沈小燕，余政濤，秦 簫，陳 野，張國勝,李 金

（1. 長安大學 汽車學院，西安710064, 中國；2. 長安大學 汽車運輸安全保障技術(shù)交通行業(yè)重點實驗室，西安710064，中國；3. 交通運輸部公路科學研究院，北京 100088，中國）

罐式車輛是氣體、液體危險貨物的主要承載工具，約占危險貨物車輛總數(shù)的51%。通過對2014-2019年發(fā)生的1 422起危險貨物道路運輸事故進行統(tǒng)計分析后發(fā)現(xiàn)，事故主要以單方側(cè)翻 （28.2%），兩車追尾（22.9%）和兩車碰撞（11.2%）為主[1]。在追尾碰撞中因罐體或卸料口損壞導致的泄漏、火災(zāi)或爆炸等次生災(zāi)害往往會引起更為嚴重的后果，如2012年包茂高速“8.26”罐車-客車碰撞事故及2014年晉濟高速巖后隧道“3.1”碰撞燃爆事故分別造成了36人和40人死亡，因此，為減小事故的危害性，應(yīng)當采取技術(shù)手段有效預防或降低危險貨物罐式運輸車輛在追尾碰撞中罐體的損傷及其所載物質(zhì)的泄漏。

為了降低追尾碰撞的危險性，國內(nèi)外學者利用仿真試驗和實車試驗等手段提出很多后下部防護裝置結(jié)構(gòu)方案和材料優(yōu)化建議，如F. Cappello等設(shè)計了一種改進防護裝置以改善追尾車輛與貨車的碰撞相容性[2]。F. Carrera分析了不同類型后下部防護裝置在油罐車上的使用情況，研究在不同碰撞速度下法規(guī)要求的性能試驗結(jié)果與真實碰撞結(jié)果的差異性[3]。A. O.Atahan等用3種車型分別以48、56和65 km/h的相對速度碰撞4種后下部防護裝置的試驗數(shù)據(jù)，評估不同類型防護裝置的有效性[4]。D. E. Pearson等基于2 258起危險貨物運輸事故案例數(shù)據(jù)模擬分析了罐車的碰撞過程[5]。S. W. Kirkpatrick構(gòu)建了預測鐵路罐體碰撞產(chǎn)生的力偏轉(zhuǎn)特性模型，提出穿透力與罐體和撞擊物的幾何形狀和撞擊參數(shù)之間的函數(shù)關(guān)系[6]。F. R. Ahad分析了移動壁障撞擊液罐車時罐體材料變形情況，并據(jù)此預測罐體損傷過程[7]。張國勝等分析了不同追尾車輛質(zhì)量、碰撞速度等工況下，罐體后下部防護裝置的碰撞特性和防護性能[8]。張凡[9]、沈小燕[10]和閆艷[11]仿真計算了液罐車與客車碰撞過程的能量變化及結(jié)構(gòu)變形等特性，并采用附加質(zhì)量法分析不同充液率對碰撞結(jié)果及罐體破裂失效的影響。陳野[12]和文英[13]對罐車與客車追尾碰撞時的動力學響應(yīng)進行數(shù)值模擬，分別分析了在安裝不同類型后部防護裝置時，罐車在能量、加速度、應(yīng)力及變形情況等方面的差異。

由上述文獻可知，現(xiàn)有研究主要針對罐車與乘用車追尾碰撞時的后下部防護裝置性能分析，而這些裝置的強度和結(jié)構(gòu)均難以防止諸如貨車-貨車和貨車-客車等大型營運車輛追尾可能造成的損壞。為此，本文重點針對液體危險貨物罐式車輛與大客車的追尾碰撞事故，設(shè)計可以有效減少罐體破損的后部防護裝置，通過建立大客車-防護裝置-罐車追尾碰撞模型，采用實車碰撞試驗與仿真建模相結(jié)合的方式，驗證所建立追尾碰撞模型的有效性。在此基礎(chǔ)上，對不同工況下防護裝置的碰撞特性和防護性能以及碰撞沖擊下罐車的動力學響應(yīng)進行分析。

1 防護裝置的設(shè)計方案

通過事故案例分析，現(xiàn)有危險貨物運輸罐車后部防護裝置存在防護面積小、防護距離短、吸能方式單一、結(jié)構(gòu)主要針對與乘用車的追尾碰撞、對罐體的防護效果甚微等問題，為解決上述問題，本文結(jié)合生產(chǎn)和運輸企業(yè)的建議，提出了如圖1所示的罐車后部防護裝置設(shè)計方案，主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 后部防護裝置基本技術(shù)參數(shù)

圖1 后部防護裝置

該裝置橫梁和支臂均為方管，通過8個焊接點相互連接，中心的2根支臂以十字結(jié)構(gòu)焊接以增加裝置強度，并采用焊接和柳接的方式通過卡槽與罐車縱梁連接。與現(xiàn)有普通防護裝置相比，該裝置防護面積及防護高度更大，可以保護罐體中間及以上部位；材料為鋼管，強度和剛度均較大，不易變形且安裝方便；同時可與罐體保持約500 mm的距離，降低罐車與追尾車輛發(fā)生直接接觸的可能性。

2 有限元數(shù)值仿真和足尺試驗對比分析

本文以2012年包茂高速“8.26”罐車-客車追尾事故為原型，分別進行實車足尺實驗和數(shù)值仿真模擬。

2.1 實車試驗技術(shù)參數(shù)

實車試驗選用的大客車整備質(zhì)量為6.65 t，并通過在座椅上配備帶約束系統(tǒng)的試驗假人及放置配重沙桶使總質(zhì)量達到10 t。罐車整備質(zhì)量5.8 t，將防護裝置通過焊接方式固定在罐車尾部，并采用向罐體內(nèi)注水的方式將其總質(zhì)量增加至13 t。兩車主要技術(shù)參數(shù)如表2所示。

表2 試驗車輛的主要技術(shù)參數(shù)

同時，為詳細記錄碰撞試驗過程中罐體和客車的結(jié)構(gòu)變形量和碰撞力學響應(yīng)等數(shù)據(jù)，分別在罐車、客車等關(guān)鍵部位加裝三軸加速度傳感器，在碰撞區(qū)域左、右和上方分別安裝3臺高速攝像機，在客車車門側(cè)、司機窗側(cè)、防護裝置結(jié)構(gòu)位置以及罐體相對位置等可能發(fā)生大變形的區(qū)域進行標記，以便試驗后對變形區(qū)域數(shù)據(jù)進行采集。實車試驗時，將牽引小車拖拉裝置安裝在客車底盤，以保證在碰撞瞬間速度保持預設(shè)值，并將罐車檔位掛至3檔，防止車輪抱死。另前期案例研究發(fā)現(xiàn)，大型車輛與危險貨物罐車發(fā)生碰撞時的速度差一般在30 ～ 50 km/h之間，故大客車的追尾速度設(shè)定為40 km/h進行追尾碰撞試驗。

2.2 仿真試驗及技術(shù)參數(shù)

2.2.1 仿真模型建立

仿真實驗采用Pro/E和Hypermesh軟件。為兼顧運行效率和仿真精度，在構(gòu)建車輛有限元模型時，主要采用骨架模型，忽略蒙皮對車身結(jié)構(gòu)強度的影響以及部分不影響實驗結(jié)果的工藝特性（安裝孔等），去掉部分非承載件（如內(nèi)飾、座椅等），發(fā)動機等部件簡化為質(zhì)量大小相當?shù)膶嶓w。此外，在追尾碰撞過程中，罐車變形區(qū)域主要集中在尾部，前部變形較小，故對罐車采用分部網(wǎng)格劃分法建模，即罐車前部網(wǎng)格密度小于尾部，以降低網(wǎng)格數(shù)量，節(jié)約計算時間。依據(jù)研究對象CAD圖紙和建模簡化原則，在Pro/E軟件中建立后部防護裝置、罐車與追尾大客車幾何模型，并將建立的幾何模型導入Hypermesh，經(jīng)過幾何清理、網(wǎng)格劃分、屬性設(shè)置等前處理操作，得到相應(yīng)的有限元模型，如圖2所示。

圖2 試驗車輛實體及其有限元模型

另外，由于整車質(zhì)心位置對碰撞影響較大，故應(yīng)確保仿真模型與實車試驗的車輛質(zhì)心位置誤差控制在5%以內(nèi)。經(jīng)測量，有限元模型中的客車質(zhì)心高度為1 270 mm，罐車質(zhì)心高度為1 380 mm，兩者與實車質(zhì)心高度的誤差值分別是0.157%和0.432%，仿真參數(shù)設(shè)置基本與實際參數(shù)保持一致。最終，將有限元模型在Hypermesh中進行模型組裝，建立了罐車-大客車追尾碰撞有限元仿真模型，如圖3所示。其中，大客車單元為463 075個，節(jié)點442 997個；罐式車輛單元為82 714個，節(jié)點為93 608個；防護裝置的單元為 36 194個，節(jié)點為35 369個。

圖3 罐車-大客車追尾碰撞有限元模型

2.2.2 仿真試驗參數(shù)設(shè)置

由于碰撞時車體結(jié)構(gòu)主要發(fā)生塑性變形緩沖吸能，其材料屬性如彈性模量、泊松比、屈服極限和密度等參數(shù)直接影響計算的最小時間步長和接觸剛度，故選用的材料參數(shù)應(yīng)能準確反映構(gòu)件的變形特征。

經(jīng)對比分析，最終確定了單元尺寸和類型（如表3所示）、材料屬性、接觸和摩擦、求解方法、求解步長和時間等參數(shù)。其中，車身骨架材料模型為MAT24，變速箱和發(fā)動機為MAT20，軸和懸架為MAT1，材料性能參數(shù)參照NCAC官方網(wǎng)站。車輛內(nèi)部采用自動單面接觸，碰撞車輛間采用自動面面接觸，動、靜摩擦系數(shù)均設(shè)為0.15。車輪與地面的動摩擦系數(shù)FD和靜摩擦系數(shù)FS分別設(shè)為0.7和0.8。求解時間120 s，求解方式為單點Gauss積分，質(zhì)量縮放系數(shù)DTMS = 6.52×10-6，沙漏控制系數(shù)0.5，重力加速度（g）9.8 m/s2。

表3 仿真模型的單元尺寸和類型參數(shù)設(shè)置

2.3 實車和仿真試驗結(jié)果分析

一方面，利用傳感器對碰撞過程中關(guān)鍵部件的動力性響應(yīng)進行記錄，并利用高速攝像機對碰撞瞬間和碰撞后的結(jié)構(gòu)變形情況進行采集，另一方面利用仿真軟件進行同等條件下的數(shù)值模擬仿真。實車試驗和仿真試驗結(jié)果對比如圖4所示。

圖4 實車試驗與數(shù)值仿真試驗效果對比

實車碰撞結(jié)果顯示：客車與罐體沒有發(fā)生直接接觸，罐車尾端基本沒有受到損壞，但防護裝置變形明顯，其中防護裝置正面內(nèi)側(cè)構(gòu)件變形量最大；碰撞后大客車前圍出現(xiàn)凹陷，但駕駛員艙和乘務(wù)員艙整體變形較小，車門均能正常開啟，客車前擋風玻璃出現(xiàn)結(jié)構(gòu)性損傷但沒有脫離框架。

實車試驗和仿真試驗的變形數(shù)據(jù)如表4所示。數(shù)據(jù)顯示，實車試驗和仿真試驗中，各結(jié)構(gòu)變形情況存在一定差異，且實車試驗變形量小于仿真試驗的。其中，防護裝置各部位變形相對誤差均小于10%。雖然罐體尾部相對誤差達到13.70%，但其變形量基數(shù)小，故仍可認為試驗結(jié)果與仿真結(jié)果總體一致。

表4 數(shù)值仿真和實車試驗的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)變形量

此外，由圖5可知，在實車試驗和仿真試驗中，罐車質(zhì)心處加速度(a)曲線在波峰形態(tài)、變化趨勢及峰值上吻合度較高，加速度最大峰值的誤差約為2.5%，且實車試驗的質(zhì)心加速度峰值比仿真模擬的大。該誤差產(chǎn)生的主要原因是實車試驗時罐內(nèi)充裝了85%的水，內(nèi)充液體受撞擊后會對罐壁產(chǎn)生反向沖擊力，產(chǎn)生“水錘”疊加效果?？傮w來說，誤差值均在允許范圍內(nèi)，故認為本文建立了數(shù)值仿真模型在理論上可信，可以利用該模型進一步進行罐車后防護裝置研究。

圖5 數(shù)值仿真與實車試驗的罐車質(zhì)心處加速度響應(yīng)曲線

3 不同碰撞參數(shù)下防護裝置和罐體的動力學響應(yīng)

3.1 不同追尾車輛質(zhì)量對罐體和防護裝置的影響

在真實追尾碰撞事故中，碰撞車輛質(zhì)量各不相同。在碰撞速度相同的條件下，不同質(zhì)量的碰撞車輛直接決定了碰撞系統(tǒng)初始碰撞能量，致使防護裝置和罐體的碰撞動力學響應(yīng)存在差異。為此，本文選取碰撞客車質(zhì)量(m)分別為8 t、10 t、14 t、18 t、25 t共5個不同碰撞質(zhì)量工況，研究在相同碰撞速度下的罐體動力學響應(yīng)特性及防護裝置吸能特性。碰撞速度設(shè)為40 km/h。

3.1.1 不同追尾車輛質(zhì)量下的罐體加速度變化曲線

由圖6可知，在不同質(zhì)量(m)車輛撞擊下，罐體加速度變化趨勢基本相同，均出現(xiàn)2次峰值，且加速度峰值隨著追尾車輛質(zhì)量的增加而加大。其中，第1次加速度峰值主要由追尾沖擊造成，第2次峰值出現(xiàn)則由罐體內(nèi)承載的液體反擊作用而導致，且罐體自身的液體沖擊大于追尾碰撞產(chǎn)生的沖擊，因此，研究追尾碰撞過程中罐內(nèi)液體的流固耦合作用對罐體構(gòu)件的傷害同樣重要。另數(shù)據(jù)也顯示，在不同碰撞質(zhì)量下，罐體受到?jīng)_擊時的加速度變化曲線高度重疊，防護裝置表現(xiàn)出良好的防護性能。

由圖6可知，質(zhì)量為8 t和10 t客車碰撞罐車時，罐體加速度峰值分別為38.21g和47.62g，25 t客車碰撞時，罐體加速度峰值約56.32g，分別增加了45.18%和16.93%。同時，追尾車輛質(zhì)量越大，罐體達到2次峰值的時間也相對較早?？傮w來說，罐體在18 t以下車輛沖擊下，罐體加速度峰值均小于50g，罐體能夠承受相應(yīng)沖擊而不產(chǎn)生破損，但在25 t客車產(chǎn)生的56.32g加速度沖擊下罐體有脫離車架風險。

圖6 不同碰撞質(zhì)量工況下的罐體加速度變化曲線

3.1.2 不同追尾車輛質(zhì)量下防護裝置結(jié)構(gòu)的吸能特性

在追尾碰撞過程中，客車前端結(jié)構(gòu)和防護裝置結(jié)構(gòu)通過壓縮變形吸收碰撞能量, 因此，汽車及防護裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計合理與否直接關(guān)系到吸能效果的好壞。圖7為不同碰撞質(zhì)量沖擊下的防護裝置吸能值(E)。顯然，不同碰撞質(zhì)量下防護裝置的吸能趨勢在80 ms之前基本一致，而80 ms之后曲線趨于平緩，吸收能量保持不變，吸能曲線并未出現(xiàn)劇變點，且隨著碰撞質(zhì)量的增加，最大吸能值也增加，這表明在不同沖擊能量的作用下防護裝置均能利用自身結(jié)構(gòu)變形吸收能量，未出現(xiàn)結(jié)構(gòu)失效的現(xiàn)象。

圖7 不同碰撞質(zhì)量工況下的防護裝置吸能曲線

比較防護裝置在8 t和25 t碰撞沖擊下的能量吸收情況可知，防護裝置吸收能量分別為212 kJ和321 kJ，吸能值增加了約48.2%，但防護裝置的吸能率卻降低21.8%，這是因為碰撞質(zhì)量越大產(chǎn)生的沖擊越大，碰撞瞬間的沖擊作用也越明顯。雖然防護裝置可以利用自身結(jié)構(gòu)吸能，但沖擊越大，結(jié)構(gòu)損壞也越多，故吸能效率表現(xiàn)出下降的情況。

3.2 不同碰撞速度對罐體和防護裝置的影響

為了分析碰撞速度對防護裝置和罐體的動力學響應(yīng)影響，在保持車輛質(zhì)量和質(zhì)心高度不改變的基礎(chǔ)上，分析研究碰撞速度分別為30、40、50 km/h時的防護裝置防護性能和罐體的動力學響應(yīng)。

仿真實驗前通過能量公式計算得到10 t大客車的初始能量值，利用仿真結(jié)果獲得3種速度下防護裝置的最大變形量、加速度峰值出現(xiàn)時間及加速度峰值，如表5所示。數(shù)據(jù)顯示，在保持碰撞車輛質(zhì)量不變的情況下，碰撞速度越大，碰撞初始能量越大，防護裝置的最大變形量越大，加速度峰值越早出現(xiàn)且數(shù)值越大，產(chǎn)生的沖擊越劇烈。

表5 不同碰撞速度工況下的防護裝置變形數(shù)據(jù)

3種碰撞速度下防護裝置的結(jié)構(gòu)變形云圖如圖8所示。防護裝置位移變形(D)主要集中在正面，左右側(cè)變形相對較?。豢v向、斜向支撐均發(fā)生褶皺，縱梁發(fā)生彎曲變形。同時，碰撞速度越大防護裝置的變形程度越大，但均未壓潰脫落，罐體并沒有出現(xiàn)破損現(xiàn)象，防護裝置能夠通過自身結(jié)構(gòu)緩沖吸能對罐體后端起到良好的保護作用。

圖8 不同碰撞速度工況下的防護裝置變形云圖

圖9為不同速度(v)下防護裝置和罐體的加速度變化曲線。由圖9a可知，碰撞過程中，防護裝置的加速度變化趨勢基本一致。同時，不同撞擊速度下，防護裝置的加速度變化均逐漸減小，且均小于40g，滿足《汽車及掛車側(cè)面和后下部防護要求》（GB 11567-2017）[14]，表現(xiàn)出良好的緩沖吸能效果。圖9b為不同碰撞速度下罐體質(zhì)心處加速度變化曲線。顯然，碰撞速度越大，加速度峰值越大，說明沖擊越劇烈。在約20 ms處加速度值發(fā)生較大變化，此時大客車與罐車發(fā)生接觸。由于防護裝置在碰撞過程中會緩沖吸能，所以在30 ～65 ms之間罐體加速度值變化幅度較小，在65 ms之后加速度值又發(fā)生較大變化，此時罐體內(nèi)所載物體會與罐壁發(fā)生二次碰撞，從而造成罐體加速度值發(fā)生突變。

圖9 不同碰撞速度工況下的防護裝置和罐體加速度響應(yīng)曲線

3.3 不同追尾角度對罐體和防護裝置的影響

實際追尾碰撞過程中，兩車通常是有角度的碰撞，并不完全是100%正面碰撞。同時，角度碰撞易造成罐體邊緣部位出現(xiàn)裂痕，導致罐內(nèi)液體泄漏，造成環(huán)境污染和生態(tài)破壞。為此，結(jié)合實際案例，分別選取角度為逆時針20°、40°、60°這3個不同碰撞角度工況，分析碰撞角度對罐體和防護裝置的影響。碰撞速度為40 km/h，仿真時間為180 ms。圖10為60°角度碰撞時防護裝置的等效應(yīng)力(σ)分布云圖。

圖10 60°角度碰撞工況下的罐車結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖

該角度有以下碰撞變形特征：

1） 角度碰撞中防護裝置由于承受沖擊力不對稱，導致防護裝置變形左右不相同。碰撞力主要集中在右側(cè)，因此防護裝置的右側(cè)變形較左側(cè)更大，且右側(cè)有向底盤內(nèi)侵趨勢，而左側(cè)會有外移趨勢。

2） 罐車縱梁變形較小，故對罐體穩(wěn)定性不會產(chǎn)生較大影響。大客車前圍出現(xiàn)輕微塌陷，但駕駛員艙和乘務(wù)員艙變形不大，車門能夠正常開啟。

3） 碰撞過程中，碰撞區(qū)域撞擊力能向防護裝置縱向和客車前部構(gòu)件有效分散碰撞能量。碰撞結(jié)束時，客車前圍與罐體發(fā)生了接觸。仿真結(jié)果顯示，罐體尾端受到一定沖擊作用但沒有出現(xiàn)破損變形，防護裝置利用自身結(jié)構(gòu)變形緩沖了大部分沖擊能量，有效地保護了罐內(nèi)液體貨物安全。但若增大碰撞角度，罐體破損的可能性會增大。

4） 通過模擬仿真分析，該防護裝置在左右60°，總共120°的區(qū)域內(nèi)表現(xiàn)出較優(yōu)的防護性能。

圖11為60°碰撞時防護裝置及其防護欄、支撐結(jié)構(gòu)吸能情況。在該角度碰撞過程中，防護裝置吸收了系統(tǒng)總能量約34%的碰撞能量，約202 kJ，其中防護欄吸收約77 kJ，支撐結(jié)構(gòu)約135 kJ，支撐構(gòu)件的吸能效果較防護欄更好。同時，在角度碰撞中防護裝置吸能峰值要低于100%追尾碰撞中的吸能峰值，這表明在角度碰撞中罐體出現(xiàn)破損的幾率更大。

圖11 60°角度碰撞工況下的防護裝置吸能曲線

3.4 不同質(zhì)心高度對罐體和防護裝置的影響

為了研究不同質(zhì)心高度對罐體動力學響應(yīng)和防護裝置防護性能的影響，本文選取4種不同質(zhì)心高度位置進行數(shù)值仿真分析。通過對大客車結(jié)構(gòu)數(shù)據(jù)的分析，不同型號客車滿載時的質(zhì)心高度一般為1.2～1. 6 m之間。故選取如表6所示的4種大客車質(zhì)心參數(shù)進行對比分析，罐車質(zhì)心高度則設(shè)定為1 470 mm，且研究中保持不變。

表6 仿真實驗選取的大客車質(zhì)心坐標參數(shù)

3.4.1 不同質(zhì)心高度碰撞工況下的防護裝置變形特性

分別選取防護裝置正面第1、第3、第5縱梁和橫梁聯(lián)接處中心、上、下各3個點為測量參考點，數(shù)值模擬分析不同質(zhì)心高度工況下的防護裝置位移變化情況。其中，上橫梁3標記點從左到右分別記為a1～a3，下側(cè)3標記點從左到右分別記為a4～a6。仿真分析得出不同質(zhì)心位置時，各標志點位移變形情況如表7所示。

由表7可知，當兩車質(zhì)心高度基本一致時，防護裝置受力較均勻，各標記點位移變形也較均勻，此時防護裝置能夠充分吸能。隨著質(zhì)心高度的增加，防護裝置上部的變形量逐漸變大，下部變形量逐漸變小。這是因為隨著質(zhì)心高度的增加，大客車與罐車碰撞導致慣性力對碰撞中心的力矩增加，使得防護裝置繞Y軸的彎曲越明顯，導致上部變形量逐漸增加，相反則下部變形量逐漸減小。

表7 防護裝置測量參考點的縱向位移變形量

3.4.2 不同質(zhì)心高度碰撞工況下的防護裝置加速度變形特性

不同質(zhì)心高度(H)碰撞時，防護裝置的加速度響應(yīng)曲線如圖12所示。數(shù)據(jù)顯示，約在22 ms時，加速度曲線開始出現(xiàn)峰值，此時防護裝置受到的沖擊最大，加速度也最大；約50 ms后，加速度響應(yīng)趨于平緩，此時防護裝置利用自身結(jié)構(gòu)緩沖吸能且表現(xiàn)良好。

圖12 不同質(zhì)心高度工況下的防護裝置加速度響應(yīng)曲線

對比不同質(zhì)心高度的加速度響應(yīng)情況可知，質(zhì)心高度為1 270 mm時，加速度峰值比質(zhì)心高度為1 370mm和1 570 mm時大，而1 370 mm和1 570 mm的峰值大小相差較小，這是由于在1 270 mm時，客車與罐車碰撞時防護裝置會受到一個較大的向上力矩，導致防護裝置受到嚴重沖擊作用，出現(xiàn)較大的加速度峰值，而在其他質(zhì)心位置所產(chǎn)生的力矩相對要小，故加速度峰值較小。此外，雖然質(zhì)心高度有所不同，但防護裝置的最大加速度峰值均未超過10g，說明該防護裝置能適應(yīng)不同質(zhì)心高度碰撞形式，且防護性能良好。

4 結(jié) 論

本文通過建立大客車-防護裝置-罐車追尾碰撞有限元模型，采取實車足尺試驗和數(shù)值仿真試驗對比分析方法，對不同追尾車輛質(zhì)量、碰撞速度、追尾角度及質(zhì)心高度工況下的罐體和防護裝置的碰撞特性和防護性能進行研究。結(jié)果表明：

1） 數(shù)值仿真和實車試驗數(shù)據(jù)的對比分析顯示本文所構(gòu)建的有限元仿真模型有效。

2） 本文提出的后部防護裝置能夠滿足不同碰撞工況下的罐體防護性能需求。防護裝置在相對碰撞速度不高于50 km/h時均具有良好防護效果，且能夠阻擋25 t以下客車的碰撞沖擊。在120°的區(qū)域范圍內(nèi)能夠有效的保護罐體；在4種不同質(zhì)心高度碰撞工況下，防護裝置的最大加速度峰值均不超過10g。

3） 當追尾客車質(zhì)量超過25t時，罐體的加速度峰值達到56.32g，罐體有脫離車架風險，故后續(xù)需要改善或研究其他類型的防護裝置，以滿足該碰撞工況時的罐體穩(wěn)定性。

4） 實車試驗和數(shù)值仿真均顯示，碰撞過程中罐內(nèi)液體的非線性晃動會對罐壁產(chǎn)生附加動壓力，形成“水錘效應(yīng)”，進而對罐車運動特性及其損傷失效產(chǎn)生雙重影響。因此，未來可進一步研究碰撞過程中罐內(nèi)液體晃動時的流固耦合作用對罐體結(jié)構(gòu)和動力學響應(yīng)特性的影響。此外，數(shù)值模擬仿真過程中的網(wǎng)格劃分方法、邊界控制等參數(shù)設(shè)置對仿真結(jié)果的影響也是下一步研究方向。