蜂窩旋轉式公路護欄防護性能優化

沈亞敏，王占宇，黃希賢

(1.東北林業大學 交通學院，哈爾濱 150040；2.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545005)

0 引言

隨著汽車保有量的持續增加，道路承受的車輛運行壓力越來越大，易出現突發交通事故。在高速公路交通事故中，大量事故與路兩側的護欄碰撞相關[1]。合理的護欄設計可幫助失控車輛在與護欄碰撞后恢復到正常行駛方向，最大限度地吸收沖撞能量，減少對駕乘人員的傷害。公路護欄針對不同的地形環境應采用不同的設計方案。

在設計研究護欄安全防護性能方面，國內外學者在結構與材料方面做了大量研究。Bank等[2]將纖維增強復合材料應用到防護欄上，利用材料發生彎曲破壞對車輛碰撞進行吸能。Lee等[3]研究了旋轉式防撞護欄在SB-4高防護水平下車輛碰撞工況的乘員風險分析，利用有限元軟件進行1.3 t轎車在80 km/h下20°的碰撞仿真。Li等[4]使用實際護欄碰撞數據，采用二元logit模型建立道路偏離碰撞嚴重度模型，比較了有無護欄碰撞時的道路偏離碰撞嚴重度。Ozcanan等[5]研究S235JR、S275JR及S355JR級鋼材制造H1W4及H2W4性能等級護欄，采用基于代理模型和多目標遺傳算法(MOGA)對護欄安全性及經濟性進行最優化。Hou等[6]以雙波護欄、三波護欄的尺寸為設計變量，應用徑向基函數構建分析目標的回歸模型對護欄進行優化設計。崔洪軍等[7]提出一種SAm級混凝土活動護欄以及新型的連接裝置，對護欄在緩沖、阻擋和導向性能上進行了安全性評價。孫祥龍等[8]提出了一種中央分隔帶活動護欄型式，并利用有限元軟件建立仿真模型對其進行安全性分析。焦馳宇等[9]提出利用新型鋁合金防撞護欄代替傳統型鋼護欄的方案，分析了在汽車碰撞下護欄連接處螺栓的承載性能以及欄桿和立柱的安全性能。雷正保等[10]運用元胞自動機的拓撲優化方法對客車碰撞條件下的新型PVC護欄梁板截面耐撞性進行拓撲優化分析。孫勝江等[11]提出了一種連續玄武巖纖維復合材料(BFRP)護欄，利用LS-DYNA軟件模擬BFRP護欄整個碰撞過程，與鋼制梁柱式護欄作對比。

綜上可知，國內外學者對新型結構及材料的防撞護欄研究較廣泛，與傳統結構的護欄相比，其安全防護性能得到加強。旋轉式防撞護欄能極大降低事故發生和人員傷亡的概率，在遇到突發情況時，提高汽車行駛的安全性[12]。國內對旋轉式護欄的研究較少，相關規范也較少，目前應用的旋轉式防護欄存在碰撞性能差、性能衰減時間短等問題。針對我國目前高速公路匝道及公路急轉道等處交通事故頻發的現狀，設計了一種新型蜂窩結構旋轉式防撞護欄并進行仿真分析，利用正交試驗法優化護欄結構參數，對最優參數下護欄安全防護能力進行評價。

1 蜂窩旋轉護欄的結構設計

新型蜂窩旋轉式防撞護欄屬于半剛性護欄，主要由立柱、橫梁、旋轉桶、蜂窩內芯以及其他連接件組成。旋轉桶外殼、橫梁和立柱的結構設計參考《旋轉式防撞護欄設置規范》(DB33/T888—2013)。旋轉桶外殼由EVA和聚乙烯共混物材料制成，內部采用由鋁合金制作而成的蜂窩內芯結構。通過旋轉桶與內部的鋁合金蜂窩內芯套緊。整個旋轉桶由旋轉環支撐立在兩側橫梁中間，用螺栓將兩邊的橫梁與支撐立柱連接。當汽車撞護欄時，外層旋轉桶結構可以改變碰撞力的方向，減小垂直于護欄方向的應力破壞，內部蜂窩結構可以保證受到外部載荷時有較好的緩沖能力，提供較大的受力面厚度。二者雙重作用下可以吸收汽車的高速沖擊能量，同時在橫梁局部受到的沖擊載荷可以分散到各個立柱上。疊加旋轉桶的轉動使汽車可以在碰撞后實現導向作用，恢復行車方向。旋轉桶結構及蜂窩尺寸如圖1、2所示。

圖1 旋轉桶結構示意圖

圖2 蜂窩內芯尺寸示意圖

蜂窩內芯由2層非標準六邊形夾層組成。六邊形設計為對稱且軸心向外的邊長較寬，如圖3所示。與正六邊形相比，a與b的邊長變大，a與b的θ夾角增大。當護欄發生碰撞時，向蜂窩內芯結構施加作用力F，b會受到a傳遞過來的力fa。對fa進行分解，其中垂直于b邊方向的力fb產生變形的效果最顯著，fb大小等于fasinθ。由于θ角變大會導致b邊垂直受力增大，增加變形，因此本文中設計的蜂窩六邊形結構相比正六邊形具有更大的變形位移，緩沖效果更好。

圖3 蜂窩內芯結構受力分析

2 碰撞系統有限元模型的建立

2.1 旋轉護欄模型的建立

利用UG軟件等比例建立旋轉防撞護欄三維幾何模型，導入ANSA軟件進行抽中面、網絡劃分以及材料屬性定義等前處理工作。碰撞結果數據處理在HyperView軟件中完成。蜂窩結構旋轉護欄如圖4所示，總長8 000 mm，立柱間距700 mm，立柱總長2 200 mm，埋在地下深度為1 000 mm。旋轉桶與立柱之間選用CONSTRAINED_JOINT_REVOLUTE命令建立旋轉副，保證旋轉桶被車輛碰撞之后可以以立柱為軸發生旋轉。土壤與立柱的約束作用簡化為在立柱埋于地表以下400 mm處實施全自由度約束[13]。旋轉護欄中的橫梁與立柱在碰撞中屬于重要受力部件，通過發生變形來吸收車輛動能，因此在ANSA中建模時選用MAT24彈塑性材料，護欄材料參數如表1所示。

圖4 旋轉護欄有限元模型示意圖

表1 護欄材料參數

2.2 車輛-護欄有限元模型建立

車輛模型參考國內某款小型客車和貨車，在ANSA軟件中進行碰撞的前處理，得到整車有限元模型。為了保證仿真實驗結果的準確性，需要整車模型尺寸質量與現實車輛相同。依照《公路護欄安全性能評價標準》(JTGB05—01—2013)中試驗車輛的技術參數要求設置[14]。小型客車模型長4 185 mm，寬1 732 mm，高1 610 mm，模型節點數為431 024；貨車模型長7 000 mm、寬2160 mm、高2 720 mm，模型節點數為25 780。最后得到的整車-旋轉護欄的模型如圖5、6所示。

圖5 小型客車-護欄有限元模型示意圖

圖6 貨車-護欄有限元模型示意圖

為提高仿真計算的準確度，對車輛與護欄接觸的區域進行8 mm網格細化。為確保模型與實車的材料特性相一致，汽車模型中絕大多數部件選擇MAT24 MAT_PIECEWISE_LINEAR_PLASTICITY彈塑性材料，比如汽車的前保險杠、駕駛室、車門、車架縱梁、車架橫梁、翼子板等。制動盤、軸承蓋、變速器、發動機等強度要求較高的部件選擇MAT20 MAT_RIGID剛體材料[8]。汽車抗側傾桿、變速箱、電池包、空調壓縮機、轉向泵等選用MAT9 MAT_NULL材料。汽車車窗、汽車輪胎等選擇MAT1 MAT_ELASTIC號材料。輪胎充氣在軟件中的模擬選擇ELEMENT中的AIRBAG定義。為了增加車輛模型的可靠性，參考以往文獻中的實驗研究，將小型客車的胎壓設為0.3 MPa，貨車胎壓設為0.8 MPa[15]。

碰撞仿真采用的接觸類型為自動接觸，車與旋轉護欄的接觸采用自動的面-面接觸，車、旋轉護欄自身之間的接觸采用單面接觸，滑動摩擦因數設置為0.15。依據《公路護欄安全性能評價標準》(JTGB05—01—2013)設計碰撞仿真試驗方案，相關參數如表2所示。

表2 車-護欄碰撞仿真方案相關參數

2.3 模型有效性的驗證

車輛與旋轉護欄有限元模型系統建立完成后，進行仿真試驗，得到的碰撞能量曲線如圖7所示。護欄碰撞系統中能量守恒，能量變化曲線光滑，動能減小的同時內能增大。小型客車模型系統沙漏能占比為3.15%，貨車模型系統沙漏能占比為3.88%，低于5%，由此可知該碰撞系統模型結果有效[16]。

圖7 碰撞能量曲線

2.4 碰撞仿真結果分析

小型客車與旋轉護欄碰撞后，護欄的整體變形情況如圖8所示。橫梁與立柱發生了較明顯的變形，旋轉桶在碰撞區雖沒有出現脫離的情況，但是受碰撞后的傾斜度較高，整個護欄的橫向變形達到了749.22 mm。

圖8 小型客車與護欄碰撞情況示意圖

貨車與旋轉護欄的碰撞情況如圖9所示。貨車相比小型客車質量較大，旋轉護欄受碰撞后，橫梁、立柱發生了較大的變形，立柱出現彎折導致失去功能。碰撞中心區的旋轉桶撞擊痕跡較明顯，護欄出現傾倒的現象，安全防護功能失效，橫向變形達到最大值1 156.32 mm。

圖9 貨車與護欄碰撞情況示意圖

3 旋轉護欄結構優化

從仿真結果看，造成旋轉護欄變形最大的區域是橫梁與立柱，在碰撞的中心區需要加大護欄的橫向防護性能。故針對該情況對旋轉護欄重要部件參數進行優化，選擇運用正交試驗對護欄各個部件參數進行設計組合，以提高旋轉護欄防護性能。

3.1 正交試驗

選取立柱厚度、立柱間距、滾筒內芯材料、護攔板厚度等4個試驗因素，用符號A、B、C、D表示。試驗因素和水平值見表3。

表3 試驗的因素和水平值

蜂窩內芯材料選取強度較好的鋁合金材料。參考以往文獻對鋁合金的研究[17-18]，選擇3種型號進行試驗測試，試驗材料特性參數如表4所示。

表4 試驗材料特性參數

確定正交試驗因素水平表中試驗因素和對應的水平值，有4種因素，每種因素包括3個水平值。因此選擇L9(34)正交表。表5所示為該正交試驗的相關元素設計方案。

表5 正交試驗表L9(34)

根據L9(34)正交試驗表，在ANSA軟件分別建立9種參數、材料不同的旋轉式防撞護欄有限元模型，分別導入LS-DYNA軟件中求解。試驗目標值參考標準規范確定。旋轉護欄對乘員的安全性能保護可以通過汽車質心位置處加速度最大值小于等于20g來確定。《高速公路護欄安全性能評價標準》(JTG/TF83—01—2004)對高速公路護欄動態變形量做出規定，半剛性雙波梁護欄的最大動態變形量應小于或等于1 000 mm[19]。本文中所設計的蜂窩結構旋轉防撞護欄與波形梁護欄相比材料結構有所不同，但都屬于半剛性護欄，故參考波形梁護欄的橫向最大動態變形值作為指標進行分析。對小型客車和貨車分別做2次正交試驗，選擇X、Y方向最大加速度和旋轉護欄受到碰撞時的最大動態變形量作為目標值，最后得到的仿真結果如表6、7所示。

表6 小型客車正交試驗數據仿真結果

3.2 極差分析

對小型客車及貨車各組仿真試驗結果進行極差分析，如表8、9。極差越大，該因素水平的改變對試驗結果的影響越大，改變最大的因素即為主要影響因素。

表8和9中的Kij為第j列上水平號為i的各試驗結果的和；kij表示第j列的因素取水平i時，得到試驗結果的平均值；R為當前列中因素的極差，等于kij所在當前列中的數值中最大值與最小值的差值[20]。為比較各因素下水平改變導致的差異大小，由表8、9中的數據得到各因素水平下的變化趨勢，如圖10、11所示。可以看出，立柱厚度越大，可以給護欄提供更好的阻攔性能，但是會減小整體護欄緩沖性能，導致車輛碰撞加速度增加；立柱的間距越小，旋轉桶之間的距離也變小，增強了護欄的緩沖和導向性能，護欄受碰撞后的橫向位移也會減小。而間距變大后，護欄的阻擋能力變弱，因此碰撞后的橫向變形也變大，受到的阻礙小，相應的加速度也會減小。整體上看，蜂窩內芯材料的性能越好，對護欄的防護性能有所提升；橫梁板厚度與立柱厚度的影響大體上相似，厚度越高，阻擋能力越強，同時車輛碰撞時的加速度增加，對小型客車和貨車的防護性能會減弱。

表8 小型客車碰撞正交試驗極差結果

表9 貨車碰撞正交試驗極差結果

圖10 小型客車碰撞時各水平變化趨勢

圖11 貨車碰撞時各水平變化趨勢

根據極差大小結果排出各個因素對指標影響的重要性。對于小型客車，因素主次順序以及單個因素下最優組合如下：

X方向加速度：B3D1A2C2

Y方向加速度：B1C1A1D2

旋轉護欄最大動態變形：D3A3B1C3

對因素進行逐個分析。因素A的水平選取在各個指標里各不相同，對于護欄變形來說排在第2位影響因素，對于X、Y加速度指標，為第3次要因素，綜合考慮選A2；因素B對于后2個指標選擇B1最佳，對X方向加速度而言B3最佳，按多數傾向選擇B1；因素C則只需考慮Y方向加速度指標，其他指標為次要影響，選擇C1；因素D對X加速度和護欄變形位移是主要影響因素，故可選擇D2或D3。因此，對于小型客車而言，最優方案為A2B1C1D2或A2B1C1D3。

對于貨車，單因素最優組合及主次順序如下：

X方向加速度：B3A1D1C3

Y方向加速度：B3A2C3D1

旋轉護欄最大動態變形：B1D3C3A1

因素A對于貨車X、Y加速度，影響排第2位，且對護欄變形影響較小，故可選A1或A2；因素B對于3個指標均為主要因素，根據多數傾向選擇B3；因素C對于3個指標均以C3最佳；因素D對3個指標綜合考慮后取中間值，選擇D2。對貨車而言，最優方案為A1B3C3D2或A2B3C3D2。

對比分析小型客車、貨車各自的最優方案，發現在因素B、C的水平選擇上差異較大。因素B對貨車撞擊護欄的影響較大，B1水平時的旋轉護欄受貨車撞擊的橫向位移最小，對貨車的阻攔效果較好，且此時的X、Y方向加速度在安全范圍內，因此選擇B1。由于因素C是材料類型的影響因素，第3水平代表7075鋁合金，而該鋁合金型號性能較強，常用于航空領域，造價較昂貴[21]。因此考慮成本問題，結合2種車型試驗結果，選擇C1。綜上所述，最優方案為A2B1C1D2。

表7 貨車正交試驗數據仿真結果

3.3 最優方案仿真分析

3.3.1護欄的緩沖分析

將A2B1C1D2方案參數輸入到ANSA軟件里，導入LS-DYNA求解計算，得到仿真結果，見圖12。小型客車碰撞旋轉護欄X、Y方向質心最大加速度分別為12.03g、9.16g；貨車碰撞旋轉護欄的X、Y方向質心最大加速度分別為15.86g、11.29g，因此優化設計后的旋轉護欄緩沖效果符合規范要求。

圖12 碰撞加速度曲線

3.3.2護欄位移與阻擋效果分析

如圖13、14，優化后的旋轉護欄在與小型客車碰撞后的最大動態變形位移為510.07 mm，相比優化前的數據減少了31.9%。小型客車與旋轉護欄碰撞后沒有出現翻越、騎跨和穿過護欄的現象，旋轉筒沒有出現撞碎、材料失效的情況，護欄對小型客車碰撞起到了較好的阻擋作用。

圖13 旋轉護欄與小型客車碰撞時的變形曲線

圖14 小型客車碰撞運動過程示意圖

如圖15、16所示，優化后的護欄與貨車碰撞的最大動態變形位移為905.99 mm，相比優化前減少了21.6%。旋轉護欄中的立柱與橫梁的變形較明顯，但對貨車起到了較好的阻擋和導向作用，貨車沒有失控駛出路外，受阻擋后有較好的方向回正現象，且未出現絆阻的情況。

圖15 旋轉護欄與貨車碰撞時的變形曲線

圖16 貨車碰撞運動過程示意圖

4 結論

1)建立的小型客車、貨車與旋轉護欄碰撞系統能量守恒，其中沙漏能小于系統總能量的5%，說明碰撞系統模型可靠有效。

2)根據護欄的安全性能評價指標設計4因素3水平的正交試驗，分別對小型客車和貨車碰撞下的仿真結果進行極差分析，最終得出旋轉護欄部件參數及材料類型的最優方案為立柱厚度4.5 mm，間距700 mm，蜂窩內芯材料選擇5052號鋁合金，橫梁板厚度4 mm。

3)對最優方案下的旋轉護欄進行仿真分析，小型客車碰撞旋轉護欄時X、Y方向質心最大加速度分別為12.03g、9.16g，旋轉護欄動態變形510.07 mm，符合技術標準要求，且碰撞過程中起到較好的阻擋緩沖作用；貨車碰撞旋轉護欄時的X、Y方向質心最大加速度分別為15.86g、11.29g，旋轉護欄動態變形905.99 mm，符合技術標準要求，碰撞過程中立柱有明顯彎折的趨勢，但能較好地緩沖導向。

4)與旋轉護欄的碰撞仿真試驗中沒有考慮乘員艙內乘員的損傷，因此后續研究中會針對假人模型碰撞損傷情況和約束系統的影響作進一步分析。