微型電動汽車轉向管柱支撐結構耐撞性設計?

鄭玉卿，朱西產，董學勤，趙汝濤，馬志雄，4

(1.同濟大學汽車學院，上海 201804； 2.湖州師范學院工學院，湖州 313000； 3.易覺汽車科技(上海)有限公司，上海 201806；4.現代汽車零部件技術湖北省重點實驗室，武漢 430070)

前言

據交通事故統計分析和汽車碰撞試驗分類研究報告，有46%的駕駛員傷害是由轉向盤、轉向管柱和轉向器組成的轉向系統造成的[1]。吸能轉向系統是在傳統轉向系統的基礎上加入了可壓縮塑性變形吸能部件，如可壓縮變形轉向柱、可變形支架等，國外從20世紀30年代開始對吸能轉向機構的結構和性能進行研究，60年代在轎車上裝用并進行事故和試驗相關性研究[2]，80年代開始進行大量的吸能轉向機構碰撞仿真、試驗研究和優化設計[3－7]。研究結果表明:吸能轉向機構能在意外的正面碰撞事故發生時緩和沖擊并吸收碰撞能量，能減輕或防止駕駛員傷害。作為汽車被動安全的主要措施之一，吸能轉向機構目前在國內外已廣泛地應用于不同類型汽車上。

近幾年，微型電動汽車產銷量均呈井噴式上升，據2013年山東省經濟與信息化委員會統計數據顯示，全省微型電動汽車銷量為169 049輛。微型電動汽車具有價格低、體積小、車身輕、速度慢等特點，但涉及乘員安全的車身結構耐碰撞性同樣不容小覷。國家管理部門尚未頒布微型電動汽車相關的法規文件加以約束規范，廠家在降低制造成本過程中也會導致車身結構碰撞安全性嚴重不足，如乘員安全帶不帶限力裝置、未配置安全氣囊和潰縮式轉向管柱等，在正面高速碰撞時轉向機構勢必會對乘員胸部或腿部造成損傷或重大傷害。據此，本文中以GB11557—2011[8]中規定的人體模塊碰撞力為目標，以市場上某款微型電動車為對象，設計了一種新型潰縮式轉向管柱吸能支撐結構。

本文中利用Hypermesh 9.0建立了一套由支撐結構、吸能轉向機構和人體模塊組成的碰撞系統仿真模型，利用Lsdyna 971進行非線性有限元碰撞數值計算，對比評估不同工況下的碰撞仿真結果，然后進行參數比較選擇和樣件制作，最后在水平線性沖擊試驗平臺上進行人體模塊-駕駛轉向系統沖擊試驗，驗證轉向管柱支撐結構設計的有效性，試驗成功后交付微型電動汽車廠家使用，并應用于50km/h正撞國標認證試驗。

1 支撐結構設計要求

1.1 原轉向管柱支撐結構

圖1為某款微型電動汽車原轉向管柱唯一支撐結構示意圖。轉向管柱經法蘭盤通過一根壁厚為2.0mm、截面為50mm×30mm的矩形管與車身橫梁相焊接，矩形管底部還增焊了一片5mm厚的加強鋼板，支撐結構兩頭均采用焊接固定，目的是增強轉向盤的轉向操縱剛度。GB 11557—2011的技術要求如下:“4.2按照附錄C規定的試驗程序，人體模塊以24.1～25.3km/h的相對速度撞擊轉向操縱裝置(即轉向盤)時，轉向操縱裝置作用在人體模塊上的水平力不得超過11 123N。若轉向操縱裝置裝有安全氣囊的車輛滿足GB/T 20913—2007中4.2.2.4和4.2.2.5的規定，則認為該轉向機構滿足上述4.2的要求。”企業為節約生產成本，該款微型電動汽車未配置安全氣囊和潰縮吸能轉向管柱，圖1的原支撐結構可滿足車輛全局坐標系中橫向(Y)、垂向(Z)的轉向操縱剛度和強度要求，但縱向(X)強度過大，仿真結果顯示假人胸塊以規定的試驗速度沖擊轉向盤，沖擊力已然超標。

圖1 原支撐結構示意圖

1.2 設計要求

上述轉向操縱系統要滿足對人體模塊撞擊水平力不得超過11 123N的要求，且不配置安全氣囊和潰縮吸能轉向管柱的現實約束條件下，須重新設計轉向管柱支撐結構。新轉向管柱支撐結構詳細設計要求如下。

(1)工藝實施簡單。因該微型電動車是量產車型，年銷量可達3萬臺，任何新結構設計方案應確保工藝實施簡單，改動最小，且結構制造成本要低，容易獲得。

(2)強度定向設計。人體模塊X向沖擊試驗力不得超過11 123N，Y向和Z向的轉向操縱確保剛度和強度充足，不得影響駕駛員的駕乘感。

(3)設計空間合理。由于橫梁與法蘭盤之間安裝間距固定，且橫梁上還有其他必要元件的分布和搭載，不得造成與其他任何組件間的干涉。

2 結構設計機理

因槽型梁具有抗彎扭的天然優勢，且加工工藝簡單，截面參數易優化。為滿足上述3點設計要求，基于金屬塑性變形吸能原理[9]，僅用2根對稱分布的槽型薄壁梁來實現，且中部均開有一個V型缺口，分布方式見圖2。圖中L為單根槽型梁長，l為缺口到端部距離，θ為左右槽型梁之間夾角，t為槽型梁板厚，h為槽型梁高度，b為槽型梁翼緣寬度，合并端與法蘭盤相連，分開端與橫梁相連，因槽型梁選用薄板，采用氬弧焊接固定。選取圖2中左側槽型梁的一半為分析對象，其中CD端翼緣焊接于法蘭盤上，槽型梁V型缺口的彈性受力分析示意圖如圖3所示。圖中c為V型尖角A到翼緣自由邊BC的距離；b為槽型梁上下翼緣板寬度；a為槽型梁中性軸到主梁板ED之間的距離。當轉向盤受到人體模塊縱向沖擊(X向)，且槽型梁處于彈性變形階段時，轉向盤傳導至法蘭盤上的力平均分解到左右兩側槽型梁上，設左側槽型梁上的分力為F1，等效集中作用在距ED邊為a的中性軸上。因V型缺口兩側型槽梁僅在尖角A處(A實際上是一條面與面之間折線)相連，故反作用力 F1′只能作用在V型尖角A處，方向與F1相反，大小相等，于是F1與F1′形成一個力矩，當該力矩大于V型缺口自身抵抗彎折的彈性力矩時，槽型梁V型缺口進入塑性變形階段，之后V型缺口兩側槽型梁板發生復雜的塑性擠壓變形。本設計正是利用V型缺口的應力集中效應來激發槽型梁的塑性壓潰，通過控制c的大小來調節人體沖擊模塊在與轉向盤縱向沖擊過程中的接觸力峰值。

圖2 新支撐結構示意圖

圖3 V型缺口彈性階段受力示意圖

3 數值仿真驗證

3.1 有限元模型

基于上述支撐結構總體設計要求，可初步確定槽型梁相應尺寸與材料參數如下:h＝40mm，b＝20mm，t＝1.0mm，l＝75mm，L足夠長，安裝角度 θ＝90°，V型缺口最大寬度為 30mm，屈服強度為205MPa。 c分別取 20，21，22，23和 24mm 建立了 5個仿真對比模型。參照GB11557—2011附錄C規定的試驗程序，即人體模塊沖擊試驗，對上述原支撐結構和新支撐結構分別建立了人體模塊碰撞仿真驗證模型，如圖4和圖5所示。模型中槽型梁材料模型選用?Mat＿Piecewise＿Linear＿Plasticity，彈性模量為208 000MPa，泊松比為 0.3，密度為 7.85g/mm3，應變率效應參數:C＝40，P＝5[10]。

圖4 原支撐結構有限元模型

圖5 新支撐結構有限元模型(c＝24mm)

原支撐機構方管和橫梁材質均為SPHC，加強板和法蘭等材質為Q235，兩者屈服強度接近[11－12]，統一設為270MPa，彈性模量、泊松比、密度、材料模型和應變率效應參數設定同上。此外，轉向管柱相關部件均為厚壁構件，一般不易失效，材料也采用Q235。轉向盤骨架材質為鋁鎂合金，屈服強度為115.2MPa，彈性模量為28 267MPa，泊松比為0.35，密度為1.8g/mm3，材料應變率效應不明顯，材料模型為Mat24，真實應力-塑性應變曲線由供應商提供，如圖6所示。人體模塊由一塊剛性板和橡膠塊組成，質量為34.28kg，模型相關技術參數[13]符合GB 11557—2011規定要求，該模型由易覺汽車科技(上海)有限公司提供。

圖6 鋁鎂合金真實應力-塑性應變曲線

人體模塊與轉向盤之間接觸采用?Contact＿Automatic＿Surface＿To＿Surface，其余構件之間采用?Contact＿Automatic＿Single＿Surface接觸類型，摩擦因數均設為0.2[14－15]。人體模塊碰撞初始速度設為6.944m/s，轉向管柱根部萬向節處采用Revolute Joint模擬其轉動過程，最底下銷軸末端和前部橫梁兩端都采用全約束固定，人體模塊與轉向盤之間的碰撞力通過設置接觸參數SPR和MPR為1來提取。仿真模型單元總數56 298個，結構單元平均邊長為8mm，人體模塊單元平均邊長為50mm，計算總時間為0.08s。圖7為原支撐結構縱向沖擊后的最終塑性變形，可見型材組合焊接而成的原支撐結構幾乎無任何塑性變形，只有轉向盤出現了塑性變形。

3.2 橫向和垂向強度校核

圖7 原支撐結構最終塑性變形

新支撐結構兩端焊接固定，是一種超靜定結構，橫向和垂向的理論強度校核非常復雜，本文中選取了支撐結構中最弱的工況c＝24mm進行動態沖擊數值仿真驗證，將人體模塊旋轉至橫向，沖擊速度不變，提取槽型梁的截面力和人體模塊接觸力，獲得橫向和垂向的彈塑性極限抗力曲線，橫向沖擊后支撐結構塑性變形和人體模塊接觸力分別見圖8和圖9，沖擊過程中槽型梁在V型缺口處出現了較明顯的塑性變形，經彈性階段和塑性階段時間節點分析可知:支撐結構橫向彈性極限抗力可達4 493N，塑性極限抗力為8 270N。對于垂向沖擊工況，沖擊后的支撐結構塑性變形和人體模塊接觸力分別見圖10和圖11，沖擊過程中因轉向管柱底部有傳動銷軸支撐，故圖10中的V型支撐結構未出現明顯塑性變形，圖11中的垂向塑性極限抗力也出現了高峰值；其次，與橫向沖擊工況相比，沖擊初始階段因鋁鑄轉向盤垂向剛度較小，轉向盤更易產生塑性壓潰變形，故圖11中人體模塊垂向沖擊力曲線的前期出現了緩慢上升階段而非陡升，導致V型支撐結構的彈性和塑性變形階段不易區分，此時可通過分析局部塑性變形漸變云圖來近似獲得V型支撐結構塑性變形觸發的時間節點，對照可得V型支撐結構的垂向彈性極限抗力為4 273N，塑性極限抗力為19 687N。一般來說，駕駛員在正常轉向操縱過程中對支撐結構不會產生如此大的Y和Z向作用分力，將新支撐結構安裝在實車中進行了轉向操縱體驗，現場試驗人員反映良好，因此認為該支撐結構設計滿足側向和垂向的剛強度要求。

圖8 橫向沖擊塑性變形

圖9 人體模塊橫向沖擊力曲線

圖11 人體模塊垂向沖擊力曲線

圖10 垂向沖擊塑性變形

3.3 仿真結果討論

圖12 為5個新支撐結構模型縱向沖擊后的最終塑性變形對比。將圖12與圖7進行對比可知:人體模塊碰撞轉向盤過程中，轉向盤材質較軟，在所有模型中均率先發生了塑性變形；在沖擊第2階段，原支撐結構無塑性變形，人體模塊被彈回，說明原支撐結構縱向強度太大，未起到任何潰縮吸能作用，而5個新支撐結構在V型缺口均發生了不同程度的拉伸和彎曲塑性變形，塑性變形發生的初始位置與結構設計預期相一致，且5個新支撐結構的變形模式也相同，但由仿真結果可知，新支撐結構的縱向潰縮量有所區別，隨c增大而增大，如c＝24mm時，支撐結構縱向總潰縮量比c＝20mm時多了14.08mm，這說明含V型缺口槽型梁能起到潰縮吸能作用，且吸能水平可調。

圖12 5個新支撐結構最終塑性變形對比

原支撐結構和5個新支撐結構的碰撞仿真過程中人體模塊與轉向盤之間碰撞力曲線對比見圖13。峰值力從高到低依次為 18 387，17 001，14 007，12 155，10 754和10 061N。由此可見:原支撐結構無任何潰縮，對人體模塊碰撞力也最大，遠高于11 123N的國標要求；而新支撐結構的人體模塊碰撞力隨著參數c的增大而呈非線性減小，其中c為20，21，22mm 3個模型，支撐結構V型缺口處的潰縮略顯不足，人體模塊碰撞力仍然超標，只有當c≥23mm時，人體模塊的仿真碰撞力才能滿足國標要求。仿真結果對比表明，新支撐結構可以通過調節V型缺口的關鍵參數c來滿足人體模塊碰撞力小于11 123N的國標要求，且工藝易實施。

圖13 仿真碰撞力曲線對比

4 沖擊試驗驗證

4.1 沖擊試驗準備

根據上述結構參數設計指導值，在上海曹安鋼材市場購得DC01冷軋鋼板一塊，屈服強度實測均值為195MPa[16]，考慮到板材厚度偏差、工藝尺寸偏差和屈服強度比仿真選用值略小，厚度選定1.2mm(實測均值為1.18mm)，c取保守值24mm，槽型梁長度L足夠長，確保連接。通過板料切割、折彎、切V槽和打磨等工序后，制成試驗樣件，其一端通過氬弧焊接安裝到法蘭盤上，另一端焊接在可拆卸的替代橫梁方管上，兩根槽型梁對稱安裝，夾角為90°，轉向管柱最下方銷軸調整角度后焊接在可拆卸鋼板上，確保碰撞發生后轉向系統可繞十字萬向節旋轉。人體模塊采用配重為35.1kg鋼塊來替代，可在線性沖擊水平試驗臺水平滑軌上滑動。所有部件、測試傳感器和數據采集設備均安裝調試完畢后，對樣件進行外表面噴涂，采用高速攝像機記錄碰撞試驗全過程，實測配重鋼塊初速度為6.87m/s，人體模塊水平沖擊試驗在同濟大學汽車設計研究院進行，試驗現場如圖14所示。

4.2 試驗結果分析

圖14 新支撐結構沖擊試驗現場

圖15 ～圖17分別顯示了水平線性沖擊試驗過程中不同時刻對應的轉向盤塑性變形、槽型梁塑性變形和槽型梁最終塑性變形情況，在沖擊試驗過程中轉向盤和槽型梁支撐結構發生的塑性變形位置與仿真過程相一致，新支撐結構正是在V型缺口處發生了塑性拉伸和彎曲擠壓，但并未撕裂斷開。從塑性變形次序來看仍是先轉向盤后支撐結構，與仿真模型的變形次序完全一致，說明含V型缺口的槽型梁支撐結構設計縱向沖擊抗力大于轉向盤縱向沖擊抗力，只有縱向沖擊抗力達到一定的設計閾值即V型缺口的縱向彈性極限抗力時，支撐結構才開始發生塑性變形，實現潰縮吸能，從而降低人體模塊碰撞接觸力。

圖15 T＝0.454s轉向盤塑性變形

圖18 為c＝24mm時人體模塊仿真碰撞力與沖擊試驗碰撞力曲線對比。分析可知，兩者變化趨勢一致，試驗曲線整體偏低，仿真和試驗峰值力分別為10 061和9 442N，可見新支撐結構滿足國標要求，兩者偏差僅為6.1%，可滿足一般工程設計要求。峰值力出現時刻不一致是試驗和仿真數據的采集密度和采集時間長短不同所致。試驗驗證成功后，新支撐結構已交付廠家，在已完成的整車國標正面50km/h碰撞試驗中，同樣起到了較好的潰縮吸能作用，最終的碰撞試驗報告也證實了試驗假人胸部和大腿的沖擊力均已滿足國標50km/h正撞法規要求。

圖16 T＝0.465s新支撐結構塑性變形

圖17 新支撐結構最終塑性變形

圖18 c＝24mm試驗與仿真碰撞力曲線對比

5 新支撐結構夾角θ的影響

考慮到V型支撐結構在微型電動車車身結構布置中的通用性問題，假設V型支撐結構安裝空間與橫梁上的零部件均不存在干涉，討論不同夾角θ對人體模塊碰撞力的影響。以水平線性沖擊試驗驗證過夾角為90°的仿真模型為基礎，分別建立了夾角θ分別為 30°，60°和 120°3個對比模型，保持 c＝24mm，且縱向法蘭盤與橫梁之間距離不變，如圖19所示。

圖19 3個不同夾角的V型支撐結構

仿真結果如圖20所示，圖中同時示出夾角為90°時的曲線(實線)。由圖可見，3個V型支撐結構均在V型尖角處發生了塑性變形，且在碰撞初始階段，碰撞力走勢幾乎相同，這說明4個仿真模型中轉向盤均率先發生了潰縮，V型支撐結構緊隨其后。碰撞力峰值隨著夾角增大呈近似線性下降，30°，60°，90°和 120°對應的碰撞力峰值分別為 12 199，11 300，10 061和9 124N，可見新支撐結構的安裝夾角須大于60°，方能滿足法規對人體模塊碰撞力的要求。此外，夾角θ越大，由靜力學分析可知，新支撐結構橫向強度隨之提高，垂向強度影響不大，這也有利于改善駕乘感，因此在滿足工藝約束和部件干涉的條件下，盡可能為V型結構爭取大的安裝夾角θ是合理選擇。

圖20 不同夾角θ的碰撞力曲線對比(c＝24mm)

6 結論

(1)基于GB11557—2011人體模塊沖擊力規定和碰撞試驗要求，采用非線性有限元動力學數值仿真技術對原支撐結構進行了碰撞仿真評估，其耐撞性指標不甚理想。然后基于彈塑性力學理論，設計了含V型缺口的槽型薄壁梁支撐結構，它具有成本低、工藝簡單、占用空間小和強度與吸能水平皆可調等優點。

(2)一系列碰撞仿真結果分析表明:人體模塊碰撞力可通過調節槽型梁上V型缺口的關鍵參數c來實現非線性控制。碰撞試驗結果很好地驗證了仿真過程中新支撐結構縱向設計強度、塑性變形觸發位置和潰縮吸能效果，新支撐結構完全滿足國標規定的人體模塊碰撞力不大于11 123N的強制性要求，同時還仿真校核了橫向和垂向抗沖擊強度，也滿足實車駕乘感的要求。最后仿真分析了不同安裝夾角θ對人體模塊碰撞力的影響。結果表明:夾角θ越大，碰撞力越小。

(3)該V型支撐結構為國內微型電動汽車的轉向機構潰縮吸能支撐結構設計提供參考，有助于降低駕乘人員的碰撞事故傷害。但該支撐結構材質較薄，焊接處的疲勞耐久性仍需后續的實車路試加以驗證與完善。此外，V缺口控制參數c與支撐結構吸能水平之間非線性控制定量關系還有待進一步研究。

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