小型純電動汽車正面碰撞分析＊

郝琪 劉衛斌 肖琪 潘文杰

（湖北汽車工業學院，十堰 442002）

主題詞：純電動汽車 正面碰撞 B柱 電池箱

1 前言

小型純電動汽車整車質量小，續航能力可達100 km以上，滿足市區內使用要求，已經占有了不可忽視的市場份額[1-3]。相較于傳統車輛，小型純電動汽車前端吸能空間減少，大剛度、大質量電池的安裝位置與傳統發動機安裝位置有較大差異，同時，電動汽車特殊部件的安全問題也對其碰撞安全性能提出了更高的要求。

文獻[4]對LF7002純電動汽車動力蓄電池支架和前縱梁擴展部分從結構和材料兩方面做了改進，使蓄電池的力學響應符合法規要求。文獻[5]研究高速碰撞過程中影響電池壓力穩定性的因素，同時分析了高速碰撞對電池結構的破壞程度。文獻[6]以12 m純電動公交車與某款SUV碰撞過程為研究對象，考慮不同碰撞速度、重疊率以及不同公交車承載質量下的追尾碰撞情形，對公交車尾部電池箱和乘用車前部結構進行改進，改善兩車的追尾碰撞相容性。文獻[7]對小型輕量化電動車進行不同車速下的正碰仿真，研究了電池組不同布置形式對碰撞特性的影響。

本文針對采用擠壓鋁合金車身材料、整車結構全新設計的小型純電動汽車進行碰撞性能研究，以某單排座純電動轎車為研究對象，進行實車23 km/h的低速全寬正撞試驗，建立了有效的整車碰撞有限元模型，并按GB 11551—2014《汽車正面碰撞的乘員保護》進行了50 km/h高速碰撞仿真，分析了該車結構設計對碰撞性能的影響。

2 車身有限元模型的建立

該車采用輕質擠壓鋁合金材質車身骨架，外覆ABS材料，配備電動機和2擋變速器，后置驅動，由3組磷酸鐵鋰電池組成的動力電池組位于座椅下方。整車質量為942 kg，前、后軸負荷分別為426 kg、516 kg。

2.1 幾何模型簡化及網格劃分

考慮到仿真計算的精度和計算時間成本，在建立有限元模型時，需要進行適當簡化[8-9]。由于在正面碰撞過程中需重點考察車身前端部件的吸能特性及其為乘員艙提供縱向剛度這兩方面的特性，前縱梁、翼子板、發動機罩等前端吸能部件必須反映結構的幾何特性，不能過于簡化，以免影響碰撞變形模式及載荷的傳遞路徑[10]。簡化后的模型前端結構的網格尺寸為5 mm×5 mm，后部的網格尺寸為10 mm×10 mm。車身覆蓋件及骨架選用四邊形殼單元，單元厚度不大于1.5 mm 時，厚度方向采用3 個積分點，單元厚度在1.5 mm 以上時，厚度方向采用5 個積分點。發動機艙內的空調總成、蓄電池等零部件簡化為小質量塊。由于動力電池部件眾多，結構及材料性能復雜，已有研究多利用試驗獲得的電池單體應力應變曲線對電池組進行精細仿真[11]。考慮計算量及其復雜程度，現有整車碰撞研究通常采用剛體進行電池組的簡化處理。高壓電線外層可選用三角形殼單元，內部銅絞線采用四面體網格，內、外層單元通過共節點的方式連接在一起[12]。本文電池、電機選用六面體剛體單元簡化模擬。

2.2 材料屬性、連接以及接觸設置

車身骨架材料采用輕質60 系列擠壓鋁合金，車身地板為沖壓鋼板，車身骨架覆蓋件及保險杠面罩為塑料件。車身骨架及地板材料依據試驗所測數據選用J-K本構模型進行擬合；覆蓋件及保險杠面罩材料選用LS-DYNA 中的24 號多段線性彈塑性材料模擬。焊接與螺栓連接簡化處理為1D 焊接單元。懸架與車橋之間、車輪與轉向臂之間等鉸接處建立相應的旋轉運動副約束。建立地面及剛性墻，并在B柱與門檻梁交匯處建立加速度傳感器。

前保險杠與前縱梁之間、前保險杠面罩與車輪之間等容易發生接觸的不同構件之間的接觸采用AUTOMATIC-SURFACE-TO-SURFACE 接觸類型，車身骨架及蒙皮自接觸采用AUTOMATIC-SINGLE-SURFACE。

整車有限元模型如圖1 所示，包含11 848 個1D 單元，334 641 個殼單元，83 105 個實體單元。模型前、后軸配重與實車保持一致。

圖1 純電動汽車正面碰撞有限元模型

3 整車23 km/h正面碰撞

該車試制初期，為驗證相關性能進行了23 km/h 的正面碰撞試驗。建立與試驗對應的仿真初始速度，仿真結果能量守恒，沙漏能小于5%，試驗與仿真的碰撞變形對比如圖2所示。

圖2 碰撞試驗與仿真變形結果對比

對比圖2a 和圖2b，試驗及仿真均體現出發動機罩與前翼子板一定程度的分離。從圖2c、圖2d可以看出，前翼子板與前保險杠面罩發生了明顯的分離，發動機罩中后部明顯向上折彎，同時，受碰撞力的影響，前保險杠面罩與車輪的間距變小并產生了接觸，試驗與仿真結果變形情況吻合。

圖3所示為B柱加速度仿真與試驗對比結果。試驗中最大加速度出現在第23 ms，加速度峰值為17.7g，仿真結果也在第23 ms 達到最大加速度，最大加速度為17.5g，數值吻合度極高。第23 ms 后，試驗結果加速度曲線急速下降，在第37 ms 出現小波峰，加速度為4.7g；而第23 ms后的仿真加速度曲線出現了由大剛度引起的加速度峰值，這是因為該時刻車身骨架前縱梁壓縮完畢，由于仿真中整車彈性元件的簡化，剛度相對實車有較大增加，吸能速率較實車減緩，時間延后近10 ms時仿真加速度到達4.7g。隨后，加速度一直衰減直至穩定。

圖3 B柱加速度曲線

綜上，前保險杠及面罩、發動機罩與翼子板變形位置及形態仿真結果與試驗結果一致，仿真的加速度峰值及發生時間與試驗結果吻合，加速度曲線整體趨勢一致。因此，該碰撞模型有效。

該碰撞工況中，整車的壓潰量為109 mm，乘員艙空間可得到有效保證，最大加速度在合理設計范圍內，整車整體應力較低，變形量較小。

4 整車50 km/h正面碰撞有限元分析

根據GB 11551—2014，仿真車輛以50 km/h 的速度全寬正面碰撞剛性墻。仿真中取重力加速度為9.8 m/s2，碰撞時間為0.07 s。

4.1 變形及吸能分析

在整車正面碰撞過程中：第0～20 ms表現為前端弱化區域變形吸能，該階段加速度曲線與低速正面碰撞前端的加速度曲線走勢基本一致，此區間對應低速防護區；在第20～30 ms 范圍內，前縱梁誘導結構變形結束，前縱梁與車身其余部分接觸，剛度增加達到一個峰值，此區間對應相容區；第30～50 ms階段，發動機艙與乘員艙骨架接觸，乘員艙連接三角架、底盤的部分大剛度部件開始接觸變形，此區間對應乘員艙保護區。

圖4所示為車身前端底部視圖。由第0～20 ms變形趨勢可以看出，主要變形位于汽車前縱梁前部，該部位具有削弱剛度的誘導結構，剛性較弱，主要是低速吸能區，此時間段也是氣囊引爆傳感器檢測碰撞加速度的時間區域；第20～45 ms 階段，縱梁延伸區全部壓潰，車輪發生明顯變形，變形部件逐漸向剛度較大的底盤部件過渡，同時為氣囊打開爭取時間；第45～47 ms 階段，剛度較大的輪轂、轉向器等零部開始產生變形，整體碰撞剛度增加。

圖4 不同時刻車身前段底部變形

4.2 B柱加速度分析

車輛碰撞過程中，乘員艙的加速度變化是表征被動安全的一項重要指標，過大的加速度是造成乘員損傷的因素之一。根據正面碰撞的變形特點，加速度測點選在變形較小的B 柱下方門檻梁處，加速度曲線如圖5 所示。從圖5 可以看出，該車的加速度峰值略大，最大值約為60g，其原因是該車車身前段吸能距離較小，在碰撞后期主要變形為車輪、轉向臂結構、后端車身骨架等結構的變形，該階段碰撞剛度偏大。

圖5 B柱加速度曲線

加速度第1 個波峰出現在第10 ms，即縱梁第1 誘導結構變形，加速度最大值為23g；第18 ms 時出現第2個波峰，對應縱梁第2 誘導槽變形；第20～50 ms 是加速度上升到最大并波動的區域，第3 個波峰出現在第28 ms，該時刻發動機艙與乘員艙連接的車身三角結構（見圖6）開始接觸剛性墻，由于其剛度較大，造成波峰較大，第35 ms時，三角連接結構變形結束，車輛底盤部件開始與剛性墻接觸，整車加速度開始上升，達到最大值約為60g；第50～60 ms 為加速度衰減區，這段時間內能量已經消耗殆盡，加速度開始減小，變形幅度逐漸減緩。加速度曲線的走勢與車輛變形過程相對應。

圖6 三角結構變形情況

從加速度曲線來看，加速度峰值區相對較高、持續時間較長。加速度波形圖雖然從整體上可分成2 段吸能效果較為均勻的矩形波，但2段之間的加速度矩形波比值相差達到2.7 倍，即波形效率在37%左右，CNCAP五星級車的波形效率大多在40%以上，三星、四星級車輛的波形效率一般分布在25%～45%范圍內[13]。該車的波形效率反映該車“前軟后剛”的設計思路，但前期吸能仍不夠充分，導致前端壓潰之后仍有較大動能；而車輪、轉向臂等部件在后期介入接觸，整車后段為保護乘員艙的完整性，碰撞剛度較大。這也是電動汽車后方座椅下安裝電池箱、電池組帶來的結果。

車輛加速度評價指標（Vehicle Acceleration Criterion，VAC）可以反映車輛加速度與假人損傷的關系，車輛加速度峰值越低、曲線變化趨勢越平緩，則VAC越小。對于同一約束系統，VAC越大，對乘員頭部傷害越大。根據VAC的定義[14]，結合該車加速度曲線計算得到其VAC=400，會對乘員頭部造成損傷。該車車身后部結構需進行優化，同時配合設計相應的乘員約束系統。

4.3 乘員安全空間

碰撞中前圍板的侵入是造成腿部受傷的主要原因。傳統車對于前圍板入侵分析，需要選取對應乘員關鍵部位的點、前方有硬物可能會發生擠壓的點以及容易變形的點。由于該車采用電機后置后驅形式，電池位于座椅底部，發動機艙僅有以塑料件為主的空調總成，沒有過多對乘員艙造成擠壓的硬物點，故重點考慮轉向結構及前圍板對乘員的擠壓，選取轉向節與前圍板交接處及駕駛員左腳與前圍板相接處的兩點進行研究。

兩測點的侵入量如圖7、圖8所示，轉向柱下端對乘員艙最大侵入量為27 mm，發生在第45 ms時，隨后車體發生回彈，侵入量下降至23 mm，這一距離相對較小。同時，前圍板駕駛員左腳處的最大侵入量為15 mm，發生在第45 ms 時，回彈后侵入量下降至10 mm 以下，侵入量不大，乘員受擠壓可能性小。

圖7 轉向節處侵入量

圖8 左腳處侵入量

圖9 所示為車門壓縮量，該值在第60 ms 達到最大值14 mm，占車門寬度的1.3%，對于車門逃生影響較小。

圖9 車門壓縮量

綜合車輛整體變形情況、加速度峰值及前端關鍵部位的侵入量，結果均表明，該車乘員艙剛度較大。

4.4 電機及電池箱

由于純電動汽車的電機和電控機械式自動變速器（Electric-drive Mechanical Transmission，EMT）質量較大，這些部件在碰撞過程中的受力及其連接是否牢固是影響純電動汽車碰撞安全性的重要問題。EMT 和電機通過螺栓連接在汽車的后支架上，由電機支架應力云圖（見圖10）可以看出，碰撞過程中支架最大應力為411.0 MPa，集中在與電機連接處，此時后支架橫梁發生了明顯的彎折。改進時應考慮在電機、EMT 與支架連接處增大連接件厚度、設置加強肋或增加連接點，用以分擔電機和EMT由于碰撞所產生的沖擊力。

圖10 電機支架應力云圖

純電動汽車中電池是大質量、大剛度的部件。出于對乘員的保護，要求碰撞時電池不能破損，電池液不能泄露，由此，對于電池箱的應力研究顯得尤為重要。碰撞過程中，電池箱上的最大應力發生在電池箱與車身的連接處。當B柱加速度曲線達到最大值時，座椅底部的電池箱受到車身碰撞帶來的最大沖擊力，電池箱的最大范式等效應力（Von Mises Stress）為298.0 MPa，位于螺栓連接處，最大應力大于Q235 鋼材的屈服應力，因此，電池箱與螺栓連接處會出現明顯的塑性變形，但其應力小于電池箱材料的強度極限值，不會出現電池箱開裂。此時連接螺栓的橫截面最大切應力為51.1 MPa，小于螺栓的抗剪強度，不會出現電池箱及電池由于螺栓剪斷導致的甩出或由于電池入侵乘員艙對乘員造成傷害的現象，同時電池箱蓋板不會出現裂紋。

4.5 動力電線

該車的重要動力電線主要有兩段，一段連接電池與控制器，另一段連接控制器與電機。電線在碰撞中的扯拽效應可等效為兩連接部件之間距離的變化，以此代替線路拉伸變形情況。經測量，電池與控制器的距離為1 000 mm，碰撞變形后，兩點距離變化約為25 mm，占總長度的2.5%，所以該處電線因為碰撞產生斷裂導致短路的可能性較小。而控制器與電機的距離為252 mm，碰撞變形后兩點距離伸長約40 mm，相對位移占總長度的16%以上。如果該處原連接線過緊，可能會因為電線被扯斷而發生短路，因此該段線路應有一定的安裝松弛量。

5 結論

本文通過對比低速碰撞試驗與仿真的變形過程以及B柱加速度曲線，確定了某小型純電動汽車碰撞模型的有效性。在50 km/h 的碰撞條件下，通過分析車身及前縱梁變形、前圍侵入量、車門壓縮量、B柱加速度等碰撞特性參數以及電動汽車所獨有的電機支架變形、電池箱應力和動力電線變形在正面碰撞中的變化特性，得出以下結論：由于電動汽車電池箱往往布置在座位下方或后方，造成乘員艙剛度整體偏大，雖然乘員艙保存完整，但加速度峰值后期略高，易造成乘員頭部損傷，需匹配合適的約束系統進行控制；小型車前端吸能空間有限，輪胎及底盤轉向部件在后期都參與吸能，尤其是輪胎吸能的占比較大，約占20%左右。建議在車輪中心安裝線前盡量不出現大剛度部件，以增加前端的吸能能力。