張建坤，李 充，陳 光，王金剛

（1.河北工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，天津300130；2.中國汽車技術(shù)研究中心有限公司，天津300300）

1 引言

隨著我國國民經(jīng)濟(jì)和道路運(yùn)輸事業(yè)的飛速發(fā)展，各行業(yè)對于液態(tài)危險(xiǎn)化學(xué)品的需求量日益增加，隨之而來的是液態(tài)危險(xiǎn)貨物運(yùn)輸事故。危險(xiǎn)貨物道路運(yùn)輸發(fā)生的事故占危險(xiǎn)貨物運(yùn)輸事故比例高達(dá)30%［1］，位居首位。近年來，罐式危險(xiǎn)貨物運(yùn)輸車輛（以下簡稱＂罐車＂）被追尾引發(fā)的二次特重大交通事故，給國家和人民群眾生命財(cái)產(chǎn)造成重大損失，成為道路運(yùn)輸管理面臨的突出問題，引起了行業(yè)管理部門的高度重視和社會(huì)各界的廣泛關(guān)注。

在罐車與轎車的碰撞事故中，轎車鉆入罐車下部是十分可怕的死亡交通事故形態(tài)。前下部防護(hù)裝置、后下部防護(hù)裝置能夠有效防止鉆入碰撞事故［2］。巴西Campinas州立大學(xué)的JoséRicardo Lenzi Mariolani等設(shè)計(jì)了旋轉(zhuǎn)式后下部防護(hù)裝置和一種網(wǎng)式后下部防護(hù)裝置［3，4］；美國Concardia大學(xué)的Mahesh Balike設(shè)計(jì)了阻尼彈簧元件［5］；澳大利亞Monash大學(xué)的Roger Zou George Rechnitzer等設(shè)計(jì)了一種吸能型后下部防護(hù)裝置［6］。目前下部防護(hù)裝置研究的焦點(diǎn)聚集在防護(hù)裝置的離地高度和緩沖吸能這兩個(gè)方面。

將討論一種用于罐車的吸能式后下部防護(hù)裝置的吸能特性與離地高度，借助多次臺(tái)車碰撞試驗(yàn)數(shù)據(jù)和CAE仿真工具，分析了這種罐車后下部防護(hù)裝置的防鉆入效果和吸能量，并給出了后防護(hù)裝置與轎車前端合理的重合度，證實(shí)其具有較好的防鉆撞和吸能功能。

2 某吸能式后防護(hù)裝置動(dòng)態(tài)試驗(yàn)

某危險(xiǎn)品運(yùn)輸車吸能式后防護(hù)裝置的幾何模型和尺寸，如圖1所示。此后防護(hù)裝置重62.39kg。它由鋁合金薄板件和塑料頂罩組成，其中鋁合金薄板件組成吸能式后防護(hù)裝置的主體部分。吸能式后防護(hù)裝置包括頂罩、包裹在最外面的外圍板和內(nèi)部的4層結(jié)構(gòu)件，每層都是由支撐件與交叉板組成，支撐件與支撐件之間有鋁板相隔。支撐件和與之相鄰的隔板、支撐件和交叉板以及外圍板和隔板間所有的連接都是通過鉚釘連接在一起。

圖1 吸能式后防護(hù)裝置Fig.1 Energy-Absorbing Rear Protection Device

后防護(hù)裝置橫截面寬2200mm高600mm，汽車及掛車側(cè)面和后下部防護(hù)要求GB11567-2017中規(guī)定移動(dòng)臺(tái)車前端剛性碰撞面寬1700mm高400mm，不能完全覆蓋后防護(hù)裝置。為使臺(tái)車前端完全覆蓋后防護(hù)裝置，沖擊試驗(yàn)中采用如圖2所示臺(tái)車。此臺(tái)車重2290kg，前端碰撞面寬2400mm高800mm。臺(tái)車是由木板、鋼板和方管組成，方管主要構(gòu)成了臺(tái)車的框架。木板安裝在臺(tái)車最前部用于碰撞時(shí)增大接觸面的摩擦力，木板后有一層鋼板用于支撐其前面的木板，木板和其后的鋼板通過螺栓連接在車架上。車架由方管組成，方管與方管之間通過焊接在一起，增加配重用的鋼板通過螺栓連接在車架。試驗(yàn)時(shí)在臺(tái)車尾部安裝加速度傳感器，用來測量臺(tái)車和后防護(hù)裝置碰撞過程中的加速度變化。

圖2 后防護(hù)沖擊試驗(yàn)臺(tái)車Fig.2 RUPD Impact Test Trolley

后防護(hù)裝置通過螺栓固定在剛性墻壁上，臺(tái)車以60km/h初速度撞擊后防護(hù)裝置。由高速攝像機(jī)記錄的試驗(yàn)過程如圖3所示，在臺(tái)車與后防護(hù)裝置碰撞過程中，臺(tái)車車架未發(fā)現(xiàn)明顯變形。后防護(hù)裝置在被壓縮時(shí)頂部塑料罩先被壓潰，同時(shí)頂部塑料罩有局部的開裂。后防護(hù)裝置在繼續(xù)被壓縮時(shí)呈現(xiàn)出由前向后分層潰縮的現(xiàn)象。

如圖3（a）在0ms時(shí)臺(tái)車與后防護(hù)裝置開始接觸；如圖3（b）在20ms時(shí)刻后防護(hù)裝置塑料頂罩已被壓潰后部主體結(jié)構(gòu)已開始?jí)嚎s；如圖3（c）在40ms時(shí)后防護(hù)裝置鋁合金主體部分正常潰縮；如圖3（d）在60ms時(shí)后防護(hù)裝置被壓縮到極限位置，之后由于后防護(hù)密實(shí)變形時(shí)會(huì)產(chǎn)生急劇增加的接觸反力，該階段臺(tái)車車架發(fā)生輕微變形，后輪輪胎壓縮明顯，臺(tái)車速度迅速降低為零并反彈，臺(tái)車有前后顫動(dòng)現(xiàn)象。由臺(tái)車沖擊試驗(yàn)過程可得，試驗(yàn)中的碰撞能量相對于后防護(hù)的吸能能力偏大，在試驗(yàn)的最后階段，超過了后防護(hù)的吸能能力的極限。

圖3 試驗(yàn)過程Fig.3 Experimental Procedure

3 吸能式后防護(hù)裝置動(dòng)態(tài)仿真分析

3.1 材料試驗(yàn)及建立有限元模型

為建立該后防護(hù)的臺(tái)車沖擊仿真分析模型，針對后防護(hù)裝置中用到的鋁合金和樹脂材料力學(xué)特性開展了試驗(yàn)。材料試件如圖4所示，圖4（a）為鋁合金試件尺寸、鋁合金試件、拉伸試驗(yàn)后的鋁合金試件，圖4（b）為塑料試件尺寸、塑料試件、拉伸試驗(yàn)后的塑料試件。鋁合金試件材料尺寸參考金屬材料拉伸試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)方法ASTM E8／E8M－09中對試件尺寸的要求；塑料試件材料尺寸依據(jù)塑料拉伸性能試驗(yàn)方法GB/T 1040-92中對試件尺寸的要求。通過拉伸試驗(yàn)測得兩種材料的工程應(yīng)力應(yīng)變曲線，經(jīng)過換算、擬合得到主要參數(shù):彈性模量、應(yīng)力應(yīng)變曲線，換算過程參考文獻(xiàn)［7］。

圖4 模型材料Fig.4 Material of Model

建立該吸能式后防護(hù)裝置的有限元模型。后防護(hù)主體材料為鋁合金，采用彈塑性材料模型模擬，樹脂外罩也是采用彈塑性材料模型模擬，有限元模型中不考慮臺(tái)車車架的變形，采用剛體材料模型。

采用殼單元建立后防護(hù)的鋁合金主體、樹脂外罩和臺(tái)車方管等結(jié)構(gòu)的有限元模型。實(shí)際結(jié)構(gòu)中的鉚接簡化為節(jié)點(diǎn)剛體。

通過共節(jié)點(diǎn)方式簡化臺(tái)車各個(gè)方管件焊接的連接關(guān)系。臺(tái)車中的螺栓連接也簡化為節(jié)點(diǎn)剛體。在臺(tái)車有限元模型中建立加速度器單元，并固定在與試驗(yàn)中加速度器相同位置。基于試驗(yàn)的臺(tái)車沖擊后防護(hù)裝置碰撞仿真分析模型共有407910個(gè)節(jié)點(diǎn)395757個(gè)單元。

動(dòng)態(tài)仿真分析計(jì)算結(jié)果獲得總能量、動(dòng)能、內(nèi)能、沙漏能變化曲線，如圖5所示?？偰芰繛?18.67kJ，最大沙漏能為5.65kJ，占總能量的1.77%。所建立的動(dòng)態(tài)沖擊仿真分析模型滿足整車碰撞仿真分析中對沙漏能小于總能量5%的要求。

圖5 能量曲線Fig.5 Energy Curve

臺(tái)車沖擊過程中后防護(hù)的變形如圖6所示，對比試驗(yàn)過程，仿真分析中后防護(hù)裝置呈現(xiàn)出與試驗(yàn)相同的變形潰縮順序。在有限元分析結(jié)果中臺(tái)車沒有發(fā)生形變。

圖6 仿真過程Fig.6 Simulation Process

3.2 臺(tái)車沖擊后防護(hù)裝置仿真與試驗(yàn)對比

試驗(yàn)和仿真中測得加速度－時(shí)間曲線如圖7（a），為直觀對比臺(tái)車位移和加速度的關(guān)系將加速度－時(shí)間曲線轉(zhuǎn)化為加速度－位移曲線如圖7（b）。圖7（b）中仿真和試驗(yàn)加速度曲線在臺(tái)車前726mm位移都相對平穩(wěn)，后防護(hù)裝置穩(wěn)定變形，加速度變化真實(shí)的反應(yīng)了后防護(hù)裝置的動(dòng)態(tài)特性。仿真曲線以試驗(yàn)曲線為中心上下波動(dòng)，仿真和試驗(yàn)平均加速度誤差為3.11%；在臺(tái)車位移800mm處都出現(xiàn)了大于100g的峰值加速度。此時(shí)后防護(hù)已經(jīng)被壓密實(shí)，峰值加速度是由臺(tái)車初始能量太大撞擊到剛性墻造成的。通過以上分析仿真與試驗(yàn)基本吻合，可用此有限元模型進(jìn)行后續(xù)分析。

圖7 加速度能量變化曲線Fig.7 Acceleration Energy Curve

通過對加速度在位移域中積分再乘以臺(tái)車質(zhì)量得到試驗(yàn)與仿真臺(tái)車能量變化曲線，如圖7（c）所示。在臺(tái)車前726mm位移能量呈現(xiàn)出隨位移線性變化趨勢；仿真曲線中能量變化略低于試驗(yàn)中能量變化。吸能式后防護(hù)裝置壓縮量達(dá)到726mm時(shí)最終吸能量為199kJ。吸能式后防護(hù)裝置與常規(guī)后防護(hù)裝置相比吸能量明顯增加。

4 后防護(hù)裝置實(shí)車仿真分析

以此后防護(hù)碰撞有限元模型為基礎(chǔ)，針對轎車和SUV在沖擊后防護(hù)時(shí)碰撞特性進(jìn)一步分析。用整車模型對后防護(hù)裝置防鉆入和吸能性能進(jìn)行實(shí)車碰撞仿真分析。

4.1 后防護(hù)裝置阻擋功能和吸能性能

經(jīng)過多次仿真發(fā)現(xiàn)轎車或SUV的防撞梁、吸能盒和縱梁組成正面碰撞中主要傳力部件，它們相對后防護(hù)裝置的撞擊位置會(huì)影響后防護(hù)裝置在碰撞過程中的變形和吸能。論文以重合度為評(píng)價(jià)指標(biāo)，重合度為縱梁上沿到后防護(hù)下沿的豎直距離h與后防護(hù)豎直高度H的比。選定四種不同重合度，如表1所示。并確定了轎車（Yaris）與后防護(hù)相對位置，如圖8所示。以60km/h的初速度沖擊固定于剛性墻上的后防護(hù)裝置。

圖8 后防護(hù)裝置與轎車（Yaris）縱梁相對位置Fig.8 RUPD and Relative Position of the Yaris Stringer

表1 轎車縱梁與后防護(hù)的重合度Tab.1 Degree of Coincidence of Longitudinal Member and RUPD

碰撞過程分析：

（1）重合度為17.66%時(shí)，轎車防撞梁在與后防護(hù)裝置碰撞接觸過程有明顯相對滑動(dòng)。在整個(gè)碰撞過程中轎車防撞梁與吸能盒沒有明顯變形，55ms后防撞梁滑離后防護(hù)裝置，防撞梁與吸能盒斜插入后防護(hù)裝置與地面所形成的空隙，轎車有明顯鉆入；后防護(hù)裝置壓潰不充分吸能量小，最終吸能量為64.72kJ。

（2）重合度為25.91%時(shí)，轎車防撞梁在與后防護(hù)裝置碰撞接觸過程有輕微相對滑動(dòng)，35ms吸能盒開始發(fā)生彎折，轎車前端有輕微鉆入；后防護(hù)壓潰變形吸能量增加，最終吸能量為87.45kJ。

（3）重合度為34.16%時(shí)，轎車撞梁在與后防護(hù)裝置碰撞接觸過程中基本沒有相對滑動(dòng)，30ms吸能盒開始發(fā)生彎折，轎車前端沒有鉆入現(xiàn)象；后防護(hù)裝置結(jié)構(gòu)壓潰充分，最終吸能量為102.70kJ。

（4）重合度為42.41%時(shí)，轎車防撞梁在與后防護(hù)裝置碰撞接觸過程中沒有相對滑動(dòng)，30ms吸能盒開始發(fā)生彎折，轎車前端沒有鉆入現(xiàn)象；與車寬相對的后防護(hù)裝置基本被完全壓潰，后防護(hù)吸能效果好，最終吸能量為104.38kJ。

在仿真的四種重合度中，轎車沖擊后防護(hù)裝置達(dá)到最大鉆入量時(shí)，A柱和門檻基本未發(fā)生變形，很好的保證了成員艙的安全性。

碰撞過程中后防護(hù)裝置內(nèi)能變化，如圖9所示?？梢钥闯鲋睾隙葹?7.66%時(shí)后防護(hù)吸能量最少，重合度為42.41%時(shí)后防護(hù)吸能量最大，隨著重合度的增加吸能量增加。在后防護(hù)重合度由17.66%上升到25.91%時(shí)吸能量增加22.73kJ；后防護(hù)重合度由25.91%上升到34.16%時(shí)吸能量增加15.25kJ；后防護(hù)重合度由34.16%上升到42.41%時(shí)吸能量增加1.68kJ。后防護(hù)裝置重合度由17.66%到34.16%變化過程中吸能量變化明顯；重合度高于34.16%時(shí)吸能量變化不明顯。由此選取34%為最佳重合度，在此重合度下不會(huì)發(fā)生鉆入，同時(shí)后防護(hù)裝置充分吸能，吸能量是常規(guī)后防護(hù)裝置的3倍。

圖9 后防護(hù)不同安裝高度時(shí)的吸能曲線Fig.9 RUPD of Energy Absorption Curves at Different Installation Heights

4.2 驗(yàn)證最佳重合度

某SUV（Rav4）以60km/h的初速度沖擊重合度為34%的后防護(hù)裝置最大壓潰量時(shí)刻，如圖10所示。在此重合度下SUV未發(fā)生鉆入，后防護(hù)裝置吸能量，如圖11所示。最終吸能量為129.63kJ，由于SUV比轎車質(zhì)量大后防護(hù)裝置被壓潰充分所以最終吸能量略高于轎車沖擊時(shí)后防護(hù)的吸能量。

圖10 SUV沖擊后防護(hù)最大壓潰量時(shí)Fig.10 SUV Impact Protection Maximum Crush Displacement

圖11 SUV沖擊后防護(hù)能量－位移曲線Fig.11 RUPD Energy-Displacement Curve of SUV Impact

重合度為34%時(shí)吸能式后防護(hù)裝置能夠防止轎車、SUV鉆入，同時(shí)吸能量是常規(guī)后防護(hù)裝置的3倍；因此為保證不同車型重合度都為34%，建議將此后防護(hù)裝置安裝于高度可自動(dòng)調(diào)節(jié)的支架上。

5 總結(jié)

建立危險(xiǎn)品運(yùn)輸罐車后下部防護(hù)裝置的三維模型，并利用此三維模型建立了該裝置的有限元模型。對此后防護(hù)裝置進(jìn)行了臺(tái)車仿真和臺(tái)車試驗(yàn)對標(biāo)，驗(yàn)證了有限元模型的有效性。分析了此后防護(hù)裝置在臺(tái)車碰撞中加速度、能量變化及最大吸能量。并應(yīng)用某轎車和SUV驗(yàn)證吸能式后防護(hù)裝置的防鉆入和緩沖吸能作用。

基于動(dòng)態(tài)沖擊試驗(yàn)和有限元計(jì)算，分析臺(tái)車加速度與后防護(hù)裝置的線性吸能特性。通過加速度平均誤差3.11%確定了此有限元模型的有效性，并可用于后續(xù)整車碰撞仿真。

分析了轎車縱梁與后防護(hù)不同重合度時(shí)對轎車防鉆入性能與吸能量大小的影響，并得出34%的最佳重合度，此時(shí)吸能量是常規(guī)后防護(hù)裝置的3倍。使用某SUV驗(yàn)證最佳重合度，得出此重合度也適用于SUV。34%重合度可用于安裝時(shí)的建議重合度，因此針對不同車型安裝高度不同，此后防護(hù)裝置可安裝在高度可自動(dòng)調(diào)節(jié)的支架上。