碰撞性能范文（精选8篇）
碰撞性能 第1篇
1 显式有限元动力分析基础及货车车架的理想变形特性
1.1 显式有限元动力分析的理论基础
汽车碰撞是一个瞬态的复杂物理过程, 它包含以大位移、大转动和大应变为特征的几何非线性, 以材料弹塑性变形为典型特征的材料非线性和以接触摩擦为特征的边界非线性, 这些非线性物理现象的综合作用结果使汽车碰撞过程的精确描述和求解十分困难。描述汽车碰撞过程的众多变量不仅是空间坐标变量的复杂函数, 同时通常也是时间变量的复杂函数。汽车碰撞过程的仿真一般都是基于有限元方法的空间域离散技术和有限差方法的时间域离散技术。
汽车碰撞过程的仿真一般都采用显式仿真算法, 显式的有限元方法可表示为:
MA=Fe+Fc–F
式中:M质量矩阵;
A加速度向量;
Fe外力矢量;
Fc接触力矢量;
F内力矢量。
对于上式, 实际中广泛采用显式中心差分法来求解。显式解法不需要进行矩阵分解或求逆, 无须求解联立方程组, 也不存在收敛性问题, 计算速度快, 其稳定性准则能自动控制计算时间步长的大小, 保证时间的精度。
1.2 LS-DYNA软件简介
LS-DYNA是功能齐全的显式动力学分析软件, 可以模拟各种复杂的非线性动态过程, 求解各种几何非线性、材料非线性和接触非线性问题, 其显式算法特别适合分析各种非线性冲击动力学问题, 如进行汽车的碰撞仿真等。
LS-DYNA具有丰富的单元库, 具有二维、三维实体单元, 薄、厚壳单元, 梁单元以及ALE、Euler、lagrangian单元等, 各类单元多种算法可供选择, 单元积分采用沙漏黏性阻尼以克服零能模式, 计算速度快。在材料模型方面, LS-DYNA目前拥有150余种金属和非金属材料模型, 涵盖了弹性、弹塑性、超弹、泡沫、玻璃、地质、土壤、复合材料、刚体等各种材料模型及多种气体模型, 可以考虑失效、损伤、黏性、蠕变、与温度相关、与应变相关等材料性质。LS-DYNA的全自动接触分析功能非常易于使用, 有50多种可供选择的接触分析方式, 可以求解各种柔性体与柔性体、柔性体与刚性体、刚性体与刚性体之间的接触问题, 并可分析接触表面的静动力摩擦、固连失效以及流体与固体的界面等。
1.3 货车车架前纵梁的理想正面碰撞变形特性
目前绝大多数轻型货车是平头车, 相对于货车来说, 货车可供压溃的变形区较短, 这就要求货车的变形特性与轿车有很大的不同, 货车理想的碰撞变形如图1 (a) 所示, 应该是车架前段一小部分发生折叠式压溃变形, 充分吸收能量, 驾驶室内的部分不变形, 以保护驾驶员的安全。碰撞力峰值和车架减速度峰值符合安全要求, 碰撞力和车架减速度在峰值后下降不能太迅速, 应该在高位震荡一段时间, 以利于碰撞能量的吸收, 碰撞力峰值走向如图1 (b) 所示。
2货车车架前纵梁碰撞有限元模型
货车纵梁是薄壁件结构, 单元类型选用壳shell163中的Belytschko-Wong形式, 材料模型采用弹塑性双线性形式, 对材料的沙漏及体积黏性控制采用软件默认的数值。材料参数如下:弹性模量为2.03105MPa, 泊松比为0.30, 密度为7.85103kg/m3, 许用应力为210MPa, 硬化模量为1.6102MPa, 梁的横截面尺寸为150mm100mm, 壁厚为5.0mm。
货车的碰撞吸能部件主要是前部底端的纵梁, 而且第2横梁之后的结构对结构和碰撞分析的影响很小, 因此在第2横梁的位置用一质量为540kg的集中质量代替车身, 用来模拟车身传递给梁的载荷, 第2横梁之后的结构就可以省略。为节省计算时间, 只选取一段车架纵梁进行分析, 建立的几何模型如图2所示, 有限元模型网格划分如图3所示。模型单元数为19250个, 网格的最小尺寸为10mm。
3货车车架前纵梁碰撞仿真分析
仿真试验是梁以给定的初始碰撞速度48.3km/h撞击固定刚性墙。在碰撞变形过程中纵梁表面会发生折叠和自接触现象, 因此采用单面自动接触算法ASSC。仿真过程设置求解时间为40m/s, 计算结果文件输出步数和时间历程文件输出步数都为100, 输出的计算结果文件类型选择ANSYS和LS-DYNA, 即同时输出用于ANSYS和LS-PREPOST后处理的结果文件。计算结束后, 利用LS-DYNA的专用后处理软件LS-PREPOST打开二进制的计算结果文件, 可以方便地对碰撞结果进行观察和分析。
撞击过程中车架纵梁末端的加速度变化如图4所示, 车架纵梁前端与壁障之间的碰撞力变化如图5所示。
由图4和图5可以看出, 车架纵梁的仿真结果与试验结果基本吻合, 证明所建模型是有效的。由于车架纵梁发生弯曲变形的时间比较早, 导致碰撞力和车身减速度下降迅速, 没有吸收足够的碰撞能量, 因而这种车架结构的耐撞性能比较差。
车架纵梁在不同时刻的变形情况和应力分布云图如图6所示。由图6可以看出, 在撞击的初始阶段, 车架纵梁处于弹性变形阶段, 内部的应力比较大。随着变形的增加, 超过了材料的屈服极限以后, 内部的应力有明显的降低。由于货车的车架纵梁是开口的槽型结构, 故不会发生图1所示的从前到后的折叠式压溃变形, 构件发生了扭曲变形, 变形性能与理想变形存在很大差距, 导致不能充分发挥材料的耐撞性, 影响碰撞能量的吸收。
综合上述分析可以看出, 这种槽型结构车架纵梁在耐撞性方面还存在一定程度的不足, 为使车架纵梁的变形向着理想的方向发展, 设计中应该采取合理的变形诱导结构, 如诱导槽、诱导孔等结构。
本文只是对一段车架纵梁的研究, 而实际的车架整体是端部封闭的框架结构, 其耐撞性能与单个纵梁耐撞性能存在一定程度的差别, 要弄清整个车架的耐撞性, 应对其进行深入研究。
4结论
(1) 利用ANSYS软件建立了货车车架前纵梁薄壁直梁件有限元模型, 结合LS-DYNA软件对货车前纵梁薄壁直梁件进行了碰撞仿真, 仿真与实验吻合较好, 所建模型有效可用。
(2) 槽型钢结构的纵梁易发生扭曲变形, 变形性能与理想变形存在很大差距, 导致不能充分发挥材料的耐撞性, 影响碰撞能量的吸收, 在实际设计中应配合使用诱导结构增加槽型钢结构纵梁的碰撞吸能效果。
(3) 实际的货车车架是端部封闭的框架结构, 其耐撞性能与一段车架纵梁的耐撞性能存在一定程度的差别。为准确研究纵梁的耐撞性能, 应进一步研究单个纵梁安装到整车车架上的动态撞击性能。
摘要：针对汽车碰撞安全研究的需要, 利用ANSYS软件建立货车车架前纵梁正面碰撞有限元模型, 并结合LS-DYNA软件进行了显式动力学碰撞分析。结果表明, 通过建立等效的薄壁直梁件模型, 利用ANSYS/LS-DYNA软件能够对货车车架前纵梁正面碰撞过程进行全面深入的研究。
关键词：货车,纵梁,碰撞,有限元模型,仿真
参考文献
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[4]钟志华.汽车碰撞安全技术[M].北京:机械工业出版社, 2003.
某车门碰撞性能分析及结构优化研究 第2篇
关键词：耐撞性；车门；侧面碰撞；拼焊板
中图分类号：U461 文献标志码：A 文章编号：1005-2550（2011）05-0016-04
A Study on the Car Door Crashworthiness and Structure Optimization Design
ZHU Jiang-sen，GUO Yan-ru，CHEN Jian
（Institute of Sound and Vibration Research，Hefei University of Technology，Hefei 230009，China）
Abstract：This paper established a finite-element model of the Vehicle door using the software of HyperMesh and LS-DYNA and the crashworthiness simulation of the Vehicle door was carried out. In order to improve the crashworthiness of side impact performance of the Vehicle door and guarantee the safety of the passengers ，an improvement scheme with tailor-welded blanks based on Vehicle door is proposed based on the results of study with good effects acquired.
Key words: crashworthiness；car door；side impact；tailor-welded blanks
近年来，随着车辆保有量的不断增加，以及道路交通的拥挤，道路交通事故频频发生。据统计，在道路交通事故中，侧面碰撞导致的事故占总量的31%左右。因此，汽车侧面碰撞性能成为车辆被动安全性能研究的重要内容。在侧面碰撞中，车门位置离乘员最近，车门的变形很容易使乘员受伤。因此，提高车门的碰撞性能对于提高车辆的被动安全性能和保证乘员的安全具有重大意义。本文以某SRV后车门为研究对象，参照FMVSS214法规进行车门碰撞仿真分析，并利用拼焊板原理重新设计车门外板，提高车门的碰撞性能。
1 原车门白车身有限元模型的建立
1.1 碰撞有限元模型
在HyperMesh的LS-DYNA模块中，根据FMVSS214法规的规定，建立车门碰撞有限元模型，如图1所示，其中刚性柱直径为305 mm，高度为620 mm，距离车门下边缘127 mm，以50 km/h的速度垂直撞向车门。
1.2 各板件连接方式
车门各板件之间均采用点焊连接，因此点焊模型的选择对仿真结果的精确性影响较大。本文采用实体单元模拟点焊连接：首先在所需点焊位置建立实体单元表示焊核；其次，利用RBE2单元将焊核的各节点与对应两块板件的网格节点相连接；最后，赋予焊核相关的点焊材料属性，使之能较精确的模拟点焊连接。点焊模型如图2所示。
图1 车门碰撞有限元模型
图2 点焊有限元模型
1.3 接触定义
在碰撞仿真中，接触的定义也是至关重要的。本文定义如下两个接触：刚性柱与车门外板之间的接触，定义其为自动面面接触（Automatic Surface To Surface）；车门各板件之间的接触，定义其为自动单面接触（Automatic Single Surface）；两个接触的静摩擦系数均为0.3，动摩擦系数均为0.25，衰减系数为0.15。
2 碰撞仿真结果分析
2.1 仿真结果
由于车门与乘员之间的空间有限，一般在20 ms左右车门内板就会接触到乘员，故选取前20 ms的碰撞过程进行分析。分别取5 ms、10 ms、15 ms和20 ms时的车门变形云图，如图3所示。由图可以看出，车门与刚性柱接触部分随着时间的推移变形越来越大；边框部分变形较小，但左侧边框处有部分焊点断裂；该碰撞仿真过程与实际碰撞过程大致相符。
图3 车门碰撞变形过程
衡量车门碰撞性能的三个重要指标是车门内板侵入量，车门内板侵入速度和车门吸能能力。下面针对这三个性能指标，对车门碰撞性能进行分析。
2.2 车门侵入量
由于该车门模型没有添加内饰，车门内板结构简单，无法用于确定车门侵入量，故选择防撞杆上编号304 008的单元的侵入量来衡量该车门的碰撞性能。在LS-DYNA中，提取碰撞过程中单元304 008的位移——时间曲线，如图4所示，在3 ms时，单元开始侵入，20 ms时侵入量最大为215.08 mm，入侵量与时间呈线性关系。
图4 单元304008的位移——时间曲线
2.3 侵入速度
侵入速度越小，速度变化曲线越平缓，乘员所受伤害值就越小。图5所示为单元304008的速度——时间曲线。可以看出，在3~4 ms这个时间段，速度变化极大，在4 ms时达到最大值14.59 m/s，4 ms以后速度衰减不明显，且变化过程有少许的波动，仿真结束时速度为10.19 m/s。
图5 单元304008的速度——时间曲线
2.4 车门内能
车门的内能变化反映其吸能大小。碰撞过程中系统各能量随时间的变化曲线如图6所示。从图中可以看出，在2 ms之前，碰撞过程尚未进行，各能量保持不变，随着碰撞过程的进行，车门内能增加，系统动能减小，但总能量不变，符合能量守恒定律，仿真结束时车门内能为11.82 kJ，也即吸收能量11.82 kJ。
图6 系统各能量随时间的变化曲线
由上述三个指标可以看出，该车门在碰撞过程中侵入量大，侵入速度过快，速度衰减量较小，吸能能力较差，无法有效的保证乘员的安全，应给予改进。
3 改进措施
拼焊板是将不同厚度、不同材质或不同表面涂层的平板焊接在一起。拼焊板技术有诸多优点：
1）车辆轻量化的两个方法是结构轻量化和材料轻量化，拼焊板能减少零件的数量，同时可以用高性能材料进行局部加强，从而确保在整体性能不下降的前提下实现轻量化。
2）在提高耐撞性方面，拼焊板可以减少加强件的数目，在碰撞主要接触区域采用大厚度或者高强度材料的母板来提高碰撞性能。
3）拼焊板在我国的生产技术日趋成熟，生产能力不断提高。
因此本文采用拼焊板技术进行车门结构改进。
由图1所示的20 ms时的车门碰撞变形云图可知，车门与刚性柱接触区域的变形较大，故将该区域定为母板1，宽度等于刚性柱半圆周长；根据变形大小，确定其余各母板位置，如图7所示。母板1所在位置是碰撞关键区域，增加它的厚度或者采用高强度材料，均可以提高车门抗撞性能。根据实际提供的板件，选择厚度为1.5 mm的高强度钢板作为母板1的材料。母板5的边框处有部分焊点失效，需要加强，选择与原板件厚度一样的高强度钢板作为其材料。其余各母板位置处在原车门碰撞过程中变形不明显，也无焊点失效，故它们的板件厚度和材料与原车门外板的一致。去除母板1、3处的外板加强板，确保改进后的车门质量不增加。
图7 车门外板拼焊板母板位置
4 改进后的仿真分析
将原车门碰撞有限元模型中的外板改为如图7所示的拼焊板，重新建立碰撞仿真模型，模拟车门碰撞变形过程。利用侵入量、侵入速度和车门内能三个指标，评价改进后的车门碰撞性能。
4.1 改进后的侵入量
改进后单元304008的位移——时间曲线如图8所示。
图8 改进后的单元304008的位移——时间曲线
在仿真结束时，单元304008的最大侵入量为195.11 mm， 比改进前减小了19.97 mm。侵入量与时间也呈线性关系。
4.2 改进后的侵入速度
图9为单元304008在改进前后的速度——时间曲线。从图中可以看出，在12 ms之前，改进前后的速度基本一致，在12 ms以后，改进后的速度衰减量明显大于改进前，变化基本呈线性，较平缓。仿真结束时的速度为6.48 m/s，比改进前的速度减小了3.71 m/s。
图9 单元304008改进前后的速度——时间曲线
4.3 改进后的车门内能
图10描述了改进后系统各能量随时间的变化曲线，可以看出各能量的变化符合能量守恒定律。在仿真结束时，改进后的车门内能为20.1 kJ，较未改进前提高了8.28 kJ，吸能效果变好。
图10 改进后的系统各能量随时间的变化曲线
拼焊板母板1提高了接触区域的刚性，变形吸收的能量显著增加，同时使刚性柱入侵过程中所受阻力加大，入侵速度衰减量增大。所有利用拼焊板改进车门，可以有效提高车门的耐撞性，保证乘员的安全。
5 结论
通过相关的碰撞仿真分析，得出如下结论：
1）车门由于其结构特点在侧面碰撞中的耐撞性差，又与乘员之间的空间较小，需要对其改进，以提高侧面碰撞性能，保证乘员安全。
2）拼焊板母板一般根据碰撞的变形情况加以分块，同时去除部分加强件，以确保车门质量不增加。
3）加强碰撞主要发生区域处的母板强度，可以有效地提高车门碰撞性能。该方法为以后的拼焊板的设计提供了有价值的参考。
参考文献：
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考虑碰撞效应的斜交桥抗震性能分析 第3篇
本文以一实际三跨斜交连续梁桥为例,考虑结构材料非线性,并在桥墩潜在塑性铰区采用集中塑性铰来模拟桥墩进入塑性阶段的转动特性。通过改变斜交角(0°、15°、30°、45°和60°)来分析斜交连续梁桥抗震性能变化趋势,并得到相关结论,可为斜交桥梁抗震设计提供参考意见。
2 有限元分析模型
2.1 工程背景及模型建立
本文分析桥梁选自甘肃省内某高速公路上一座三跨斜交连续梁桥,跨径布置为3×25m,斜交角为30°。主梁由4片小箱梁组成,梁高1.4m,桥面总宽18.6m,采用C50混凝土。下部结构采用三柱式桥墩,墩高5.4m,桥墩直径为1.3m,混凝土采用C30,纵筋配筋率为1.2%,纵筋采用HRB335,箍筋形式为螺旋箍筋。全桥支座采用普通板式橡胶支座,型号为GYZ400×84。墩台基础均为群桩基础,为简化计算,此处直接将墩底固结,不考虑桩土相互作用。桥址场地为Ⅱ类,地震设防烈度为Ⅷ度,基本地震动加速度峰值0.2g。
采用Sap2000有限元软件建立斜交连续梁桥分析模型,此处采用梁格法进行建模。其中主梁采用线弹性梁单元模拟,而地震作用下的桥墩可能进入弹塑性阶段,因此采用PMM纤维铰来模拟桥墩的非线性转动。由于支座可能会发生滑动,采用理想弹塑性模型来模拟支座的滑动特性。同时,为考虑桥梁的碰撞效应,在桥台处纵向和横向及桥墩处横向均设置碰撞单元。桥梁有限元分析模型如图1所示。
2.2 支座模型
地震作用下,桥梁主梁与支座会发生相对位移,在计算模型中,板式橡胶支座采用非线性连接弹簧来模拟,通过定义的摩擦模型建立力-变形关系[3],论文中采用库伦摩擦模型,其临界滑动力Fcr与竖向力N之间的关系如式(1)。任一时刻支座受力状态可通过图2来判断,支座滞回模型如图3所示。
式中:μ为摩擦面的摩擦系数,具体取值可以参考文献[4];N为支座竖向力。
2.3 碰撞模型
碰撞是一个非常复杂的非线性问题[5~7],通常采用碰撞单元来模拟(Sap2000中提供的GAP单元)。碰撞过程通常包括两种状态:当碰撞单元相对位移小于初始间隙时,碰撞不发生;当碰撞单元相对位移大于初始间隙时,结构发生碰撞现象。图4为碰撞单元恢复力图:
对于横桥向,主梁与横向抗震挡块的碰撞刚度值取5×106k N/m[8],而桥台与主梁的碰撞刚度值取主梁的轴向刚度值。
3 结果分析
为分析碰撞作用对斜交连续梁桥抗震性能的影响,对每一斜交角下连续梁桥分别建立考虑碰撞作用与不考虑碰撞作用的两个有限元模型,并进行结果对比分析。
3.1 墩底弯矩
图5为考虑碰撞与不考虑碰撞作用下,具有不同斜交角的斜交连续梁桥1#墩墩底纵桥向弯矩M33变化情况。显然,考虑碰撞作用的模型分析结果要比不考虑碰撞作用的模型计算结果要大。同时,由于斜交角的存在,两种计算模型下的墩底弯矩M33均随斜交角的增加而增大。不考虑碰撞作用的模型的墩底弯矩M33随斜交较增加明显,几乎成线性增加。而考虑碰撞作用的模型,在斜交角45°前,墩底弯矩M33增加较缓,在斜交角60°时,墩底弯矩M33显著增加。说明碰撞作用对斜交桥顺桥向地震响应有明显影响。
图6为考虑碰撞与不考虑碰撞作用下,具有不同斜交角的斜交连续梁桥1#墩墩底横桥向弯矩M22变化情况。与顺桥向墩底弯矩一样,考虑碰撞作用的模型分析结果要比不考虑碰撞作用的模型计算结果要大。但两种模型下,墩底横桥向弯矩M22并不随斜交角的增加而增大。对于考虑碰撞作用的模型,墩底横桥向弯矩M22先随斜交角增加有个下降的趋势,而在斜交角60°时有明显的增加。而不考虑碰撞作用的模型,墩底横桥向弯矩M22随斜交角有较小的浮动,变化范围在10%以内。说明碰撞作用对斜交桥横桥向地震响应有明显影响。
综上所述,碰撞作用对斜交连续梁桥有较大影响,在进行斜交桥梁抗震设计及抗震性能评价时应考虑桥梁纵横桥向碰撞效应。
3.2 主梁转角
支座的滑动会增大上部结构的位移,桥梁纵横桥向的碰撞虽然在一定程度上起到限制主梁位移的作用,但也会因为碰撞的发生,导致斜交桥主梁会发生转动。图7为考虑碰撞与不考虑碰撞作用下,主梁转动弧度随斜交角变化情况。可以看出,在不考虑碰撞作用时,斜交桥主梁位移主要表现为平动,存在较小的转动,当考虑碰撞作用后,主梁发生明显转动,且随着斜交角的增加,主梁的转角有明显增加,在斜交角大于30°以后,增加趋势变缓。
4 结论
论文采用非线性时程分析方法对具有不同斜交角的连续梁桥进行了抗震性能分析,并讨论了碰撞作用对斜交连续梁桥地震响应的影响。可以得到如下结论:
1)由于斜交角的存在,斜交桥连续梁桥地震响应较直线桥复杂,墩底纵横桥向弯矩随斜交角的增加具有不同的地震响应。
2)碰撞作用的存在会明显增大桥墩墩底的弯矩值,增加了下部结构损伤的风险,斜交桥抗震设计时应考虑碰撞作用的影响。
3)斜交连续梁桥的碰撞作用是主梁产生旋转的主要原因,且随斜交角增加,主梁转角会增加。在地震作用下,易发生主梁面内旋转、伸缩缝装置损坏及桥面系挤坏等震害。
摘要：受地形条件的限制,在公路桥梁或城市桥梁设计中经常采用斜交形式的梁桥。由于主梁轴线与支承边存在斜交角,使得其会发生一定面内旋转,当考虑横桥向碰撞效应时,斜交桥的抗震性能变得比直线梁桥要更加复杂。论文采用非线性时程分析方法对具有不同斜交角的连续梁桥进行分析,探讨了结构地震响应随交角变化关系。结果表明:不考虑碰撞效应会明显低估连续梁桥抗震性能,在斜交连续梁桥设计时应考虑碰撞效应的影响;斜交角的大小会显著影响桥梁结构地震响应,但不与斜交角成线性关系。
关键词：斜交连续梁桥,时程分析,抗震性能,碰撞
参考文献
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重型汽车保险杠低速碰撞性能分析 第4篇
汽车保险杠也称为汽车前后端保护装置,汽车在出入库及路上驻车时常常会发生轻微碰撞。当前欧洲和美国针对汽车保险杠制定了相应的法规和试验规范。美国除了强制性的法规Part581外,另有2种保险杠系统的安全试验规范为非强制性的,即Consunertest和IIHS-Test。我国参照欧洲ECE-R42法规要求,颁布了汽车前、后端保护装置标准GB173541998。目前研究集中在保险杠对车体前围构件的保护作用和探讨低速碰撞与高速碰撞间的关系。研究方法以试验研究为主,越来越多地利用台车试验和仿真模拟结合代替实车试验,比较具有代表性的是P.S.Gunter等人对汽车保险杠低速碰撞特性所作的较为全面的试验研究[3]。
本文通过对保险杠的低速碰撞仿真,研究重型汽车在低速正面碰撞和轻微的角碰撞时,保险杠系统的冲击缓冲性能和对车体、车灯的保护能力,以使汽车不至于由于轻微碰撞而失去运营能力,花费过多的维修时间和金钱。
1 保险杠系统有限元建模
以某款重型汽车保险杠系统为研究对象,将建立好的保险杠CAD模型导入到Hypermesh中并对模型进行几何清理。选择边长为20 mm的四边形网格单元对模型进行划分,保险杠纵梁零件网格适当放大。控制三角形单元的数量和网格的翘曲度,填补直径20 mm以下的小孔。采用点对点的焊接单元(spotweld)。
建立的保险杠系统有限元模型共有18 410个BT壳单元,20 606个节点。其中三角形单元866个,占壳单元总数的4.5%,焊接单元759个。保险杠系统模型如图1所示。
保险杠系统大部分材料采用16锰钢,保险杠面板为聚丙烯材料,刚性墙为刚体。软件分析中定义的材料密度、弹性模量、泊松比、屈服应力及切线模量等参数见表1。
仿真为低速(v20 km/h)碰撞,材料模型选用不计应变率效应的弹塑性材料[5]。
保险杠系统有限元模型自身重量为0.367 t,采用质量单元将2.133 t的质量均匀赋给保险杠系统尾部零件,调整后模型总质量为2.5 t。
2 保险杠低速碰撞仿真与试验验证
按照ECE R42法规要求,低速碰撞速度4 km/h,经过动能等效计算
式中:m0为配备该保险杠车辆的整备质量,10 t;v0为法规设定的参考碰撞速度4 km/h;m1为安装保险杠装置后滑车的总质量,2.5 t;v1为碰撞所需设定的速度,
所以采用保险杠2.5 t,碰撞速度8 km/h的工况。车体沿碰撞方向的自由度不受约束。仿真计算得到了某重型卡车的保险杠系统碰撞X方向加速度变化曲线如图2所示,碰撞结束后,保险杠的变形形态见图3。
仿真结果显示,该型保险杠横梁在8 km/h的低速碰撞下保险杠没有发生任何部件的脱落分离,只有塑料保险杠安装支架发生了塑性变形,塑料保险杠结构完整,没有脱离车架,且未发生明显的塑性变形,可以继续使用(如图3所示)。因此,由仿真结果可知,此保险杠耐撞性很好,能很好地起到保护车身的作用。碰撞产生的维修费用较小。
根据ECE R42要求,进行台车试验。为了使保险杠能够进行变形,必须把可以变形的结构放在滑车的前面。车架与滑车采用焊接连接,安装完成后的总质量为2 502 kg。按照撞击能量等效的原则确定的撞击速度为8 km/h。
实际的碰撞速度为8.9 km/h,从保险杠接触刚性墙到脱离接触持续的时间为110 ms,碰撞过程如图4所示。
加速度传感器记录的减速度波形如图5所示。
碰撞过程中产生的最大X向减速度为12.75 g,时刻发生在18 ms附近,反弹发生在53 ms附近。从试验结果来看,碰撞过程中保险杠没有发生任何部件的脱落分离,只有塑料保险杠及安装支架发生了塑性变形,塑料保险杠结构完整,没有脱离车架,可以继续使用。分别取保险杠正中,两侧3个具有代表性的点作为仿真与试验保险杠变形对比的点,对比结果见表2,误差存在的主要原因在于仿真时省略了一些用于缓冲吸能的小零件,使仿真模型没有真实的保险杠系统的吸能特性好,另外对于许多螺栓连接的地方都采用焊接方式,焊接密度不好掌握,有可能使仿真保险杠系统模型比真实情况刚度加大,所以仿真结果的台车减速度峰值偏高。但峰值出现的时间和加速度变化趋势大体上是一致的,仿真基本上可以达到模拟真实碰撞过程的要求,该模型可以为其他碰撞仿真分析所用。
3 重型卡车保险杠的摆锤仿真研究
本文根据GB 1735498《汽车前后端保护装置》的规定,对该重型卡车的保险杠进行了60°角碰的摆锤试验的碰撞仿真,摆锤的质量10 080 kg,摆杆长度为400 mm,设计冲击速度为2.5 km/h。加速度传感器安置在摆锤上(位于撞击中心平面上)。
由于前面建立的重型卡车保险杠的模型已经通过了验证,因此,本文根据上述试验装置及试验过程,直接用前面通过验证的保险杠模型进行了计算机仿真。
表3列出了偏置碰撞过程中摆锤的速度、加速度及保险杠最大变形值,图6为摆锤在碰撞过程中加速度时间历程曲线,图7为摆锤加速度峰值时保险杠的变形。
当摆锤碰撞初速度为2.5 km/h时,聚丙烯保险杠产生了较大变形,最大变形为66 mm。从摆锤合成加速度曲线可以看出,在碰撞发生55 ms时达到最大值0.937 ms-2。
摆锤减速度起初并不大,但是在变形位移达到一定值后,摆锤开始撞击车身,减速度达到最大值,此时保险杠系统对车身无法提供有效的保护。在摆锤60°角对保险杠碰撞过程中,保险杠横梁的一角发生了明显的塑性变形,保险杠支架在摆锤60°角碰撞中近似于悬臂梁,保险杠支架主要产生较大的塑性弯曲变形。虽然摆锤60°角对保险杠碰撞的过程中刚开始时,摆锤加速度峰值不大,但保险杠失效以后,必然造成摆锤与车体相撞,从而对车身其他结构造成损害。该型保险杠在偏置碰撞情况下,支架强度不够。应当提高支架强度,以提高偏置碰撞下的保险杠的耐撞性能。
4 结 语
1)本文建立了某重型汽车保险杠系统的有限元模型。进行了保险杠低速正碰刚性墙计算机仿真,并根据ECE R42要求,进行台车试验。对比台车试验与计算机仿真结果,验证了该有限元模型的有效性。
2)该车型保险杠系统在8km/h低速正碰刚性墙时没有产生明显的塑性变形,未发生部件脱落,很好的发挥了保护车身的作用。
3)进行60°摆锤偏碰仿真结果显示,保险杠横梁的一角发生了明显的塑性变形,原保险杠在摆锤偏碰时对车架的保护效果不理想,因此,要全面的考虑保险杠耐撞性设计有必要考虑偏置碰撞下保险杠支架结构强度,提高支架强度可以提高偏置碰撞下的保险杠的耐撞性能。
摘要：针对某重型载重汽车保险杠开展低速碰撞安全性研究。利用Hypermesh建立有限元模型,再用LS-DYNA显式动力分析有限元软件求解分析。分别建立重型汽车保险杠系统与刚性墙低速正碰,与摆锤偏碰2种工况,得到保险杠的变形、加速度等参数,分析了某重型汽车保险杠的低速碰撞性能。根据碰撞能量相等原理进行了保险杠与刚性墙正面碰撞的台车试验,验证了仿真模型的正确性并分析产生误差的原因。试验和仿真结果表明,该型汽车保险杠在低速碰撞时变形较小,对前围部件起到了较好的保护效果。
关键词：汽车碰撞,保险杠,仿真,试验
参考文献
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碰撞性能 第5篇
1 实车碰撞分析
在某微型车的车身开发过程中,根据国家的100%正面碰撞法规GB115512003和40%偏置碰撞法规GB200712006分别对该微型车进行了相应的实车试验,以此来对车身结构的耐撞性进行检验。而现有的研究表明,40%偏置碰撞下的车身前部结构的表现更能体现其耐撞性能,基于这个观点,开发人员首先对40%偏置碰撞的车子数据进行采集和耐撞性性能评估,发现了A柱区域变形过度使得前车门铰链位置移动非常大这一情况。图1为某微型车车身前舱局部零件在实车40%偏置碰撞情况。
由实车的碰撞情况来看,A柱区域变形过度,门铰链安装点位移很大,将严重威胁到前车门在碰撞后的顺利开启,这与国家制定的CMVDR294中对门开启的要求(即:碰撞过程中车门不能被撞开,也不能由于碰撞而锁上;碰撞后不用工具也能开启车门)是不相符的。现在各机构、大学对汽车碰撞都有了很深入的研究,得出了一些车身设计的普适的安全策略。这些普适的安全策略认为,车身的前舱结构件部分应该具有良好的耐撞性和变形吸能性,而乘员舱部分结构强度要比前舱区域的强度高,以降低乘员的伤害程度。也就是说,前舱结构零件应该在正碰撞、偏置碰撞中首先充分变形,以吸收车子的动能,以图2为例。
从图1某微型车的实车碰撞结果照片上,可以很清楚地看到前轮罩外加挡板的变形不充分,只在零件末端压溃变形了十几毫米,而A柱铰链安装区域已经完全压溃变形,显然是整车在碰撞过程中产生的力通过前轮罩外挡板时基本没有下降就直接传递到A柱铰链安装区域,导致了A柱铰链安装区域的过度变形。也就是说,前轮罩外挡板结构强度过高而A柱铰链安装区域的强度可能过低(如果把前轮罩外挡板结构强度降低,A柱铰链安装区域的强度自然就相对提高)。现分析一下前轮罩外加挡板区域的结构,其数模结构图和截面示意图如图3所示。
前轮罩外挡板和挡板加强板这一传力和吸能结构没有产生设计上要求的充分压溃。针对这种情况,需要对前轮罩外挡板和轮罩外挡板加强板封闭腔体这个关键结构进行新的方案制订,具体的思路是:降低此结构整体的X向刚度,在降低零件结构刚度时还要考虑吸能性,所以应该使得零件的刚度呈现从前到后递增的趋势,即前部结构首先压溃,然后再到中部压溃,零件后部不应出现较大的变形。根据这种思路,可以采取几种方式来改进零件:①在轮罩外挡板加强板前部增加诱导槽,可以同时兼顾降低零件刚度和充分利用零件的压溃来吸能;②减小前轮罩外挡板和轮罩外挡板加强板前部的腔体截面面积;③增大前轮罩外挡板和轮罩外挡板加强板后部的腔体截面面积,扩大与A柱铰链安装区域的接触面积,使得其传导的碰撞力分布在更大面积而降低压强。当然,考虑降低前轮罩外挡板结构的X向刚度的同时,不能影响其Z向的刚度,因为这里是前悬挂的安装区域和承接悬挂作用力的点,关系到整车的操纵性能和行使稳定性,所以不能轻易降低其Z向的刚度。
综合了上述考虑,结合车身现有的结构,为了尽量少更改零件而又能有效达到降低零件结构刚度,做出轮罩外挡板加强板的如下3种改进方案,见表1。
对前轮罩外挡板加强板的原方案和上述3个新的方案都做了整车CAE模拟分析,其碰撞模拟的结果见图4。
从结果对比来看,所有的新方案都有效地减小了对A柱区域的冲击,A柱铰链安装区域的变形量比原方案的大大降低了;但方案一的前轮罩外挡板加强板变形仍然显得不是很充分,而方案二、方案三的前轮罩外挡板加强板变形都比较充分,吸能性较方案一要好很多。所以,现在可以排除方案一,在剩下的方案二、方案三中进行选择。
为此,继续从整车CAE模拟分析得到前舱内的侵入数据进行一些分析。见表2。
从表2可以看到,方案二的转向管柱Z侵入量≥88,这是失分的,而方案三在72以下,所以综合前面的碰撞变形结果,初步可以认为方案三是3个新方案中最为有效的结构方案。
为了进一步的校核方案三的有效性,我们对方案三和原方案的整车CAE碰撞模拟结果做了A柱铰链区域变形量的具体测量,即选取A柱铰链区域的一个铰链孔和B柱的一个门铰链孔在X方向上的距离作为测量对象。如图5所示。
从2个方案的CAE碰撞模拟过程采集了A柱铰链区域位置在碰撞过程中变化过程,绘制了变形-时间曲线图来对比原方案和方案三的差异,见图6。
从图6可以看到在整车碰撞过程中方案三的A柱铰链区域,门框变形量大幅减小,改进量达到35%,大大改善了A柱铰链区域的变形情况,保证碰撞后车门能顺利开启。
最后,我们对采用原方案和方案三的整车状态作100%正碰的CAE模拟分析发现,采用方案三的整车正碰撞后A柱铰链区域的变形量远小于原方案的A柱铰链区域的变形量,而方案三的前轮罩外挡板加强板的压溃程度也比原方案高。见图7。
经过采用CAE模拟对3个改进方案进行各项指标对比,最终决定采用方案3作为前轮罩外挡板加强板的新结构。为验证方案三的实际效果,工程师指导技师用手工的方式在原来的前轮罩外挡板加强板上增加压溃诱导槽和延长加强筋,然后用新零件制造了一台车进行了台架试验。试验结果,前部的前轮罩外挡板及加强板压溃效果基本和分析的效果一致,大减少了A柱铰链安装区域的变形量。碰撞结果见图8。
由此可见,上面的分析思路和CAE模拟分析对方案的判断是有效的,最终的设计将要采用方案三结构的前轮罩外挡板及加强板来确保整车能在碰撞试验中达到国家碰撞法规的要求。
2 总结
目前车身碰撞的研究已经有很多结论都得到验证和运用,这些研究基本都是结合了CAE分析这一强有力的工具进行的。CAE分析工具本身不能直接提供具体技术改进方案,但在运用现有的一些普适设计准则来分析问题并提出具体的改进结构后,CAE就能充分发挥其分析功能,为设计者提供各种改进方案的技术指标作为筛选方案的依据。本文所探讨的车身前舱部分的耐撞性能改进就是先期运用了现有的车身前舱碰撞的普适安全策略一一前舱结构件部分应该具有良好的耐撞性和变形吸能性,其刚度呈现从前到后递增的趋势:前部结构首先压溃,然后再到中部压溃,零件后部不应出现较大的变形。根据这一指导原则进行前舱的轮罩外挡板加强板重新设计,然后结合CAE分析结果进行方案选定,这样做一方面减少了CAE分析的盲目性和计算工作,同时充分利用了CAE的强大分析能力为评估轮罩外挡板加强板的几个新方案效果提供了各项详尽的碰撞特性,使得设计工程师能迅速作出方案选择,大大减少了整个零件的设计过程。因此可以说,运用成熟的车身安全策略来设计零件并采用CAE进行分析是进行车身零件设计的有效方式。
参考文献
[1]李佳洁．车身结构耐撞性能优化设计[R]．哈飞汽车制造有限公司，2003．
[2]吴亚良．现代轿车车身设计[M]．上海：上海科学技术出版社，1999．
[3]GB 11551—2003，乘用车正面碰撞的乘员保护[S]．
[4]GB 20071—2007，汽车侧面碰撞的乘员保护[S]．
碰撞性能 第6篇
目前,包括E-NCAP、C-NCAP在内的大部分较受关注的各国新车评价体系(NCAP)只针对男性驾驶员的安全性进行评价[1,2],导致女性驾驶员的安全问题并没有受到足够的重视。而随着汽车普及,女性驾驶员数量迅速增加,女性驾驶员的安全问题日益受到关注,E-NCAP将在2015年增加针对第5百分位女性驾驶员的完全正面碰撞测试。因此,开发对男女驾驶员都安全的车型成为众多车企的重要目标。由于身材大小的原因,女性驾驶员在驾驶过程中比男性驾驶员更靠近方向盘,使得女性驾驶员比男性驾驶员拥有更小的布置空间,在碰撞过程中,安全气囊、方向盘对女性驾驶员造成的伤害会比对男性假人的伤害更严重。
本文针对某款车型,以同一车体碰撞波形及男女驾驶员处于各自最佳人机驾驶位置为前提,以MADYMO仿真分析为手段,对女性驾驶员在正面碰撞中受到的伤害进行分析,并对转向管柱角度、安全带限力等级、安全气囊点火时刻及排气孔大小等因素对女性驾驶员伤害的影响进行分析并进行了优化。
1、正面碰撞中女性驾驶员的伤害分析
通过MADYMO仿真分析,对某车型在正面碰撞过程中女性驾驶员假人所受伤害进行分析,并与男性驾驶员假人所受伤害进行对比。由于目前还没有针对女性驾驶员的试验方法,论文中女性驾驶员仿真模型中座椅的定位参照美国高速公路安全管理局(NHTSA)对于正面碰撞试验中女性乘员前排座椅的定位要求,处于滑轨行程的最前位置,而男性驾驶员仿真模型的座椅位置则按照NHTSA及欧洲新车评价规程(E-NCAP)的要求,处于滑轨行程中间位置。两个仿真模型的其余部分均保持一致,仿真结果如下:
由于男、女性驾驶员假人座椅的位置不同,女性假人更靠近安全气囊,又由于假人身材原因,女性假人的头部、胸部位置比男性假人低,因此在转向管柱角度不调整的前提下,安全气囊对女性假人头部的作用力更大,由仿真结果看,女性假人的HIC36值明显大于男性假人。而由于女性假人的胸部位置较低,安全气囊对女性假人胸部的作用相对较小,胸部加速度较男性假人的增加不明显,胸部压缩量减少。
按照FMVSS208的规定计算假人完全伤害评价指标[3]:
女性假人的WIC值为0.67,大于男性假人的0.54,可见该车型对女性驾驶员的正面碰撞保护性能不如对男性驾驶员的保护。
2、转向管柱角度对女性驾驶员的伤害分析
由前文结果可知,安全气囊对女性假人头部的伤害较严重,而由于女性驾驶员的乘坐位置较低,转向管柱角度过大还容易影响女性驾驶员的视野,因此对转向管柱角度分别向下调整2°、4°、6°,并对比分析转向管柱角度调整对女性驾驶员伤害的影响。
由仿真结果看,因为转向管柱角度往下调整,安全气囊与假人的接触部位也较往下,与胸部的接触增多,胸部的加速度及压缩量均有增加。当转向管柱角度在23°时,假人头部的伤害值最低,而在27°和25°时,头部的伤害值大于初始29°时的状态。转向管柱为23°时头部的保护好于29°时的状态,而对胸部的保护比29°的状态差,从WIC值来看,23°和29°的值均为0.68,总体表现比较接近,考虑到23°时驾驶员的视野较好,因此转向管柱角度选择23°,并对此状态进行优化。
3、安全带限力等级对女性驾驶员的伤害分析
在确定转向管柱角度之后,把初始的安全带限力等级按照0.8、0.9及1.1的倍数进行缩放,对不同安全带限力等级对于女性驾驶员的作用进行分析,结果如下:
由结果可知,随着安全带限力等级的降低,女性假人的头部加速度、HIC值以及胸部加速度、压缩量均有下降的趋势,WIC值也有降低。但是由于安全带限力等级过低,会使第50百分位假人在64km/h偏置碰撞试验中有砸穿安全气囊的可能,因此对0.8倍及0.9倍限力等级的安全带放入第50百分位男性假人的64km/h偏置碰撞模型中进行验证,结果如下:
由结果可知,限力等级按照0.9倍缩放后,50百分位假人在64km/h的偏置碰撞试验中受到的伤害与缩放前差别不大,调整前后WIC值及E-NCAP得分基本一致;限力等级按照0.8倍缩放后,头部伤害值增加、胸部伤害值降低,WIC值变化不大,而E-NCAP得分有提升,但是碰撞过程中安全气囊被砸穿,如图3,假人头部与胸部均与方向盘有接触。因此为了使第5百分位的假人在50km/h的正面碰撞中的安全性能有所提高,并保证第50百分位假人在64km/h的偏置碰撞中的伤害不增加,选择按0.9倍缩放安全带的限力等级。
4、安全气囊点火时刻对女性驾驶员的伤害分析
对安全气囊的点火时刻分别按照提前3ms、6ms和延迟3ms进行调整,分析点火时刻对女性驾驶员伤害的影响。仿真结果如下:
由结果可以看出,第5百分位驾驶员假人的在50km/h的正面碰撞仿真中受到的伤害随着安全气囊点火时刻的延后而增加,而提前点火时刻有助于降低对女性驾驶员的保护性能。由表5中可知,点火时刻提前6ms和提前3ms,假人的伤害均小于调整前状态,而提前6ms后对女性假人的保护更好。
由于正面碰撞安全气囊点火时刻的调整会影响到男性驾驶员在正面碰撞中受到的伤害,因此针对点火时刻提前6ms和3ms两种方案,对男性驾驶员的50km/h正面碰撞模型进行仿真验证,结果如下:
由结果可以看出,若按WIC判断,点火时刻提前对男性驾驶员假人的保护性能也稍有提升。但是由于头部HIC36及加速度都在NCAP评价满分要求之内,而胸部压缩量在调整点火时刻后稍有上升,导致NCAP得分稍有下降。但是点火时刻提早6ms,可以使男性驾驶员的安全性能不受影响的同时,提高女性驾驶员的安全性能。
5、安全气囊排气孔大小对女性驾驶员的伤害分析
对安全气囊的排气孔大小进行调整,分别调整为20mm、25mm、35mm、40mm,进行仿真后与原始的30mm状态进行对比,分析排气孔大小对女性驾驶员伤害的影响,仿真结果如下:
由结果可以看出,排气孔直径调整得越大,安全气囊泄气越快,当假人与安全气囊接触时安全气囊的硬度越低,在不砸穿气囊的前提下,有利于降低假人头部与胸部的伤害值,对假人的保护有利。
由于参数在适宜女性假人的同时需要满足男性假人在偏置碰撞中的伤害情况,因此把对女性驾驶员有利的排气孔大小参数放入男性驾驶员偏置碰撞模型进行验证,由仿真输出曲线(图6)可以看出,当排气孔放大到35mm及40mm时,由于泄气速度快,驾驶员假人与安全气囊接触时安全气囊偏软,假人头部、胸部都会严重砸穿安全气囊,放大排气孔后的安全气囊虽然对女性驾驶员有利,但是不利于男性驾驶员的保护,因此不宜通过放大安全气囊排气孔的方式进行优化。
6、结论
通过MADYMO仿真方法,对比分析了某车型男性及女性驾驶员在50km/h正面碰撞的结果,以及调整转向管柱角度、安全带限力等级、安全气囊点火时刻及排气孔大小对女性驾驶员伤害的影响,得到以下结论:
1)在同一车型50km/h正面碰撞过程中,女性驾驶员受到的伤害比男性驾驶员大;
2)把转向管柱角度调至最低位置能使女性驾驶员视野更好,但不会使碰撞中受到的伤害程度降低;
3)在保证男性驾驶员和女性驾驶员都不砸穿安全气囊的前提下,适当地以0.9倍缩放该车型的安全带限力等级能保证男性驾驶员伤害不增加的同时,提高女性驾驶员的安全性能;
4)把安全气囊点火时刻提早6ms,男性驾驶员的伤害不会增加,女性驾驶员的安全性能可以得到提高;
5)加大安全气囊排气孔的直径有利于降低女性假人在50km/h正面碰撞中的伤害,但是在64km/h偏置碰撞中,男性假人会砸穿安全气囊与方向盘接触,不符合要求,不宜调整安全气囊排气孔直径。
参考文献
[1]EUROPEAN NEW CAR ASSESSMENT PROGRAMME(Euro NCAP)-ASSESSMENT PROTOCOL-ADULT OCC-UPANT PROTECTION,2013.
[2]C-NCAP管理规则(2012年版),2012.
碰撞性能 第7篇
近年来, 随着各国汽车碰撞法规, 特别是新车评定规程要求的不断提升, 对车身的碰撞安全性提出更高的要求[1]。针对车身的正面碰撞安全性设计, 一方面要合理设计车身前端结构的吸能特性, 另一方面要确保乘员舱的完整性, 往往也会带来车身重量的增加[2]。而目前汽车排放要求的进一步提高, 车身设计在实现高安全性能要求的同时还要兼顾车身轻量化设计。
在汽车正面碰撞过程中, 车体前纵梁是重要的能量吸收和载荷传递部件, 前段主要起到能量吸收的作用, 而后端折弯结构紧贴乘员舱, 该处变形会直接造成较大的乘员舱入侵, 因此主要起到载荷传递作用, 该结构设计需要最大化其抗弯性能, 该区域往往也是结构较为复杂、重量增加最大的位置。针对该区域的碰撞性能和轻量化设计, 国外研究了结构泡沫材料加强结构的方法[3], 也研究了采用整体铸铝的结构设计方法[4], 其不仅确保纵梁的碰撞性能, 同时降低了重量和焊接工艺的复杂性, 有效降低成本。
本文针对某款轿车车身碰撞性能开发, 考虑到纵梁后端原方案的重量增加和工艺复杂化问题, 重点研究了玻璃纤维增强尼龙结构在提升纵梁后端碰撞安全性方面的应用。首先对玻璃纤维增强尼龙材料性能进行了试验研究, 然后基于原始方案设计目标, 结合拓扑优化设计方法完成玻璃纤维增强尼龙结构的详细设计, 并制作了玻璃纤维增强尼龙结构的物理样件, 最终通过三点弯曲试验验证了方案的有效性。
1、前纵梁后端性能设计
汽车正面碰撞中, 车体前纵梁是最为重要的能量吸收和载荷传递部件, 纵梁前段通过轴向压溃和弯曲变形吸收整车动能, 实现合理的车身加速度目标[5], 纵梁后端主要是传递纵梁前端载荷降抵抗弯曲变形, 实现乘员舱入侵最小化, 如图1所示。针对纵梁后端位置1处设计, 该区域通常是承受弯矩载荷, 该区域的抗弯性能直接影响到乘员舱的入侵量水平, 为此传统设计普遍采用多层钢板焊接设计, 如图2所示。
随着汽车正面碰撞速度和整车重量的增加, 针对多层钢板焊接方案, 往往需要增加更多层板来提高其抗弯性能, 增加了车身重量和车身焊接的复杂性, 同时多层板的焊接质量也很难保证。如图3所示为某车型在满足整车正面碰撞安全性前提下纵梁后端的结构设计, 在图1所示的位置1处包括地板总共设计有5层板, 可见该区域结构非常复杂, 同时也不利于结构轻量化设计, 为此本文考虑通过使用玻璃纤维增强尼龙结构的方案来实现其碰撞抗弯性能和轻量化设计。
2、玻璃纤维增强尼龙材料模型建立和仿真验证
2.1 尼龙增强材料试验
玻璃纤维增强尼龙结构作为载荷承载的主要载体通过环氧树脂粘胶与车体连接, 通过填充在车身结构空腔内部来提高结构抗屈曲性能, 如图4所示。
为了确定玻璃纤维增强尼龙材料的力学特性, 同时为后续有限元分析提供数据输入完成了该材料的静态压缩试验, 如图5所示。
2.2 尼龙增强材料仿真验证
为了验证仿真分析中玻璃纤维增强尼龙材料的准确性, 根据静态压缩试验计算得到了材料的应力应变曲线, 同时将增加30%短玻纤尼龙材料密度1.35g/cm3, 拉伸强度180MPa, 弯曲模量7500MPa等材料参数带入仿真模型中, 采用ABAQUS进行了仿真分析, 材料模型采用了通用的各向同性材料模型, 单元类型为实体单元, 按照静态压缩试验工况进行了仿真分析, 如图6所示。仿真分析中最大应力分布和压头的载荷位移曲线与试验基本一致, 因此证明材料模型可用于后续的性能分析和优化。
3、尼龙增强结构拓扑优化设计
3.1 尼龙增强结构拓扑优化设计
为了获得最优的玻璃纤维增强尼龙结构, 首先采用刚度折减拓扑优化方法, 对低应力的单元减弱刚度[6]。最优解搜索算法采用了模拟退火算法, 在相邻搜索方向中加入随机数, 以保证在足够大的区域内寻找最大值, 优化变量为体积分数, 优化目标为均匀应变能, 体积连续、拔模角、对称性、最小最大厚度都作为约束条件, 优化前后结构如图7所示。
拓扑优化过程中提前通过折减材料属性方法, 包括弹性和塑性特性, 确保了优化后结构基本满足性能要求, 根据拓扑优化后的大致轮廓, 并考虑工艺性, 对优化后结构进行光滑性处理, 进一步完成结构详细设计。
3.2 尼龙增强结构性能分析和对比
针对最终确定的玻璃纤维增强尼龙详细结构, 为了验证其性能目标, 将其集成到车体纵梁中进行了弯曲性能验证, 如图8所示, 弯曲性能如图9所示, 可见集成尼龙增强结构的纵梁弯曲性能较好地达到了原始方案性能。
详细对比集成玻璃纤维增强结构方案与原始方, 如图10所示, 在碰撞抗弯性能达标的前提下, 采用尼龙增强结构方案后, 取消了三个钣金零部件, 相比代替的三个钣金零部件重量减少1.47 kg, 占原始方案重量的44.8%, 大大提升了轻量化设计水平。
4、尼龙增强结构物理试验验证
根据最终方案试制了优化后的玻璃纤维增强尼龙结构, 如图11所示。为了通过物理试验最终验证集成增强尼龙结构与原始方案纵梁的抗弯曲性能, 将该尼龙结构集成到纵梁中完成了三点弯曲试验如图12所示, 试验后弯曲性能对比如图13所示, 可见集成尼龙增强结构方案中纵梁后端的最大抗弯性能相比原始多层钣金方案提升了21%, 物理试验结果进一步证明了增强尼龙结构方案的有效性。
5、结论
(1) 玻璃纤维增强尼龙结构的合理应用能够提高车身的碰撞性能, 同时可以有效地实现车身的结构轻量化设计, 为车身结构和材料设计提供了新的方向。
(2) 车身开发前期通过结合结构拓扑优化方法, 有限元仿真分析和零部件试验方法, 能够有效完成增强尼龙结构的开发, 确保性能满足目标的同时实现轻量化设计。
摘要：针对某车型的车身碰撞性能开发, 纵梁后端采用多层钢板焊接方案以提高其碰撞安全性能, 造成重量增加, 焊接工艺复杂化等问题。文章采用了玻璃纤维增强尼龙结构, 不仅提高车身纵梁碰撞性能, 还有效实现了轻量化设计。首先对有限元仿真分析中玻璃纤维增强尼龙材料性能进行了试验验证, 然后通过有限元分析确定纵梁后端原始方案的抗弯性能作为设计目标, 结合纵梁后端内部空腔特点完成了玻璃纤维增强尼龙结构的拓扑优化设计, 并验证了方案的有效性, 随后制作了优化后玻璃纤维增强尼龙结构物理样件, 最终的弯曲试验验证了方案的有效性。
关键词：玻璃纤维增强尼龙,车身设计,碰撞性能,轻量化设计
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碰撞性能 第8篇
关键词：响应面法,侧面碰撞,八面柱
0 引言
由于具有良好的耐冲击性能, 薄壁多面柱体越来越多地应用于从汽车工程到土木工程的各种领域。这种结构的低成本和高能量吸收特性使之成为冲击、撞击中的一种有效结构。薄壁多面柱体已经得到广泛讨论, 特别是关于材料特性和结构设计方面, 许多研究已经成功。这些研究得到了许多增强柱体耐冲击性能的成果, 如对机械性能良好的材料的熟练应用, 对六面柱、八面柱设计的组合运用等等。
然而, 撞击中薄壁多面柱体的研究主要集中在仅发生正面碰撞的情形, 而这种柱体还能参与到其他类型的碰撞中, 如侧面碰撞。因此, 本文将延续Liu[1]的工作, 讨论刚性面侧面碰撞下薄壁八面柱截面结构的优化。为了优化耐冲击性能, 运用了Forsberg和Nilsson用于增强耐冲击性能的响应面技术[2], 研究柱体能量吸收性能, 根据比较所得的二次至四次多项式方程, 找到最佳截面结构, 并研究了侧面冲击中截面尺寸的影响。
1 模拟中有限元模型的定义及初始条件
1.1 截面设计
依据Liu[3]对薄壁柱体结构的前期工作, 确定八面体柱的结构特性, 如表1所示。
1.2 有限元分析模型和条件分析
使用Hypermesh软件, 采用矩形网格均匀分布建立有限元模型。所有材料特性如表2所示, 撞击条件设定为冲击时间0.8ms, 初始速度15m/s。
考虑到侧面碰撞特性, 对于这类冲击, 增加集中质量会导致完全变形, 且能量吸收不能有效确定。因此, 模拟不包括集中质量。另外使用了25个样品尽可能覆盖所有厚度 (t) 和边长 (a) 范围。
2 响应面方法应用于侧面碰撞[4~6]
响应面法是通过一系列确定性实验, 使用最少实验量评估工业设备最优性能的方法。输入量称为因素或变量 (本文中为厚度t和边长a) , 输出量代表系统在这些因素作用下产生的响应值, 在本文中即为SEA (单位质量吸收的碰撞能量) 。
SEA (Kj/Kg) =总能量吸收/总结构质量
响应面法能获得一个试验中与测得量相关的平均值的相对准确预测。这种预测具有相对准确性的一个重要原因是所谓的相互作用, 即各种因素的协同效应均被明确包含在预测模型中。
使用一系列基本方程来获得原始响应构建响应面模型和估算SEA值:
上式中βi为回归系数, 由最小二乘法获得。针对样品点 (a, t) i, 有m (m>n) 个相应屈服响应观测值yi (y1–ym) , 因此, 最小二乘表达式写成:
εi为由样品点区域观测到的响应值yi与这些点RS估计值间的误差。
参数矢量B= (β1, β2, ..., βn) 来自于:
其中, 矩阵Φ由方程i (a, t) 组成:
为了保证模型准确性, 计算了系数R2, 其值越大表明模型吻合性越好。
R其2=中1, -SSE及SST表达式为:
表3是运用LS Dyna solver通过有限元分析得到的不同截面结构所有撞击响应。图4及图5分析曲线直接给出厚度和边长对能量吸收影响的趋势。在这个范围内, 厚度为SEA值的正相关函数 (如图4所示) , 边长为负相关函数 (如图5所示) 。
使用响应面技术评估从二次到四次不同级数多项式模型, 进而确定具有较大影响的解释变量及其对撞击响应的重要性。响应面法能确定SEA关于厚度t及边长a的分布方程组。
我们使用Excel matrix Solver及Design Expert软件求解55八面柱体系。
3 回归系数和多项式方程
通过Design expert solver计算得到25个样品矩阵的回归系数, 从而得出二次到四次各级数的总体方程。
二次型:
三次型:
四次型:
PRESS准则是一种评定特定模型对各个设计点吻合程度的手段。计算的模型参数不涉及第一设计点。这个模型用于预测第一点, 接着计算该点残差, 之后每个点都这样处理, 累加残差平方值。
通过对比, 我们清楚地发现四次模型具有极小的偏差和良好的吻合性, 准确性最佳。如图9所示, 显示了来源于预测值和总体四次响应面的3D表面响应。四次模型提供了柱体侧面碰撞响应的最佳估算值。
为了寻求八面柱的最佳结构, 我们使用Matlab中的对有约束的非线性优化算法分析四次多项式方程, 即Fmincon函数, 得到截面最优尺寸:
4 结论
1) 本文介绍了刚性面侧面碰撞下薄壁八面柱截面结构的优化, 定义厚度和边长为变量, 对不同组合值进行模拟, 使用响应面法确定符合系统行为的数学多项式方程, 从中发现使用最高级数为四次的多项式函数描述撞击行为具有良好的准确性, 可以用于确定具有低质量、高耐冲击性能的最佳截面结构。
2) 通过有限元分析观察到厚度及边长对能量吸收的影响。根据之前对正面碰撞的研究, 得到在两种撞击条件下, 薄壁八面柱最优结构, 由于边长对能量吸收的影响小, 可以选择厚度 (t=1.6) , 边长取值为:20
本文是之前关于薄壁结构研究的一个补充, 针对最常见的侧面及正面撞击情况, 提供对最佳结构的一种整体评估方法。其次, 本文开拓了未被广泛讨论但常发生于汽车事故的侧面冲击的研究新视角。
参考文献
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