汽車前副車架脫落設計

王月+肖海濤+杜漢斌+周大永+劉衛國

摘 要：為解決車輛短前懸在正面碰撞中能量吸收不足導致整車加速度波形增高，對乘員的傷害增大的問題，對汽車前副車架脫落設計進行研究分析，包含零部件試驗設計和CAE模擬分析及系統級試驗驗證。實現了副車架在碰撞中的脫落，碰撞能量得到釋放，動力總成可以下沉，增加了機艙的變形吸能空間。為碰撞加速度波形的控制提供了一種新的方法，同時也為新車型被動安全性能的開發提供了一種新的思路。

關鍵詞：前副車架；脫落設計；試驗研究；正面碰撞；加速度波形

中圖分類號：U467.1+4文獻標文獻標識碼：A文獻標DOI：10.3969/j.issn.2095-1469.2016.05.10

副車架是轎車底盤中非常重要的安全及承載部件，作為轎車前部的承載基體，承受和傳遞汽車行駛過程中所產生的各種力和力矩。因此，副車架的剛度、強度、疲勞壽命等對車輛整體的強度、操縱穩定性及安全性至關重要[1-2]。

前副車架在被動安全研究中作為正面碰撞的下傳力路徑，其強度的要求對碰撞力的傳遞和吸收及整車碰撞中加速度波形的控制具有重要作用[3-4]。

1 副車架脫落設計研究的意義

正面碰撞吸能空間是碰撞安全性能的主要部分。機艙的吸能空間大，則碰撞安全性能的開發難度不大，但目前車型向著短前懸輕量化的方向發展，機艙的變形空間相對變小，勢必導致車輛的前端吸能空間縮短，同時考慮輕量化要求盡可能減少加強板的運用。從碰撞吸能角度分析，機艙縱梁材料強度不能過高，材料強度過高，材料的延展性差，碰撞中易出現折彎變形，壓潰吸能效果反而降低。這就導致碰撞能量不能被前端結構有效地吸收，會產生較高的加速度波形，而加速度波形直接表現為對乘員的沖擊作用效果，波形越高，對乘員的作用越大，受到的傷害越嚴重。

為解決該問題，設計副車架脫落，使其在碰撞過程中，受到動力總成的沖擊擠壓，與車身連接結構發生脫離失效。這樣動力總成由于重力作用會發生下沉，這樣就增加了前縱梁的變形吸能空間，在慣性作用下動力總成就可以繼續向駕駛員方向運動，直至與車身前圍橫梁接觸后，運動停止。由于副車架連接點失效部分的碰撞能量得到釋放，同時動力總成下沉，前縱梁的變形吸能空間增加，對乘員艙的整體沖擊作用降低，從而將加速度波形控制在相對合理的范圍內。

2 副車架脫落總體研究

2.1 對標分析

實現羊角位置及副車架后安裝點脫落設計主要有兩個方式：一是通過鈑金件在碰撞中的撕裂來實現，二是通過螺栓的剪斷來實現。

圖1為不同車型副車架脫落方式的對比分析，其中車型1（圖1a）副車架套管通過螺栓連接固定到車身上，在車身側固定焊接螺母的支架上開凹槽。在碰撞過程中，動力總成受到壁障撞擊，推動副車架向后運動（乘員艙方向），副車架與車身的連接點在沖擊力的作用下，形成向下的拉拔力，焊接螺母從安裝支架的凹槽處脫落，從而實現副車架和車身的分離。但焊接螺母在脫離前，必須首先撕裂鈑金，鈑金撕裂力的波動性很大，導致脫落過程不穩定。此外，在焊接螺母的安裝支架上開缺口，導致副車架安全套管與車身的結合面減小，從而減少副車架與車身安裝螺栓摩擦副的力矩，容易導致安裝螺栓松脫。副車架脫落可以有效控制碰撞中波形脈寬的變化，即加速度在392 m/s2脈寬持續時間較短，僅為3 ms，約束系統對此不敏感，因此對乘員保護有利。

車型2（圖1b）前連接點采用變直徑螺栓，與車身螺母的結合部位螺紋規格為M8；后連接點車身螺母的結合部位螺紋規格為M12。同時，前后連接點套筒都比較長，目的是增加螺栓碰撞失效力矩，使其更容易脫落，同時前連接點弱化，采用M8的螺紋，降低碰撞失效力，進而在碰撞中實現前后點脫開。副車架脫落，使加速度波形得到控制，加速度峰值控制在343 m/s2以內，約束系統匹配壓力降低。

車型3（圖1c）前連接點在羊角位置螺栓剪斷，后連接點處車身撕裂。在這兩個位置斷開，車體加速度波形得以控制在343 m/s2以內，約束系統對乘員的保護作用更好，對乘員有利。

通過對不同車型的分析研究，設計羊角位置的脫落為螺栓剪斷或者通過羊角處套筒拉脫，可以避免鈑金撕裂的不穩定性。副車架后固定點設計為螺栓剪斷，更便于零部件性能設計的一致性。而且設計副車架脫落還可以更好地控制碰撞中波形的變化，對乘員保護更為有利。

2.2 零部件試驗研究

副車架與車身的連接主要為羊角位置的連接以及副車架后安裝點與車身的連接，全副車架還有在副車架左右縱梁前端的連接點，如圖2所示。對于碰撞，機艙縱梁前部要發生壓潰或者折彎的變形，同時副車架縱梁也將發生折彎的變形，使副車架縱梁前部的安裝位置整體發生后移。但對于羊角及副車架后安裝點位置，位于縱梁中后部和乘員艙底部，這兩個位置在正面碰撞中變形較小，因此要實現副車架的脫落和碰撞能量的釋放，應主要考慮羊角及后安裝點的設計。

在整車碰撞分析中，偏置碰撞各連接點受力情況如圖3所示：副車架后點剪切力在60 kN左右，羊角位置在40～50 kN之間?？紤]仿真與實際的差別，分別對羊角位置及副車架后固定點的情況進行研究。

2.2.1 螺栓剪切試驗

對副車架前后連接點所用螺栓的參數進行分析，結果見表1：用M12×1.25，10.9級，碰撞剪斷力范圍在38.2～42 kN之間；采用M14×1.5，10.9級，碰撞剪斷力范圍在53～58 kN之間，吸能更多，但零部件加工工藝，裝配工藝較難控制。綜合考慮，副車架連接螺栓采用M12×1.5，10.9級。

試驗緊固方式：采用轉矩轉角法進行緊固，轉

矩：90 N·m+90°～105°，預緊力為71～88 kN，超彈性裝配，螺栓不能重復使用。試驗所用套筒結構尺寸與實車中副車架后安裝點位置相同。

根據副車架后點的連接方式進行螺栓的剪切試驗，狀態模擬實車的安裝形式，試驗前后的圖片如圖4所示，其中套筒厚度為4.5 mm，材料為Q345。試驗結果如圖5和表2所示，剪斷力在58 kN左右。圖中曲線表明，在初始階段主要受套筒的摩擦力作用，力的大小在15 kN左右，在摩擦力作用下運動到套筒與螺栓的接觸位置，由于螺栓所受的作用力增加，當受力增加到使螺栓發生剪斷的時候，螺栓發生剪斷，力被卸載。

2.2.2 套筒拉脫試驗

考慮到在實車實際裝配中的狀態及套筒與螺栓的摩擦因素，所以需要對套筒進行電泳處理，且套筒尺寸與實車一致，材料為Q345，材料厚度為4.5 mm，套筒高度為55 mm；螺栓M12，螺距1.25。

固定螺栓的力矩要求：采用轉矩轉角法，轉矩要求90 N·m+90°～105°，預緊力為71～88 kN，超彈性裝配。

試驗裝置如圖6所示：從上部對推塊施加力的作用，推塊下移，拉動套筒一起向下運動，由于螺栓受到下部的支撐作用靜止不動，當力大到一定程度時套筒被拉脫，與螺栓分離。

由試驗結果（表3）可以發現設計狀態的套筒拉脫力在27 kN左右。

2.3 副車架脫落系統試驗

2.3.1 CAE分析研究

根據設計的系統級試驗，首先進行CAE仿真分析，采用Hypermesh軟件搭建分析模型[5-8]，如圖7所示。

對搭建的模型賦予相應的材料屬性和速度，分析結果如圖8和圖9所示。副車架羊角位置連接點在受到傳動軸撞擊后實現套筒拉脫，副車架后連接點由于所受剪切力達到螺栓剪斷力，實現了螺栓自身的剪斷。同時，由于重力作用，副車架連接點脫開，副車架自身下沉，由于沖擊的慣性作用，副車架后移，這樣就降低了對前圍部分的沖擊。

2.3.2 臺車試驗

試驗條件：

（1）副車架羊角套筒厚度4.5 mm，開口方向與車體x方向夾角約30°，螺栓直徑M12，螺距1.25，要求采用轉矩轉角法預緊，預緊力矩90 N·m+90°～105°。

（2）結合整車碰撞中前副車架吸收的能量為21.25 kJ，根據公式：

。

式中：v為碰撞時的速度，m/s；E為能量，kJ；m為質量，kg。參考整車仿真分析中動力總成與副車架發生撞擊的速度為38～40 km/h進行計算，得出滑車的質量為296 kg。

（3）移動沖擊小車：采用變速器的后端面，動力與左右半軸連接型面，通過焊接的形式進行連接，臺車結構如圖10所示。

（4）副車架和車身的連接與實車的裝配狀態一致，如圖11所示。

根據上述試驗條件進行試驗，白車身固定在牽引跑道一端，對臺車進行牽引加速，速度為試驗要求的速度。試驗后副車架前后4個安裝點全部脫落，其中左/右羊角連接點實現套筒脫出，左右后安裝點都為螺栓剪斷，實現了副車架整體脫落，如圖12～14所示。

試驗結果（表4）表明，副車架系統級試驗經多次試驗驗證（38～42 km/h），均可實現羊角位置套筒拉脫，后安裝點位置螺栓剪斷，試驗的一致性較好。

2.3.3 整車碰撞分析驗證

經整車碰撞試驗分析，表明該方案在整車中也可以得到實現，如圖15所示，在羊角位置實現套筒拉脫，在副車架后安裝點螺栓剪斷。加速度波形可以得到控制，如圖16所示，加速度392 m/s2以上5 ms，平均加速度在294 m/s2左右。因此，該設計方法可行且對乘員保護有利。

3 結論

對副車架脫落設計的研究結果表明，在整車碰撞中實現副車架脫落是可以實現的。通過副車架在碰撞中的脫落，碰撞能量得到釋放，動力總成可以下沉，增加了機艙的變形吸能空間，為碰撞加速度波形的控制提供了一種新的方法，同時也為新車型被動安全性能的開發提供了一種新的思路。