車所不具備的。

(3)優化微型客車能量傳遞路徑是提高側面柱碰撞性能的重要實現方式。通過優化某車型中間座椅框的傳遞路徑，使得侵入量降低50%，侵入速度降低14%。

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(編輯張洋)

ResearchonCrashworthinessofMinivansFacedonPoleSideImpact

LinZhiguiLüJunchengLuoQinyueJiaLigang

SAICGMWulingAutomobileCo.,Ltd.，Liuzhou，Guangxi，545007

Abstract:Based on the mechanism of side pole impact, the influences of energy transmission and crashworthiness among minivan and sedan’s center of gravity, structure and packaging was compared and analyzed herein. The improvement direction of minivan structure was put forward by the analyses. The simulation of minivan side pole impact and structural optimization was carried out. The results show that crashworthiness performance of minivan is improved significantly, which proves that the optimization methods of minivan side pole impact are feasible.

Key words:minivan; pole side impact; simulation analysis; structure optimization

收稿日期：2015-03-15

中圖分類號：U461.91

DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2016.01.021

作者簡介：林智桂，男，1983年生。上汽通用五菱汽車股份有限公司技術中心工程師。主要研究方向為汽車主被動安全性能集成、汽車碰撞安全仿真與試驗。發表論文2篇。呂俊成，男，1978年生。上汽通用五菱汽車股份有限公司技術中心高級工程師。羅覃月，女，1984年生。上汽通用五菱汽車股份有限公司技術中心工程師。賈麗剛，男，1982年生。上汽通用五菱汽車股份有限公司技術中心工程師。