汽車仿生防撞主梁設計與碰撞性能研究

李紅軍,李 旭,李星彰,張 弛,張成俊

(1.武漢紡織大學 機械工程與自動化學院, 武漢 430200;2.工業雷管智能裝配湖北省工程研究中心, 武漢 430073)

0 引言

統計資料[1-2]顯示,機動車造成的道路安全事故占道路交通安全事故的90%以上,機動車中又以汽車交通事故數最高達75%。汽車碰撞交通事故中無論側面碰撞還是正面碰撞,汽車前防撞梁均直接參與交通事故中,因此提高汽車前防撞梁的碰撞性能可以在極大程度上降低交通事故造成的人身損失。米林等[3]將防撞梁熱處理與仿真結合起來,通過仿真的方法模擬了防撞梁淬火熱處理過程,簡化了熱處理試驗的繁瑣性,為提高防撞梁性能提供了新方法。李妨等[4]通過仿真的方法對某型汽車前防撞梁進行研究,分析吸能盒部件的變形和吸能特性,為汽車防撞梁的輕量化設計提供一定的參考。王爽等[5]基于灰色關聯及熵權法的設計策略,建立防撞梁數值簡化模型,并進一步對碳纖維防撞梁分析和優化,使防撞梁的撞擊性能得到明顯提高。汪永嘉等[6]將熔模精密鑄造鋁合金技術應用于汽車保險杠前防撞梁對前防撞梁進行保險杠前防撞梁材料-結構一體化輕量化設計在保證防撞梁安全性的前提下,減輕防撞梁的質量節約了成本。

目前針對汽車防撞梁吸能特性的研究多集中在吸能盒上,針對防撞梁主梁的研究相對較少。本文以提高防撞主梁的撞擊性能為目標,從仿生學的角度對防撞橫梁橫截面形狀與殘余撞擊力、吸能性的關系進行研究,以改善防撞橫梁的碰撞性能。

1 汽車前防撞主梁仿生截面設計

1.1 汽車前防撞梁總成

汽車前防撞梁[7-8]主要由3部分構成,如圖1所示。

圖1 汽車前防撞梁

隨著材料技術的突破和發展,材料制備與加工工藝日益成熟。汽車防撞梁材料由傳統鋼材逐步更新換代為新型鋁合金材料的趨勢越來越明顯,并且有望全面替代鋼防撞梁。汽車防撞主梁常用材料為鋁合金6082和鋁合金7003,吸能盒常用材料為6060。防撞梁的撞擊性能不僅與材料有著密切的關系,還與防撞梁的橫截面形狀息息相關。本文選用鋁合金6082作為防撞主梁的材料,吸能盒材料選用鋁合金6060,材料的具體屬性參數[9]如表1所示。在此基礎上對不同結構防撞主梁的撞擊性能進行研究。

表1 材料力學參數

1.2 防撞主梁仿生截面設計

在相同材料情況下,防撞主梁的撞擊性能主要由防撞主梁的橫截面形狀決定,由于車體空間結構的限制,汽車前防撞梁的設計空間有限,本文所研究的防撞主梁橫截面設計空間為100 mm×60 mm。

為了探究不同橫截面對防撞梁撞擊性能的影響,從自然界中借鑒了水滴、龜殼和蛋殼(圖2),分別設計了A型內嵌水滴形、B型雙殼形和C型內嵌橢圓形3種不同的截面如圖3(殼體的厚度為3 mm)所示。這3種仿生防撞主梁截面在保留生物原有基本特征的基礎上,進行抽象和重構。水滴形[10-11]設計充分運用了流線型的結構特點,可獲得較為平緩的力學特性;龜殼[12]作為烏龜的護甲,能承受比自重大2 000 倍的壓力,為烏龜免受其他生物的沖擊和傷害提供了強有力的保護;蛋殼[13-14]形結構由于良好的力學特性,在建筑設計方面得到了廣泛應用,如圣彼得大教堂、柳州會展中心等,當受到沖擊時,能最大程度地分散吸收的能量以減少損傷。最終得到的仿生防撞主梁的模型如圖4所示。

圖2 仿生對象

圖3 仿生防撞主梁橫截面

圖4 仿生防撞主梁

2 防撞梁撞擊理論分析與有限元模型

2.1 防撞主梁耐撞性能指標

比吸能SEA為前防撞梁組件單位質量的能量吸收量,比吸能值越高,說明單位質量的前防撞梁對撞擊能量的吸收能力越強,在汽車輕量化的趨勢下,比吸能值SEA兼具耐撞性和輕量化的指標,其數學表達式為:

(1)

式中:MASS為前防撞主梁總質量;EA則為防撞主梁壓潰過程中吸收的總吸能量。

吸能量EA為在碰撞過程中前防撞梁由于結構變形和材料壓潰所吸收的能量,吸能量EA值越大,說明吸能性能越好,對乘員的保護也越好[15],防撞梁的結構設計合理,其EA的數學表達式為:

(2)

式中:F(x)為瞬時壓潰力-位移曲線表達式;d為壓潰位移。

碰撞力峰值Fmax(PPF)為碰撞過程中經過前防撞梁吸能后,車體結構所承受的最大沖擊力,碰撞峰值力過大會引起碰撞過程人員頭部損傷,在相同外部環境的碰撞實驗中,Fmax數值越小,汽車車體所受最大沖擊力越小,汽車安全性越高,其數學表達式為:

PPF=MAX(F(x)),x∈[0,d]

(3)

式中:F(x)為瞬時壓潰力-位移曲線表達式;d為壓潰位移。

2.2 防撞主梁動態3點彎曲力學模型

根據相關碰撞實驗和假設,Kecman[16]提出了關于薄壁結構塑性彎曲變形的簡化模型,如圖5所示,并通過相關參數和材料屬性建立了彎矩與塑性彎曲轉角的關系。

圖5 薄壁結構彎曲理論模型

基于薄壁結構塑性彎曲變形特點,將塑性變形區域的塑性絞線分為滾動和固定絞線。由圖5可知:AG、AE、AK、AL、JH、JF、JM、JN為該簡化模型的8條滾動絞線,GB、EB、GK、EL、KL、HC、FC、HN、FM、MN、EF、GH、KN、LM、AB、BC、CJ為該簡化模型的17條固定絞線。Kecman將產生塑性絞線的變形過程分為成了4個階段:

第一階段,開始進入塑性變形階段,彎曲轉角5°～10°,其中滾動絞線AG、AE、AK、AL、JH、JF、JN沒有顯著的變形。

第二階段,單胞截面薄壁梁彎曲轉角由5°～10°增大到25°～35°,此時滾動絞線發生明顯的變形。

第三階段,產生滾動變形干涉現象。

第四階段,產生失效。當轉角增大到一定程度時,兩轉動面發生接觸,塑性絞線開始失效,結構發生難以預測的塑性壓潰變形。

簡化模型理論部分的推導是Kecman劃分的第二階段,而這一階段的變形也是汽車車身被動安全中關鍵承力吸能部件在發生碰撞時通常所發生的彎曲變形。

針對上述的簡化模型,Keaman提出了以下幾點假設:

1) 薄壁材料發生變形時不具有延展性,除塑性變形區外,其余部分不發生變形;

2) 薄壁結構只通過固定和滾動絞線吸收彎曲中的動能;

3) 彎曲過程中絞線KL為長度不變的直線;

4) 滾動絞線的滾動半徑與轉角θ基本無關。因此Kecman根據實驗結果提供給了一個經驗值r=(0.03～0.05)*KL。

圖6展示了力學模型的縱向圖。

圖6 Kecman彎曲變形力學模型縱向圖

根據上述假設可得AB+AD=b和GB=BE=h。由各點的空間幾何關系可知:

xB=h,zB=0

(4)

(5)

(6)

由式(5)—(6)可以得出:

(7)

根據第一假設可以得知A點到GK邊的距離為h,可以得到

h2=[h-(b-zA)sinρ]2+

[yA-(b-zA)cosρ]2+zA

(8)

式(6)和式(7)為橫向和縱向連續性條件,計算可得

2h=b或 2h=b

(9)

結合實際工況和相關文獻,2h取a和b中的最小值。

Kecman推導出了彎曲過程固定塑性鉸線和滾動塑性絞線上能量W與塑性轉角θ的函數關系Wstationary(θ)和Wrolling(θ),總能量為:

Wtotal(θ)=Wstationary(θ)+Wrolling(θ)

(10)

通過Wtotal(θ)對θ求導得到彎矩M與轉角θ的關系,即:

(11)

式中:Δθ表示塑性彎曲工程中轉角的微小增量。該理論模型可以在一定程度上反映薄壁梁3點動態沖擊載荷下的變形特征。

2.3 顯示動力學有限元模型建立

本文以質量為1.3 t的汽車低速(2 m/s)撞擊路燈桿為工況,對汽車前防撞梁的撞擊性能進行分析。將A、B、C三種防撞主梁橫截面模型分別導入顯式動力學分析軟件LS-DYNA建立有限元模型,由于力的作用是相互的,可賦予路燈桿簡化模型質量為1.3 t,速度為2 m/s,固定前防撞梁兩側。

整個模型可近似為低速擺錘碰撞,可利用防撞主梁動態3點彎曲力學模型進行定性分析。有限元模型如圖7所示,其中防撞主梁材料選用表1中的鋁合金6082,吸能盒材料選用表1中的鋁合金6060,路燈桿簡化體為剛體,然后進行分析計算。

圖7 有限元模型與局部放大圖

3 仿真結果與分析

3.1 應力應變云圖

經過碰撞仿真計算后,3種不同截面防撞主梁應力分布如圖8所示。A型截面防撞梁最大應力為401.32 MPa,B型防撞主梁最大應力為543.03 MPa,C型防撞主梁最大應力為661.07 MPa。

圖8 應力云圖

從圖8中可以看出,受集中載荷沖擊位置(路燈桿撞擊位置)的位移形變與防撞主梁動態3點彎曲力學模型的解析基本保持一致。

3.2 位移云圖

為進一步研究防撞主梁的橫截面形狀對撞擊性能詳細影響,取碰撞中心位置的橫截面為研究對象。經對比分析后,位移云圖如圖9所示。

圖9 防撞主梁橫截面位移云圖

A型防撞主梁橫截面為內嵌水滴形結構,碰撞初始階段外框架向外鼓起,內嵌水滴由水滴形逐漸變形為類心形結構,最終進一步畸變為旋鈕形。

B型防撞主梁橫截面為雙殼形結構,撞擊初始階段只有外側的梯形參與碰撞,隨著時間的推移,內外2個梯形截面均參與碰撞,最終等腰梯形橫截面畸變為畸梯形,且上下底邊出現翻轉。

C型防撞主梁橫截面為內嵌橢圓形結構,撞擊初始階段內嵌橢圓形逐漸變形為圓形,最終進一步畸變為以豎直方向為長軸的橢圓形。

3.3 耐撞性能分析

本節將從碰撞碰撞峰值力、吸能量和比吸能量對前防撞梁的耐撞性能進行分析。

碰撞峰值力是指汽車前防撞梁撞擊過程中,經防撞主梁吸能后,殘余沖擊力變化趨勢如圖10所示。

圖10 殘余沖擊力隨時間變化

A型水滴形橫截面防撞主梁殘余沖擊力變化如線條A所示,沖擊力在碰撞發生的初始階段迅速增長到最大值后呈階梯狀緩慢下降。B型雙殼形橫截面防撞主梁殘余沖擊力變化如線條B所示,殘余沖擊力先迅速增大然后緩慢減小,最后又出現緩慢增加的現象,整體呈凹狀分布。C型內嵌橢圓橫截面殘余沖擊力變化如線條C所示,初始階段沖擊力線性增加,然后基本維持穩定。

3種橫截面模型碰撞峰值力如表2碰撞峰值力所示。

表2 碰撞峰值力

從圖5和表2可以得出A型內嵌水滴形橫截面最大碰撞沖擊力最小。B型雙殼形橫截面沖擊力適中,但在撞擊后期沖擊力有增大的趨勢。C型內嵌橢圓形截面的殘余沖擊力過渡最平穩,但沖擊力較大。

吸能量是指汽車前防撞梁撞擊過程中,防撞主梁橫截面吸能量,如圖11所示。

圖11 防撞主梁吸能量

由圖11可知,A型水滴形橫截面防撞主梁吸能量趨勢如線條A所示,在碰撞沖擊過程中能量吸收量隨時間基本呈線性增長,最終吸能量為738 kJ。B型雙殼形橫截面防撞主梁吸能量變化如線條B所示,初始階段吸能量緩慢增長,當內部小梯形參與碰撞后吸能量增長速率明顯提高,最終吸能量為588 kJ。C型內嵌橢圓形橫截面,吸能量較小,且隨時間推移吸能量增加速率逐漸降低,最終吸能量維持在485 kJ左右。

比吸能SEA是衡量汽車防撞梁單位質量吸能量的標準和輕量化評價指標。3種防撞主梁橫截面的比吸能隨時間的變化如圖12所示。

A型水滴形橫截面比吸能隨時間變化如線條A所示,B型雙殼形橫截面比吸能隨時間變化如線條B所示,C型內嵌橢圓型橫截面防撞主梁比吸能隨時間變化如線條C所示。A型截面和B型截面防撞主梁比吸能均保持線性增長,初始階段A型防撞主梁比吸能特性最優,當B型防撞梁內部梯形受到擠壓后,比吸能增長速率變快,最終階段B型橫截面比吸能特性略優于A型截面比吸能特性,但差距不大。

4 結論

針對防撞主梁橫截面的碰撞問題,基于彈塑性理論和沖擊力學方程建立防撞主梁碰撞沖擊動態本構模型,并提出了3種防撞主梁橫截面結構,A型內嵌水滴形結構、B型雙殼形結構和C型內嵌橢圓形結構。通過計算機模擬仿真碰撞過程,并對仿真數據進行對比分析得到以下結論。

1) 前防撞主梁撞擊工況數值模擬結果顯示集中受力點形變情況與3點彎曲力學模型基本保持一致。

2) 在同種撞擊工況,A型內嵌水滴形防撞主梁下最大殘余沖擊力最小,為3 062 N,最終吸能量達到738 kJ,且具有良好的比吸能特性;B型雙殼形截面防撞主梁碰撞最大殘余沖擊力適中,為3 798 N,最終吸能量達到588 kJ,比吸能呈現折線增長;C型內嵌橢圓形橫截面防撞主梁碰撞最大殘余沖擊力最大,為4 196 N,但沖擊力變化平穩,吸能量表現較差,為485 kJ。

3) 經對比分析,3種防撞主梁中,A型內嵌水滴形防撞主梁的碰撞性能最優。