汽车正面碰撞前纵梁结构设计冰 叶 平 （上海汽车集团股份有限公司技术中心，上海２０１８０４） 【摘要】 针对汽车碰撞中车身结构安全性，对碰撞主要吸能件——汽车前纵梁的变形方式进行了较为 详细的研究。以某款半副车架轿车前纵梁型面结构为例，对截面尺寸、材料性能等参量进行了理论评价及ＣＡＥ 仿真分析，进而进行相关结构优化设计，设计了一新型结构方式，在保证整车轻量化效果基础上显著提高了汽车 正面碰撞安全性能。 【Ａｂｓｔｒａｃｔ】 Ｆｏｒ ｔｈｅ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｓａｆｅｔｙ ｏｆ ＢＩＷ ｉｎ ｔｈｅ ｖｅｈｉｃｌｅ ｃｏｌｌｉｓｉｏｎ，ｔｈｅ ｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎ ｍｏｄｅ ｏｆ ｒｏｎｔ ｌｏｎｇｉｔｕｄｉｎａｌ ｒａｉｆｌ ａｓ ｔｈｅ ｍａｉｎ ｅｎｅｒｇｙ—ａｂｓｏｒｂｉｎｇ ｃｏｍｐｏｎｅｎｔ ｉｎ ｔｈｅ ｖｅｈｉｃｌｅ ｃｏｌｌｉｓｉｏｎ ａｒｅ ｉｎｖｅｓｔｉｇａｔｅｄ． Ｔａｋｅ ｔｈｅ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｏｆ ｆｒｏｎｔ ｌｏｎｇｉｔｕｄｉｎａｌ ｒａｉｌ ｉｎ ａ ｖｅｈｉｃｌｅ ｗｉｔｈ ｈａｌｆ—ｓｕｂｆｒａｍｅ ａｓ ａｎ ｅｘａｍｐｌｅ，ｓｏｍｅ ｔｈｅｏ— ｒｅｔｉｃａｌ ｅｖａｌｕａｔｉｏｎ ａｎｄ ＣＡＥ ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ ａｒｅ ｄｏｎｅ ａｂｏｕｔ ｓｅｃｔｉｏｎａｌ ｄｉｍｅｎｓｉｏｎｓ，ｍａｔｅｒｉａｌ ｐｒｏｐｅｒｔｉｅｓ．Ｆｕｒ－ ｔｈｅｒｍｏｒｅ，ｏｎｅ ｎｅｗ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｉｓ ｄｅｓｉｇｎｅｄ ｂｙ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ，ｗｈｉｃｈ ｃａｎ ｃｌｅａｒｌｙ ｉｍｐｒｏｖｅ ｔｈｅ ｓｔｒｕｃ— ｔｕｒｅ ｓａｆｅｔｙ ｐｒｏｐｅｒｔｉｅｓ ａｎｄ ｍａｉｎｔａｉｎ ｔｈｅ ｌｉｇｈｔｗｅｉｇｈｔ ｅｆｆｅｃｔ． 【关键词】正面碰撞前纵梁结构设计汽车 ｄｏｉ：１０．３％９／ｊ．ｉｓｓｎ．１００７－４５５４．２０１３．１０．０５ 全性能需求。 ０ 引言 目前国内外针对车身轻量化的研究比较广 泛，主要集中在新材料／高强钢的应用、零件制造 １ 车辆全宽正碰安全性能影响因素 及理论分析 车辆全宽正碰安全性能分析评价最重要指标 之一为车体加速度，其与车辆前端部件，特别是纵梁 的吸能状况密切相关。而碰撞能量主要依靠构件 工艺、以及优化整车结构设计等，可以在保证车身 结构整体性能基本不变的前提下，最大程度减轻 各零部件质量，但是车身结构的轻量化设计往往 忽略了车身碰撞安全性的要求，基于碰撞安全性 能方面的零件轻量化优化设计相关文献较少。本 的变形吸能来吸收，包括弯曲变形和轴向折叠压溃 变形。碰撞时零部件（咎／梁件）轴向压溃较弯曲变 形可吸收更多的能量，但这两种吸能方式往往同时 文以某一车型前纵梁为研究对象，针对汽车轻量 化考虑，将原前副车架由全副车架修改为半副车 架（质量减轻约９ ｋｇ），进行１００％完全正面刚性墙 碰撞模拟分析以及结构优化设计，并达到碰撞安 存在。因此提高碰撞安全性能的设计指导思想为： （１）使其尽可能的沿着轴向压溃变形；（２）变形模式 固定的条件下，提高部件总吸能值。 收稿日期：２０１３一Ｏ１—０１ 本文为上海汽车工程学会２０１２年学术年会优秀论文 ・２２・ 上海汽车２０１３．１０ 汽车正面碰撞时，主要吸能件有保险杠吸能 盒、纵梁以及上翼梁等薄壁管梁件。国内外专家 学者对薄壁管梁的变形模式、材料性能及截面结 构尺寸做了众多研究。Ｗｉｅｒｚｂｉｃｋｉ和Ａｂｒａｍｏｗｉｃｚ 基于能量守恒（零件吸能等于外部工件以压溃力 做功）研究形成了薄壁管梁轴向压溃力理 式为 。２ ， ．１ Ｐ ＝３８．２７ｏ－。（ ）（ ） （１） 叶 厶 式中，ＪＤ 为平均压溃力；－ｏ。为平均流变应力（Ｏｒ＂。： ０．９～０，９５×ｏｒ ）；Ｏ－ 为材料抗拉强度；ｔ为材料厚 度；ｂ和ｄ为矩形薄壁梁的边长。 已知纵梁可压溃变形量Ｓ，纵梁轴向压溃吸收 的能量公式可以表达为 Ｅ吸＝Ｐｍ×Ｓ （２） １ 结合纵梁吸能公式以及动能公式Ｅ动＝÷删 ，二 计算可得轴向压溃模式下，纵梁吸能占总能量的 百分比值。根据碰撞试验得出的纵梁吸能百分 比，即可评价纵梁设计的合理性。但是，由于压溃 力理式，仅涉及到矩形管梁的变形模式与压 溃力之间比较简单关系，未能考虑材料弹性变形 吸能及材料应变强化、应变率强化对压溃力的影 响，同时也未能考虑变形热能等耗散能量，故该评 判方法只能在具有已知确定参考车型基础上进行 近似评价分析，最终仍需要ＣＡＥ的进一步验证，并 通过碰撞试验加以实践检验。 以上理式的前提是轴向压溃变形。而构 件弯曲变形是由于受到横向载荷所致。产生横向 载荷的因素主要有：几何尺寸、材料性能以及受力 方式。针对结构简单的近似矩形纵梁而言，在轴 向外力作用下，影响轴向压溃变形的主要因素即 是纵梁长度方向上受力轴线是否始终保持一致， 以及在结构上保持截面型心始终保持一线。一旦 截面受力轴线不一致就导致横向载荷的产生，从 而发生弯曲变形。 ２ 车辆正面碰撞模拟分析 本文选用某已开发半副车架车型前纵梁为研 上海汽车２０１３．１０ 究对象，建立基于ＬＳ—ＤＹＮＡ的有限元整车碰撞模 型，模拟国标ＧＢ １１５５１＿２ｏＯ３正面碰撞分析，即 车辆以５０ ｋｍ／ｈ的速度撞击刚性墙。有限元模型 包括的主要结构有：白车身、前／后悬架、引擎、配 重质量点等，并选取整车加速度及纵梁的变形模 式作为分析评价指标。 ２．１纵梁吸能理论分析及整车全宽正碰ＣＡＥ模 拟 图１是某车型的前纵梁结构图，由于轮胎包 络面需要，纵梁Ｂ．Ｂ处区域截面比较狭窄，纵梁前 端和中部的截面尺寸差异较大。因全宽正碰时纵 梁变形吸能区主要处于动力总成悬置前，即Ａ－Ａ 与Ｂ．Ｂ截面之间区域，而该区域纵梁截面变化较 小，可视为等截面区域。根据Ａ．Ａ截面尺寸（近似 矩形）及纵梁材料、压溃距离参数，采用公式２进 行理论分析结算。 图１纵梁横截面图 表１结果表明，在轴向压溃模式条件下，纵梁 吸收能量占碰撞总能量的１５．５％，这与另一款试 验验证的车型纵梁吸能状况基本相当（１５％），可 以认为所研究纵梁在保证轴向压溃条件下，能够 满足整车的全宽正碰的碰撞安全性能要求。 表１纵梁性能参数及吸能百分比 图２为整车５０ ｋｍ／ｈ全宽碰撞ＣＡＥ仿真的纵 梁变形图，图３为车辆的加速度曲线图。 仿真结果表明，采用半副车架形式后，前纵梁 变形主要体现为弯曲变形模式，且保险杠吸能盒 也未能充分压溃。车辆加速度曲线表明，０一 ・２３・ 处理，使其前后截面较为均匀平缓过渡。针对弯 曲载荷在该结构薄弱处（Ｂ．Ｂ截面图斜面区域）增 加纵梁内部加强板，仿真结果如图４、５所示。 图２纵梁变形图 暑 图４纵梁变形图 图３ Ｂ柱下加速度曲线 ３０ ｍｓ之间加速度值偏低（第一台阶值，保险杠吸 能盒变形吸能状态的反映），导致３０ ｍｓ以后的加 是 速度偏高（第二台阶值，与纵梁的变形吸能状态紧 密相关）。除此之外，通过保险杠吸能盒及纵梁的 材料及料厚等分析得到，吸能盒未能完全压溃，主 要由于碰撞过程中纵梁过早产生弯曲变形所致。 相关国内外文献报道指出，波形简化为双台阶形 式的加速度曲线，较高的第一台阶和较低的第二 图５ Ｂ柱下加速度曲线 纵梁变形图显示（图４）：纵梁Ｂ．Ｂ区域强化 后（内部加强板），保险杠吸能盒压溃变形效果明 显，在车辆加速度曲线图中体现为第一台阶加速 度值的提高（图５）。纵梁整体变形虽有所改善， 台阶峰值有利于降低乘员的伤害指标；抬高第一 台阶峰值有利于减少胸部加速度和头部损伤。故 改善提高车辆正面碰撞性能的主要切人点在于优 化纵梁结构，保证纵梁以轴向压溃为主要变形模 式，确保纵梁吸能最大化，从而获得较理想的车辆 碰撞加速度波形。 ２．２纵梁结构优化 ２．２．１ 优化方案１ 仍以弯曲变形为主（右侧），但是起始弯曲部位有 所变动，由原来的Ｂ—Ｂ处往前移至内部加强板前 端处，纵梁前端部分压溃不够充分。整车加速度 峰值仍然偏大。 ２．２．２优化方案２ 基于优化方案ｌ进行多轮过渡区域截面结构 优化及内部加强板结果的优化仿真分析，结果表 明因纵梁Ｂ．Ｂ区域截面过小，截面过渡均匀化过 渡处理及内部加强板的设置，有利于变形模式的 众所周知，针对纵梁等空心薄壁梁结构件，其 变形模式与其梁不同轴向位置的横截面尺寸差异 紧密相关。截面尺寸大小差异越大，越容易在小 改善。因截面尺寸差异绝对值值并没有改变，碰 撞过程中，纵梁仍以弯曲变形为主，仅弯曲起始位 截面出产生应力集中而产生弯曲变形，而纵梁前 后两部分形心不处于同一轴线，结构上就存在着 置有所改变。另外该区域内部结构较为复杂，不 改变截面尺寸大小，很难利用添加加强板等方法 改善碰撞性能，且会明显消弱轻量化效果。考虑 弯曲载荷的存在，如图１、２所示。由于截面Ｂ．Ｂ 处轮胎包络面的需求，纵梁无法全新设计，为提高 车辆碰撞性能，对纵梁截面过度剧烈处实施平滑 ・到影响碰撞性能的主要因素为纵梁因弯曲变形而 导致吸能不足，而纵梁吸能主要集中在前端部分， 上海汽车２０１３．１０ ２４・ 即图１中Ｂ．Ｂ截面以前部分。因此尝试在副车架 和纵梁之间设计一支撑件，一方面改善纵梁前端 的受力状况，使之产生较充分的轴向压溃变形，另 一向上截面型心（轴心）不在同一轴线上，在纵梁受 到轴向载荷时，纵梁在几何结构上就存在横向载 荷（弯矩）。因此碰撞过程中首先在薄弱的轮胎包 方面使得碰撞力得以分流。仿真结果如图６、７ 络面处因横向载荷发生弯曲变形，从而导致纵梁 未能发生压溃变形吸能。在纵梁弯曲变形侧内部 设置一定长度的加强板，由于轮胎包络面区域较 大，而纵梁前后截面大小差异较大，与纵梁前端截 所示。 面相比，加强板前端端面处截面仍然显得较小，承 图６方案２结构变形图 瑙 舞 图７ Ｂ柱下加速度曲线 由于半副车架与纵梁之间的支撑件的应用， 使得纵梁前端得到了较充分变形吸能，弯曲变形 得到一定抑制，车辆加速度得到明显改善，加速度 峰值低于目标值。 ３ 分析验证 薄壁矩形管梁的轴向压溃力的公式（１）表明， 薄壁矩形梁的压溃力与矩形的边长／周长、薄壁厚 度以及材料强度决定，在材料、厚度一定的情况 下，压溃力主要取决于梁截面的边长／周长。周长 越大，压溃力也越大，同时周长越大，意味着参与 受力变形的材料越多，所导致材料吸能越多。 本文所研究纵梁中部由于轮胎包络面的存 在，该处Ｂ—Ｂ截面明显小于前端Ａ—Ａ截面，即Ｂ－Ｂ 截面的承载能力明显较Ａ．Ａ截面承载载荷小。另 外由纵梁前端与中部截面的变化可知，截面变化 仅体现在单侧型面的变化，意味着在纵梁长度方 上海汽车２０１３．１Ｏ 载能力较差。ＣＡＥ结果显示仍然是弯曲变形为主， 仅是弯曲发生区域有所改变，整车加速度依旧超标。 基于汽车轻量化目标，仅仅局部小幅修改纵梁型面 及内部加强板优化无法满足纵梁前部充分的轴向 压溃变形，彻底改善纵梁整体变形模式。由公式 （２）分析可知，在变形距离一定条件下，可以通过增 加压溃力来增加能量耗散量。与传统车辆结构相 比，半副车架车型全框正面碰撞时，只有纵梁受力， 缺乏副车架这条受力路径，因而在纵梁与副车架之 间设置一支撑杆，使得恢复副车架的受力路径。计 算结果表明，支撑杆的设置，增强了纵梁小截面处的 受力能力，且前端压溃变形较为充分，整车加速度波 形明显得到改善，达到目标期望值。 针对该支撑杆结构，采用整车５０ ｋｍ／ｈ全宽 正碰试验验证。试验车总质量１ ４５０ ｋｇ，试验实际 速度５０．６ ｋｍ／ｈ。试验结果表明，车辆前端压溃距 离与仿真计算值基本一致，整车加速度峰值也基 本相当，满足整车碰撞的安全目标。 ４ 结语 通过上述纵梁设计案例，推荐介绍了一种改善 车辆正面碰撞性能的新方法。在半副车架轻量化 设计过程中，采用增加支撑件结构得到了较理想轻 量化效果。采用新设计方法，与全副车架模型相比， 在保证安全性能基础上，质量减轻约５．５ ｋｇ。这种 “理论分析——ＣＡＥ模拟——优化设计”的优化设 计方法思路，拓宽了设计视野，对避免盲目探索，降 低开发成本，缩短开发周期，提高自主开发能力都具 有重要的显示意义，为今后其他新车型的轻量化开 发提供了有力的技术支持。 （下转第３０页） ・２５・ １０ ｋＮ，用安装在制动主缸底端的位移传感器测试 位移。试验过程中加力两次，第一次加力的目的 ６ 结语 通过对方案ｖ２的有限元分析以及试验验证， 可知 为消除塑性变形。然后卸载，再加力一次，记录第 二次加力结束后的位移ａ，因为在第二次变形前塑 性变形已经存在，故ａ即为该助力器总成的弹性 变形。并对优化设计之前与优化设计之后的前壳 体厚度及重量进行测量。试验以及测量结果如表 ４所示。 （１）在１０ ｋＮ的载荷下，优化后前壳体弹性变 形最大１．０７７ ｍｍ，试验得出变形为１．３１ ｍｍ，均远 远小于预限值２．２ ｍｍ，满足实际需求。也验证了 表４试验分析对比 ＦＥＡ的可行性。 状态 重量／ｇ 厚度／ｍｍ 变形／ｍｍ 减重／ｇ （２）结构改进前后壳体厚度由Ｉ．５一减少到 优化前 ９９１ １５ 试验 ＦＥＭ １ ｍｍ；原设计重量９９１ ｇ，优化后为６８０ ｇ，减重 ．１．１６ ０．９６ ３ｌ１ ３１１ ｇ，减重比例达３１．３８％，实现了轻量化的目的。 优化后 ６８０ １ 试验 ＦＥＭ １．３１ １．０７７ 参考文献 由表４可知，优化前，壳体厚度为１．５ ｍｍ，优 ［１］ 牛胜福，李炜．汽车车身轻量化技术［Ｊ］．上海汽车， 化后为１ ｍｍ。同时，前壳体减重３１１ ｇ，减重比例 ２００９（９）：３４－３７． 为３１．３８％。可见，轻量化的效果十分明显。按照 ［２］刘新良．基于ＦＥＭ的车门结构轻量化研究［Ｊ］．现代制 上述试验方法，优化前总成的弹性变形ａ为 造工程，２０１１（３）：４１ ． ［３］李杨，王晓东．真空助力器工作原理及其自动检测过程 １．１６ ｍｍ，与其相应的ＦＥＡ结果为０．９６ ｍｍ；优化 分析［Ｊ］．机械工程师，２０１０（３）：２３－２５． 后弹性变形ａ为１．３１ ｍｍ，与其相对应的ＦＥＡ结 ［４］ 杨维和．汽车制动真空助力器的工作原理与性能计算 果为１．０７７ ｍｍ。 ［Ｊ］．汽车技术，１９９１（１０）：９一ｌ３，５１． 因此，一方面，ＦＥＡ计算结果与实际测试结果 ［５］ 葛宏，马闯， 凡彬．汽车制动真空助力器带制动主缸 的吻合度较好，证明本文阐述的分析方法有效可 总成的轻量化设计［Ｊ］．上海汽车，２０１０（１２）：４６－４９． 靠；另一方面，优化后的弹性变形的试验结果仍然 ［６］ 杜平安．有限元网格划分的基本原则［Ｊ］．机械设计与 制造，２０００（２）：３４－３６． 小于限值２．２ｍｍ，表明轻量化的同时能够保证性 ［７］刘宝波，谭柏春．基于ＡＮＳＹＳ Ｗｏｒｋｂｅｎｃｈ的集装箱双面 能要求。 吊车架的强度设计［Ｊ］．现代制造工程，２０１１（９）：１３０—１３３． ●◆ ◆◆◆ ●ｌＩ◆◆◆◆◆●●◆●◆ ●◆●◆◆◆●●●◆◆ ●◆◆●●●◆◆Ｉｌ◆◆●●●Ｉ ｌ（上接第２５页） 材料轻量化研究［Ｊ］．机械工程学报．２００５（９）． 参考文献 ［５］黄世霖，张金换，王晓冬等．汽车碰撞与安全［Ｍ］．北 京：清华大学出版社，２０００． ［１］路洪洲，马鸣图，李志刚．汽车轻量化效果评估技术 ［６］余同希，卢国兴，华云龙．材料与结构的能量吸收［Ｍ］． ［ｃ］．湖北武汉：中国汽车工程学会汽车材料分会第十六届学术年 北京：化学工业出版社，２００６． 会论文，２００６． ［７］Ｋｉｌ－Ｓｕｎｇ ＬＥＥ，Ｙｏｎｇ—Ｊｕｎｅ ＹＡＮＧ，Ｗｏｏ—Ｃｈａｅ ＨＷＡＮＧ ｅｔ ［２］ 孙宏图，申国哲，等．考虑碰撞安全性的汽车车身 ａ１．Ｃｒｕｓｈｉｎｇ ｂｅｈａｖｉｏｒ ｏｆ ｌｉｇｈｔｍａｓｓ ｓｔｒｕｃｔｕｒａｌ ｍｅｍｂｅｒ［Ｊ］．Ｔｒａｎｓａｃｔｉｏｎｓ 轻量化设计［Ｊ］．机械科学与技术，２００４（３）：３７９－３８６． ｆｏ Ｎｏｎｆｅｒｒｏｕｓ Ｍｅｔａｌｓ Ｓｏｃｉｅｔｙ ｏｆ Ｃｈｉｎａ，２００９，１９． ［３］ 叶九龙．基于结构耐撞性的轿车保险杠材料轻量化研 ［８］ ＳＩＮＧＡＣＥ Ａ Ａ．Ａｘｉｌａ ｃｒｕｓｈｉｎｇ ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ｔｕｂｅｓ ｄｅｆｏｒｍｉｎｇ 究［Ｊ］．重庆理工大学学报（自然科学）．２０１１（１２）：１９－２７． ｉｎ ｔｈｅ ｍｕｈｉ—ｍｏｄｅ［Ｊ］．Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ Ｊｏｕｍａｌ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｓｃｉｅｎｃｅ， ［４］ 朱平，张宇，葛龙等．基于正面耐撞性仿真的轿车车身 １９９９，４１：８６５－８９０． ・３０・ 上海汽车２０１３．１０
