MPV汽车正面碰撞有限元分析

MPV 汽车正面碰撞有限元分析
黄　虎,刘新田,张佳骏
(上海工程技术大学汽车工程学院,上海　201620)
摘要:首先建立MP V 汽车车身模型,然后根据正面碰撞法规要求,划分网格和设置边界条件,最后进行MP V 汽车正面碰撞模拟仿真。

根据模拟仿真结果,有些碰撞指标不能满足碰撞法规要求,提出对MP V 汽车进行加强和改进的方案。

关键词:有限元分析;正面碰撞;仿真
中图分类号:U463.82 文献标识码:B 文章编号:1006-0006(2009)02-0051-02
Ana lysis of Veh i cle Fron t a l I m pact Ba sed on FE M
HUAN G Hu,L IU X in 2tian,ZHAN G J ia 2jun
(Aut omotive Engineering College,Shanghai University of Engineering Science,Shanghai 201620,China )
Ab s tra c t:Firstly,vehicle body model is built
.And then,meshing and setting boundary conditi ons are finished according t o si m ulati on need .Finally,vehicle fr ontal crash is si m ulated .After researching si m ulati on result,s ome can ’t meet the need of the crash regulati ons .And vehicle body of MP V is i m p r oved and strengthened .
Key wo rd s:FE A;Fr ontal i m pact;Si m ulati on
汽车的碰撞为非线性动态过程[1],因此采用非线性有限元法进行研究。

与传统方法比较,该方法考虑到了结构的几何非线性和材料非线性。

它将连续的空间系统进行离散化,能够得到各个部件中的变形情况、速度和加速度分布、应力应变分布等。

对于车辆局部,结合多刚体动力学法。

可以在应用中取得较为理想的结果[2]。

1　有限元分析基本理论
设一个位于固定坐标系内的空间物体,构型为B 。

物体上任意点坐标为X α(α=1,2,3),由t =0启始,经过时间t 后移动到X α(α=
1,2,3)并形成构型b ,如图1
所示。

图1　坐标系内空间物体变形
F i g .1Sp ace M a te ri a lD ist o rti o n i n F ram e o f Axis
由于整个运动系统必须保持质量守恒,得到运动微分方程为
σij +ρf i =ρa
(1)
式中,σij 为应力张量;ρ为物体密度;f i 为体积力;a 为加速度。

质量守恒定律可表示为
ρV =ρ0
(2)
式中,V 为相对体积;ρ0为参考密度。

能量守恒方程为
E =VS ij
εij -(p +q )V (3)S ij =σij +(p +q )δij
(4)
p =-1
3σij δij -q =-13
σkk -q (5)
式中,E 为当前构型的能量;S ij 为偏应力张量;p 为压力;δij =
1　i =j 0　i ≠j
;εij 为应变率张量;q 为体积粘度。

若在一个参考环境中加入具有内部节点相连的有限元网格体系。

那么它的节点位置随时间变化的关系为
x i (X α,t )=x i (X A (ξ,η,ζ
),t )=∑k
j =1
<j (ξ,η,ζ)x j i (t )(6)
式中,<j 为参数坐标系(ξ,η,ζ
)中的插值函数;k 为单元节点数;x j i 是第j 个节点沿着i 方向的坐标。

若整个物体有个n 单元,可近似得到
∑n
m =1
∫
V m
ρN t N a d V +
∫
V m
B t
σd V -
∫
V m
ρN t b d V -
∫
9b 1
N t t d S
m
=0(7)
式中,N 为插值函数矩阵;σ为柯西应力向量;B 为应变-位移矩阵;a 为节点加速度向量;b 为体积载荷向量;t 为摩擦力。

在汽车碰撞模拟计算中需要考虑的一个重点是接触问题[3～4],常使用的接触计算方法有接触搜索法、接触界面法、拓扑法和级域法等。

对于接触力的计算主要采用惩罚函数法和拉格朗日乘子法,以
及防御节点法。

2　正面碰撞仿真分析
根据有限元分析的基本理论,首先对CAD 模型进行前处理,然后划分网格,最后对其进行仿真分析。

2.1　网格划分
本文根据MP V 汽车发生正面碰撞事故和实车正面碰撞试验的实际情况,将车辆不同部位设置的不同的网格和密度。

在实际碰撞过程中,首先发生碰撞接触并发生变形部位主要集中于B 立柱以前的区域内。

为了更好地模拟实车正面碰撞,在B 立柱以前的部分采用较小的网格单元建立有限元模型;由于B 立柱以后的部分没有与障碍刚性墙壁进行接触,且没有较大形变,这一部分采用较大的网格单元建立有限元模型。

对于网格密度,可在撞击范围内增加网格的
收稿日期:2008-03-14
基金项目:上海市高校选拔培养优秀青年教师科研专项基金资助(GJD -07021)
第36卷第2期 拖拉机与农用运输车 Vol .36No .22009年4月 Tract or &Far m Trans porter Ap r .,2009
密度。

其余位置可根据试验精度要求的不同适当增大网格尺寸以减小运算量。

在对车辆以及MDB 划分好网格后,需要进一步进行单元质量检查。

高质量的网格单元才能实现对真实碰撞测试的还原。

在网格检查时,将不良网格的比例控制在理想范围内。

否则,过多的不合格网格会造成仿真时间长甚至失败。

整车车身有限元模型如图2所示。

图2　正面碰撞车身模型
F i g .2Bo dy Mo de l o f F r o n ta l I m p a c t
2.2　约束条件
根据该MP V 车型车身选取相应的金属材料,台车前端的移动墙壁为可压溃的金属蜂窝材料,车身中也包含非金属原件,应根据实际情况对这些零部件进行简化处理适当定义。

时间步长的选择影响到求解的效率和中心差分法的稳定性,时间步长不是恒定不变的,当前的时间步长取决于模型中所有单元。

Δt n +1=αm in {Δt 1,Δt 2,…,Δt n }
(8)
式中,n 表示网格单元号;α为比例系数,通常取值较小。

对于薄壳单元有
Δt =l c /c
(9)
式中,声速c =
E
ρ(1-v 2)
,由于v 的取值很小,可以简化为:c =
E
ρ
;l c 为单元的特征长度。

特征长度常用以下公式估算
l c =
(1+β)A c
max (l 1,l 2,l 3,l 4)
(10)
式中,A c 为单元面积;l i (i =1,2,3,4)为单元边长。

MDB 总质量为950kg;MP V 汽车整备质量2050kg (包括燃油和
水),碰撞速度为48.3km /h,碰撞方式为100%正碰,车辆配有安全气囊。

2.3　仿真结果
由于车辆碰撞的过程非常短暂,一般为几十m s,在计算时,本文仅记录了50m s 的碰撞响应。

经过仿真计算可知:0m s 时,固定墙壁与车辆接触,但未侵入,所以无变形发生;10～30m s 时车辆发生严重变形,此时加速度值最大,一般为70～80g (g 为重力加速度);40～
50m s 车辆持续变形,但是效果开始持续减弱;50m s 后碰撞结束,车
身结构会发生一定程度的反弹。

因此最大侵入量发生在整个碰撞过
程中的前部分。

根据应力变化可分析车辆在碰撞中能量吸收和传导的情况。

应力变形如图3～图7所示。

图3　正面碰撞发生10m s 应力变形
F i g .3S tre ss D e f o r m a ti o n o f F r o n ta l I m p a c t a t t =10m s
根据欧洲ECE R95法规,碰撞后需在没有工具的情况下将测试假人和测试装备从车内取出[5]。

因此在设计时,要有必要的逃生空间,该逃生空间可以通过控制假人H 点至车门内板之间的距离来实
现[6～7]。

由于安全带上支架处位于驾驶员头部位置,因此可通过该
图4　正面碰撞发生20m s 应力变形
F i g .4S tre ss D e f o r m a ti o n o f F r o n ta l I m p a c t
a t t =20m s
图5　正面碰撞发生30m s 应力变形
F i g .5S
tre ss D e f o r m a ti o n o f F r o n ta l I m p a c t a t t =30m s
图6　正面碰撞发生40m s 应力变形F i g
.6S tre ss D e f o r m a ti o n o f F r o n ta l I m p a c t a t t =40m s
图7　正面碰撞发生50m s 应力变形
F i g .7S tre ss D e f o r m a ti o n o f F r o n ta l I m p a c t a t t =50m s
点位置评估假人的损伤情况。

同时能测定出安全带上支架的工作环境,对设计工作有很大帮助。

正面碰撞试验使用Eur oSI D 假人[8]。

根据模拟仿真结果,得出评价该MP V 汽车对法规适应度,如表1所示。

表1　该M PV 车型碰撞法规适应度
Ta b .1Suffi c i e ncy o f C ra sh R egu l a ti o n s o fM PV
试验名称法规要求试验值结　论
司机指标
头部H I C <10001073未通过胸部ThPC <75mm 85mm 未通过左腿FPC <10k N 4.7k N 通过右腿FPC <10k N 2.6k N 通过乘员
指标
头部H I C <10001062未通过胸部ThPC <75mm 51.83mm 通过左腿FPC <10k N 0.73k N 通过右腿
FPC <10k N 2.35k N 通过软组织指标1m /s
0.933m /s
通过车门试验中,车门不得自动开启。

试验后,对每排座位,若有门,至少有一门可以打开试验中,所有门没有开启。

试验后,左右司机门能开启通过试验假人应能完好取出
可以完好取出通过燃油供给系统
不许泄漏,若泄漏,前5m in 平均流量不超过30g/m in
碰撞实验后有泄漏,前5m in 平流流量为36g/m in
未通过
3　结论
本文利用有限元分析的基本理论,对MP V 汽车进行正面碰撞模
(下转第54页)
面3和蜗轮的齿廓面4设置接触对2,使齿廓面3为接触面,齿廓面4为目标面;将蜗杆的齿廓面5和蜗轮的齿廓面6设置接触对3,使齿廓面5为接触面,齿廓面6为目标面,如图3所示。

对于法向接触刚度因子FK N,由于齿变形以弯曲为主,则其值建议为0.01～0.1,这里取0.1;摩擦系数取0.07。

图3　蜗轮、蜗杆接触处的接触对设置
F i g.3S e tti ng o f Co n ta c t Pa ir o fW o r m Gea r a nd W o r m
分别将两个保护套与蜗杆轴肩接触面设置为接触对
4,5,使保护套与轴肩接触的表面为接触面,与此对应的轴肩表面为目标面。

法向接触刚度因子FK N 选择1.0;摩擦系数取0.15。

1.5　边界条件与载荷
为了模拟蜗杆上的轴承,使蜗杆能够自由旋转而不能径向跳动,本文将蜗杆轴承处表面节点的坐标系转换为柱面坐标,并且限制了这些节点的UX 自由度。

为了简化模型,本文分析时认为蜗轮是静止的,所以限制了蜗轮内圈表面的全自由度[4]。

考虑到减速机构安装时有装配预紧力,本文将在两个保护套的外侧表面施加一向里侧
0.5mm 的位移约束。

由于蜗杆有限元模型采用的是实体单元,不能直接施加转矩,只能施加等效力来代替转矩。

所施加转矩大小为T =9.6N ・m,施加等效力处的圆柱直径大小为8.5mm,等效力大小为F =2258.82N,本文在花键的中间位置均匀地施加了8个F /8=282.35N 的等效力。

2　分析求解
2.1　设置求解参数并求解
将分析选项设置为大位移静态分析,载荷步结束时间设置为
200,自动时间步改为on,子步数为100,最大载荷子步数为10000,最
小载荷子步数为10,然后进行非线性求解。

2.2　结果分析
在输出坐标系为柱面坐标时的Y 方向位移分布图,即周向位移分布图见图4。

应用L ist Results 列出蜗杆花键端面圆周上任一节点的角位移U Y 为0.3428mm 。

图4　角位移分布图
F i g .4M ap o f Ang l e D isp l a cem e n ts
故电机轴、减速机构的最大扭转角为
φ=U Y D /2
=0.34288.5/2
=0.08067　(rad )
根据扭转刚度的定义,电机轴和蜗轮、蜗杆机构的等效扭转刚度为
K =
T
φ
=
9.6
0.08067
=119　(N ・m /rad )
3　结论
本文对电动助力转向减速机构进行了有限元分析,在此基础上,根据转向机构的受力及变形分析了电机轴及减速机构的等效扭转刚度,对研究电动助力转向系统的动力学特性和求解复杂机构的刚度具有理论和指导意义。

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(编辑　郭聚臣)
作者简介:石沛林(1965-),男,河南林州人,山东理工大学副教授,北京理工大学博士生,研究方向为汽车电子及现代设计方法。

(上接第52页)
拟分析。

根据仿真结果:该MP V 汽车在正面碰撞后,假人司机的头部伤害指标以及胸部伤害指标难以达到法规要求,假人乘员头部伤害指标也没有达到法规要求,燃油供给系统有燃油泄漏,这需要进一步对车身结构进行优化。

根据仿真结果,提出修改方案为:采用新材料、优化地板纵梁和软化仪表板等方案。

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(编辑　姜洪君)
作者简介:黄虎(1950-),男,浙江人,高级工程师。