胡琦

摘要：為了解決整備質(zhì)量較大的SUV車型在正面碰撞中減速度峰值大，車輛前端變形空間不足的碰撞安全問題。對前副車架連接點(diǎn)的脫落設(shè)計進(jìn)行了分析研究，從連接點(diǎn)空間受力的角度入手，設(shè)計了一款可脫落式前副車架方案。結(jié)果顯示，前副車架脫落方案對于降低整車碰撞減速度和增加整車位移有顯著的效果，整車減速度峰值由48.1g下降為35.3g，整車位移由571.7mm增加為589.6mm。最后進(jìn)行了整車正面剛性墻碰撞試驗，試驗和仿真結(jié)果的整車減速度、整車位移和關(guān)鍵位置變形模式的吻合度較高。

Abstract： In order to solve the problem of high deceleration peak and insufficient front-end deformation space of SUV with large curb weight in frontal crash. In this paper， the analysis and study were done on separate design of front subframe. The results show that the falling of the front sub-frame can be achieved ， the peak deceleration of the vehicle decreases from 48.1g to 35.3g ， and the vehicle X-displacement increases from 571.7mm to 589.6mm. Finally， the vehicle frontal rigid wall impact test is carried out， and the vehicle deceleration， the vehicle displacement and the deformation of? key positions are highly consistent.

關(guān)鍵詞：SUV;正面碰撞;碰撞減速度;可脫落式前副車架

Key words： SUV;vehicle front crash;crash accelerate pulse;separate design of front subframe

0? 引言

在正面碰撞中，整車對碰撞脈沖的響應(yīng)水平和保證乘員艙的結(jié)構(gòu)穩(wěn)定性是衡量耐撞性能最重要的兩個指標(biāo)。為了追求更大的乘坐空間和車型整體外觀效果，SUV普遍采用短前懸和大尺寸輪胎的設(shè)計風(fēng)格，壓縮了車身前部縱梁結(jié)構(gòu)的吸能變形空間和縱梁在輪包處的橫截面積，在正面碰撞中縱梁吸能不足而且容易發(fā)生折彎變形，導(dǎo)致正面碰撞中整車減速度水平較高，增加被動安全開發(fā)難度?？擅撀涫礁避嚰艿膽?yīng)用指的是：在滿足車身結(jié)構(gòu)強(qiáng)度耐久，NVH性能的前提下，當(dāng)其發(fā)生碰撞，副車架連接點(diǎn)的受力達(dá)到某限值時，副車架連接點(diǎn)脫開，帶動動力總成向下向后移動，釋放碰撞能量，緩解機(jī)艙各大總成的剛性碰撞，同時縱梁獲得更大的變形空間和變形時間，有利于降低整車減速度的峰值。示意圖如圖1所示。

1? 基礎(chǔ)模型FRB仿真結(jié)果分析

1.1 整體能量分析

如圖2所示：FRB仿真模型總能量184KJ，總體能量守恒，動能曲線和內(nèi)能曲線平滑轉(zhuǎn)換，可以作為方案驗證和優(yōu)化的基礎(chǔ)仿真模型。

1.2 基礎(chǔ)模型前部變形和整車減速度波形及位移曲線分析

如圖3所示為整車基礎(chǔ)模型FRB減速度波形曲線和整車位移曲線：第一個峰值為24.1g，出現(xiàn)時刻為14.8ms;第二個峰值為32.7g，出現(xiàn)時刻為26.8ms，整車減速度最大峰值為48.1g，出現(xiàn)時刻為46.5ms;整車最大X向位移為571.7mm。結(jié)合整車變形和減速度波形分析可知，第一峰值由前防撞梁-吸能盒系統(tǒng)剛度決定，第二峰值是由縱梁前段剛度和可變形空間決定。第三峰值的出現(xiàn)是由于動力總成和機(jī)艙眾多部件擠壓之后與剛性墻碰撞產(chǎn)生[1-11]。車身和吸能盒變形如圖4所示。

1.3 基礎(chǔ)模型FRB仿真結(jié)果小結(jié)

基礎(chǔ)模型FRB仿真結(jié)果顯示，吸能盒和縱梁前段有序變形，變形模式以壓潰式為主，內(nèi)能吸收充分，整車最大位移為571.7mm。目前存在的問題是整車的第三個減速度峰值48.1g對于整車正面碰撞安全性能開發(fā)有較大的困難。

2? 可脫落副車架連接點(diǎn)結(jié)構(gòu)設(shè)計

2.1 副車架前后連接點(diǎn)結(jié)構(gòu)設(shè)計

針對基礎(chǔ)模型仿真結(jié)果分析，第三峰值出現(xiàn)時刻發(fā)動機(jī)前部已經(jīng)沒有可變形空間，基于可脫落式副車架降低減速度峰值的原理，針對副車架連接點(diǎn)進(jìn)行受力分析和常見的脫開方式研究。如圖5所示為基礎(chǔ)車輛副車架前后連接點(diǎn)處結(jié)構(gòu)，通過螺栓與車身緊固連接。常見的副車架前后連接點(diǎn)的失效方式為螺栓剪斷和鈑金撕裂。由于金屬破壞力波動較大、不容易控制等特點(diǎn)，螺栓的剪斷和連接點(diǎn)鈑金件撕裂的失效方式存在不穩(wěn)定性，本文將設(shè)計一種新的脫開方式。

根據(jù)空間任意力系理論并結(jié)合大量的仿真模擬，采集了FRB工況中副車架前后連接點(diǎn)的受力情況，得到了在Oxy平面上前連接點(diǎn)合力與X方向夾角中位數(shù)約等于30°，后連接點(diǎn)主要受力方向為X向。依此設(shè)計脫開結(jié)構(gòu)數(shù)據(jù)，如圖6所示。當(dāng)連接點(diǎn)受力達(dá)到螺栓提供的滑動摩擦限值且合力方向與開口方向接近時，羊角結(jié)構(gòu)與螺栓接觸面發(fā)生相對滑動，副車架前連接點(diǎn)實現(xiàn)滑脫，后點(diǎn)在長圓孔中發(fā)生滑動。

2.2 副車架前后連接螺栓等級選型和零部件試驗驗證

為了保證連接的緊固要求、副車架總成連接點(diǎn)的強(qiáng)度和耐久性能要求，根據(jù)以往經(jīng)驗和查表得知， M12*1.25，10.9級和M14*1.5，10.9級螺栓可以滿足條件，螺栓性能如表1所示。結(jié)合副車架前連接點(diǎn)受力分析結(jié)果和從零部件設(shè)計制造成本和裝配工藝的角度考慮，選擇M12*1.25，10.9級螺栓進(jìn)行剪切試驗和安裝點(diǎn)拉脫強(qiáng)度試驗。

試驗一：連接螺栓滑動摩擦力和剪切強(qiáng)度試驗。

如圖7所示，采用轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)角法進(jìn)行緊固，轉(zhuǎn)矩為90Nm+90°～105°，預(yù)緊力為71-88KN，超彈性裝配。試驗結(jié)果如圖7和表2所示[12]。

試驗結(jié)果顯示：試驗曲線在位移2-5mm階段有一個平臺期，平均力值約為15KN，該階段主要是套筒和螺栓接觸面的摩擦力，當(dāng)套筒移動到與螺栓接觸之后力值迅速上升，直到螺栓被剪斷，剪斷平均力值在58KN左右。

試驗二：副車架前連接點(diǎn)局部結(jié)構(gòu)拉脫強(qiáng)度試驗。

模擬副車架前安裝點(diǎn)局部結(jié)構(gòu)進(jìn)行了兩組試驗：①水平方向，測試在螺栓緊固作用下接觸面的極限摩擦力;②與水平方向成20°夾角，測試受力與水平面成一定角度情況下的拉脫力。結(jié)果顯示：水平方向試驗的拉脫力約為12kN，與該型號螺栓提供的理論摩擦力極限值相近;與水平面成20°夾角試驗方案，連接點(diǎn)發(fā)生鈑金結(jié)構(gòu)破壞，拉脫力約為48KN。試驗圖片和試驗結(jié)果如圖8和表3所示。

3? 整車FRB碰撞仿真驗算

將副車架前后連接點(diǎn)脫落設(shè)計方案代入整車基礎(chǔ)模型仿真驗算，如圖9所示在FRB仿真模型中前點(diǎn)從豁口脫開，后點(diǎn)在長圓孔中發(fā)生滑動。

如圖10所示：整車最大減速度峰值由48.1g降低為35.3g，降低了12.8g;在還沒有觸發(fā)副車架脫落條件的前40ms，曲線幾乎完全吻合;40-55ms之間，副車架連接點(diǎn)觸發(fā)脫開條件，副車架脫開，減速度水平顯著下降;55ms之后，優(yōu)化模型的曲線時間偏后，但斜率幾乎一致?；A(chǔ)模型整車X向最大位移為571.7mm，優(yōu)化方案為589.6mm，增大了18mm，位移最大值出現(xiàn)時刻推后了3.6ms左右。優(yōu)化結(jié)果證明了可脫落式副車架，對整車減速度峰值、整車最大位移、整車減速時間都有明顯的改善。

4? 實車碰撞試驗與仿真結(jié)果對標(biāo)

4.1 整車正面碰撞試驗準(zhǔn)備

根據(jù)CNCAP試驗法規(guī)要求進(jìn)行試驗準(zhǔn)備和試驗前的各項數(shù)據(jù)測量，試驗前整車如圖11所示。

4.2 試驗與仿真整車減速度、整車位移對標(biāo)分析

整車X向減速度波形對比如圖12所示：在0-30ms階段，曲線吻合度非常好，說明CAE模型前端零件之間的搭接關(guān)系和材料本構(gòu)曲線輸入準(zhǔn)確可靠;40-55ms階段曲線存在差異，仿真結(jié)果減速度值略大于試驗值，原因是在CAE模型中動力總成設(shè)置為不變形的剛體，且在實際碰撞試驗中，副車架脫開后會帶動動力總成向下和向后移動比較明顯，但是在CAE仿真模型中因為有限單元發(fā)生較大畸變，摩擦系數(shù)的差異等原因，導(dǎo)致CAE仿真模型該時段數(shù)值較大;55-100ms的動力總成后部空間變形和反彈階段，曲線吻合較好?？傮w來說，試驗和仿真模型的X向減速度曲線的主要趨勢和波峰波谷都具有較高的一致性，試驗與仿真結(jié)果整車X向位移曲線基本一致，試驗結(jié)果在69.8ms時刻位移達(dá)到最大值586.6mm，仿真結(jié)果在67.3ms時刻位移達(dá)到最大值589.6mm。

4.3 試驗與仿真結(jié)果變形姿態(tài)對標(biāo)分析

如圖13所示為整體變形側(cè)視圖，試驗結(jié)果與仿真整體變形姿態(tài)，前部主要部件變形模式一致。副車架前后連接點(diǎn)在實物碰撞試驗中達(dá)到了設(shè)計意圖：前連接點(diǎn)從豁口脫開，后連接點(diǎn)在長圓孔滑槽中發(fā)生滑動，如圖14所示。

5? 結(jié)論

通過仿真和實車試驗驗證，結(jié)果顯示：在保證副車架總成連接點(diǎn)的強(qiáng)度和耐久性能要求的前提下，當(dāng)副車架連接點(diǎn)受力達(dá)到一定條件時發(fā)生脫開，能夠降低整車減速度水平、增加整車位移，增加正面碰撞中的吸能空間;可脫落式副車架對于改善正面碰撞波形，降低整車被動安全開發(fā)難度有重要的借鑒意義。

參考文獻(xiàn)：

[1]C-NCAP管理規(guī)則（2018年版），中國汽車技術(shù)研究中心.

[2]朱西產(chǎn).應(yīng)用計算機(jī)模擬技術(shù)研究汽車碰撞安全性[J].世界汽車，1997，（3）：15-17.

[3]王大志.基于乘員保護(hù)的汽車正面碰撞結(jié)構(gòu)設(shè)計與變形控制研究[D].北京：清華大學(xué)汽車工程系，2006.

[4]張金換，馬春生，黃世霖.平頭輕型客車正面碰撞安全性改進(jìn)設(shè)計研究[C].中國汽車工程學(xué)會第十三屆汽車安全技術(shù)會議，2010.

[5]劉中華.薄壁直梁動態(tài)撞擊的變形吸能特性的仿真與分析[D].長春：吉林大學(xué)，2004，5.

[6]唐洪斌.乘用車正面抗撞性設(shè)計方法研究[D].長春：吉林大學(xué)，2008，10.

[7]鐘志華，張維剛，曹立波，何文.汽車碰撞安全技術(shù)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2003.

[8]張維剛，鐘志華.汽車正撞吸能部件改進(jìn)的計算機(jī)仿真[J].汽車工程，2002，1.

[9]朱大勇，王宏雁，高衛(wèi)民.轎車正面碰撞的計算機(jī)模擬[C].中國汽車工程學(xué)會第六屆汽車安全技術(shù)會議論文集，2001.

[10]顧宇慶，李俊鵬，梁新華，等.轎車副車架連接點(diǎn)動剛度試驗分析[J].機(jī)械研究與應(yīng)用，2012（6）：71-73.

[11]趙立軍，劉濤，宋寶玉.轎車底板縱梁正面碰撞的模擬[J].機(jī)械設(shè)計與制造，2007（10）：83-85.

[12]王月，肖海濤，杜漢斌，等.汽車前副車架脫落設(shè)計[J].汽車工程學(xué)報，2016，6（5）：369-375.