基于有限元仿真罐式危險(xiǎn)貨物運(yùn)輸車輛后防護(hù)裝置碰撞特性

沈小燕，余政濤，秦 簫，陳 野，張國勝,李 金

（1. 長安大學(xué) 汽車學(xué)院，西安710064, 中國；2. 長安大學(xué) 汽車運(yùn)輸安全保障技術(shù)交通行業(yè)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，西安710064，中國；3. 交通運(yùn)輸部公路科學(xué)研究院，北京 100088，中國）

罐式車輛是氣體、液體危險(xiǎn)貨物的主要承載工具，約占危險(xiǎn)貨物車輛總數(shù)的51%。通過對(duì)2014-2019年發(fā)生的1 422起危險(xiǎn)貨物道路運(yùn)輸事故進(jìn)行統(tǒng)計(jì)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(dǎo)致的泄漏、火災(zāi)或爆炸等次生災(zāi)害往往會(huì)引起更為嚴(yán)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(jì)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(dāng)采取技術(shù)手段有效預(yù)防或降低危險(xiǎn)貨物罐式運(yùn)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(xiǎn)性，國內(nèi)外學(xué)者利用仿真試驗(yàn)和實(shí)車試驗(yàn)等手段提出很多后下部防護(hù)裝置結(jié)構(gòu)方案和材料優(yōu)化建議，如F. Cappello等設(shè)計(jì)了一種改進(jìn)防護(hù)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(hù)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(yàn)結(jié)果與真實(shí)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(duì)速度碰撞4種后下部防護(hù)裝置的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，評(píng)估不同類型防護(hù)裝置的有效性[4]。D. E. Pearson等基于2 258起危險(xiǎn)貨物運(yùn)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(yù)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(dòng)壁障撞擊液罐車時(shí)罐體材料變形情況，并據(jù)此預(yù)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(hù)裝置的碰撞特性和防護(hù)性能[8]。張凡[9]、沈小燕[10]和閆艷[11]仿真計(jì)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(duì)碰撞結(jié)果及罐體破裂失效的影響。陳野[12]和文英[13]對(duì)罐車與客車追尾碰撞時(shí)的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)進(jìn)行數(shù)值模擬，分別分析了在安裝不同類型后部防護(hù)裝置時(shí)，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(xiàn)可知，現(xiàn)有研究主要針對(duì)罐車與乘用車追尾碰撞時(shí)的后下部防護(hù)裝置性能分析，而這些裝置的強(qiáng)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(yùn)車輛追尾可能造成的損壞。為此，本文重點(diǎn)針對(duì)液體危險(xiǎn)貨物罐式車輛與大客車的追尾碰撞事故，設(shè)計(jì)可以有效減少罐體破損的后部防護(hù)裝置，通過建立大客車-防護(hù)裝置-罐車追尾碰撞模型，采用實(shí)車碰撞試驗(yàn)與仿真建模相結(jié)合的方式，驗(yàn)證所建立追尾碰撞模型的有效性。在此基礎(chǔ)上，對(duì)不同工況下防護(hù)裝置的碰撞特性和防護(hù)性能以及碰撞沖擊下罐車的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)進(jìn)行分析。

1 防護(hù)裝置的設(shè)計(jì)方案

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

表1 后部防護(hù)裝置基本技術(shù)參數(shù)

圖1 后部防護(hù)裝置

該裝置橫梁和支臂均為方管，通過8個(gè)焊接點(diǎn)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(qiáng)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(hù)裝置相比，該裝置防護(hù)面積及防護(hù)高度更大，可以保護(hù)罐體中間及以上部位；材料為鋼管，強(qiáng)度和剛度均較大，不易變形且安裝方便；同時(shí)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(yàn)對(duì)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(jìn)行實(shí)車足尺實(shí)驗(yàn)和數(shù)值仿真模擬。

2.1 實(shí)車試驗(yàn)技術(shù)參數(shù)

實(shí)車試驗(yàn)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(yàn)假人及放置配重沙桶使總質(zhì)量達(dá)到10 t。罐車整備質(zhì)量5.8 t，將防護(hù)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(yàn)車輛的主要技術(shù)參數(shù)

同時(shí)，為詳細(xì)記錄碰撞試驗(yàn)過程中罐體和客車的結(jié)構(gòu)變形量和碰撞力學(xué)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(tái)高速攝像機(jī)，在客車車門側(cè)、司機(jī)窗側(cè)、防護(hù)裝置結(jié)構(gòu)位置以及罐體相對(duì)位置等可能發(fā)生大變形的區(qū)域進(jìn)行標(biāo)記，以便試驗(yàn)后對(duì)變形區(qū)域數(shù)據(jù)進(jìn)行采集。實(shí)車試驗(yàn)時(shí)，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(yù)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(xiǎn)貨物罐車發(fā)生碰撞時(shí)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(jìn)行追尾碰撞試驗(yàn)。

2.2 仿真試驗(yàn)及技術(shù)參數(shù)

2.2.1 仿真模型建立

仿真實(shí)驗(yàn)采用Pro/E和Hypermesh軟件。為兼顧運(yùn)行效率和仿真精度，在構(gòu)建車輛有限元模型時(shí)，主要采用骨架模型，忽略蒙皮對(duì)車身結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的影響以及部分不影響實(shí)驗(yàn)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(dòng)機(jī)等部件簡化為質(zhì)量大小相當(dāng)?shù)膶?shí)體。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(duì)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(jì)算時(shí)間。依據(jù)研究對(duì)象CAD圖紙和建模簡化原則，在Pro/E軟件中建立后部防護(hù)裝置、罐車與追尾大客車幾何模型，并將建立的幾何模型導(dǎo)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(yàn)車輛實(shí)體及其有限元模型

另外，由于整車質(zhì)心位置對(duì)碰撞影響較大，故應(yīng)確保仿真模型與實(shí)車試驗(yàn)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(shí)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(shí)際參數(shù)保持一致。最終，將有限元模型在Hypermesh中進(jìn)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(gè)，節(jié)點(diǎn)442 997個(gè)；罐式車輛單元為82 714個(gè)，節(jié)點(diǎn)為93 608個(gè)；防護(hù)裝置的單元為 36 194個(gè)，節(jié)點(diǎn)為35 369個(gè)。

圖3 罐車-大客車追尾碰撞有限元模型

2.2.2 仿真試驗(yàn)參數(shù)設(shè)置

由于碰撞時(shí)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(jì)算的最小時(shí)間步長和接觸剛度，故選用的材料參數(shù)應(yīng)能準(zhǔn)確反映構(gòu)件的變形特征。

經(jīng)對(duì)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(shí)間等參數(shù)。其中，車身骨架材料模型為MAT24，變速箱和發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)單面接觸，碰撞車輛間采用自動(dòng)面面接觸，動(dòng)、靜摩擦系數(shù)均設(shè)為0.15。車輪與地面的動(dòng)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(shí)間120 s，求解方式為單點(diǎn)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(shí)車和仿真試驗(yàn)結(jié)果分析

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

圖4 實(shí)車試驗(yàn)與數(shù)值仿真試驗(yàn)效果對(duì)比

實(shí)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(hù)裝置變形明顯，其中防護(hù)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(fēng)玻璃出現(xiàn)結(jié)構(gòu)性損傷但沒有脫離框架。

實(shí)車試驗(yàn)和仿真試驗(yàn)的變形數(shù)據(jù)如表4所示。數(shù)據(jù)顯示，實(shí)車試驗(yàn)和仿真試驗(yàn)中，各結(jié)構(gòu)變形情況存在一定差異，且實(shí)車試驗(yàn)變形量小于仿真試驗(yàn)的。其中，防護(hù)裝置各部位變形相對(duì)誤差均小于10%。雖然罐體尾部相對(duì)誤差達(dá)到13.70%，但其變形量基數(shù)小，故仍可認(rèn)為試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果總體一致。

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

此外，由圖5可知，在實(shí)車試驗(yàn)和仿真試驗(yàn)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(shí)車試驗(yàn)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(shí)車試驗(yàn)時(shí)罐內(nèi)充裝了85%的水，內(nèi)充液體受撞擊后會(huì)對(duì)罐壁產(chǎn)生反向沖擊力，產(chǎn)生“水錘”疊加效果。總體來說，誤差值均在允許范圍內(nèi)，故認(rèn)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(jìn)一步進(jìn)行罐車后防護(hù)裝置研究。

圖5 數(shù)值仿真與實(shí)車試驗(yàn)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(hù)裝置和罐體的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)

3.1 不同追尾車輛質(zhì)量對(duì)罐體和防護(hù)裝置的影響

在真實(shí)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(hù)裝置和罐體的碰撞動(dòng)力學(xué)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(gè)不同碰撞質(zhì)量工況，研究在相同碰撞速度下的罐體動(dòng)力學(xué)響應(yīng)特性及防護(hù)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(dǎo)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(duì)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(shí)的加速度變化曲線高度重疊，防護(hù)裝置表現(xiàn)出良好的防護(hù)性能。

由圖6可知，質(zhì)量為8 t和10 t客車碰撞罐車時(shí)，罐體加速度峰值分別為38.21g和47.62g，25 t客車碰撞時(shí)，罐體加速度峰值約56.32g，分別增加了45.18%和16.93%。同時(shí)，追尾車輛質(zhì)量越大，罐體達(dá)到2次峰值的時(shí)間也相對(duì)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(fēng)險(xiǎn)。

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(hù)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(hù)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(hù)裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(hù)裝置吸能值(E)。顯然，不同碰撞質(zhì)量下防護(hù)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(diǎn)，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(hù)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(hù)裝置吸能曲線

比較防護(hù)裝置在8 t和25 t碰撞沖擊下的能量吸收情況可知，防護(hù)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(hù)裝置的吸能率卻降低21.8%，這是因?yàn)榕鲎操|(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(hù)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(duì)罐體和防護(hù)裝置的影響

為了分析碰撞速度對(duì)防護(hù)裝置和罐體的動(dòng)力學(xué)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(shí)的防護(hù)裝置防護(hù)性能和罐體的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)。

仿真實(shí)驗(yàn)前通過能量公式計(jì)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(hù)裝置的最大變形量、加速度峰值出現(xiàn)時(shí)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(hù)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(hù)裝置變形數(shù)據(jù)

3種碰撞速度下防護(hù)裝置的結(jié)構(gòu)變形云圖如圖8所示。防護(hù)裝置位移變形(D)主要集中在正面，左右側(cè)變形相對(duì)較??；縱向、斜向支撐均發(fā)生褶皺，縱梁發(fā)生彎曲變形。同時(shí)，碰撞速度越大防護(hù)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(hù)裝置能夠通過自身結(jié)構(gòu)緩沖吸能對(duì)罐體后端起到良好的保護(hù)作用。

圖8 不同碰撞速度工況下的防護(hù)裝置變形云圖

圖9為不同速度(v)下防護(hù)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(hù)裝置的加速度變化趨勢基本一致。同時(shí)，不同撞擊速度下，防護(hù)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(hù)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(shí)大客車與罐車發(fā)生接觸。由于防護(hù)裝置在碰撞過程中會(huì)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(shí)罐體內(nèi)所載物體會(huì)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(hù)裝置和罐體加速度響應(yīng)曲線

3.3 不同追尾角度對(duì)罐體和防護(hù)裝置的影響

實(shí)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(shí)，角度碰撞易造成罐體邊緣部位出現(xiàn)裂痕，導(dǎo)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(shí)際案例，分別選取角度為逆時(shí)針20°、40°、60°這3個(gè)不同碰撞角度工況，分析碰撞角度對(duì)罐體和防護(hù)裝置的影響。碰撞速度為40 km/h，仿真時(shí)間為180 ms。圖10為60°角度碰撞時(shí)防護(hù)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(hù)裝置由于承受沖擊力不對(duì)稱，導(dǎo)致防護(hù)裝置變形左右不相同。碰撞力主要集中在右側(cè)，因此防護(hù)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(huì)有外移趨勢。

2） 罐車縱梁變形較小，故對(duì)罐體穩(wěn)定性不會(huì)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(hù)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(shí)，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(hù)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(hù)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(huì)增大。

4） 通過模擬仿真分析，該防護(hù)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(hù)性能。

圖11為60°碰撞時(shí)防護(hù)裝置及其防護(hù)欄、支撐結(jié)構(gòu)吸能情況。在該角度碰撞過程中，防護(hù)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(hù)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(hù)欄更好。同時(shí)，在角度碰撞中防護(hù)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(hù)裝置吸能曲線

3.4 不同質(zhì)心高度對(duì)罐體和防護(hù)裝置的影響

為了研究不同質(zhì)心高度對(duì)罐體動(dòng)力學(xué)響應(yīng)和防護(hù)裝置防護(hù)性能的影響，本文選取4種不同質(zhì)心高度位置進(jìn)行數(shù)值仿真分析。通過對(duì)大客車結(jié)構(gòu)數(shù)據(jù)的分析，不同型號(hào)客車滿載時(shí)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(jìn)行對(duì)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(shí)驗(yàn)選取的大客車質(zhì)心坐標(biāo)參數(shù)

3.4.1 不同質(zhì)心高度碰撞工況下的防護(hù)裝置變形特性

分別選取防護(hù)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(gè)點(diǎn)為測量參考點(diǎn)，數(shù)值模擬分析不同質(zhì)心高度工況下的防護(hù)裝置位移變化情況。其中，上橫梁3標(biāo)記點(diǎn)從左到右分別記為a1～a3，下側(cè)3標(biāo)記點(diǎn)從左到右分別記為a4～a6。仿真分析得出不同質(zhì)心位置時(shí)，各標(biāo)志點(diǎn)位移變形情況如表7所示。

由表7可知，當(dāng)兩車質(zhì)心高度基本一致時(shí)，防護(hù)裝置受力較均勻，各標(biāo)記點(diǎn)位移變形也較均勻，此時(shí)防護(hù)裝置能夠充分吸能。隨著質(zhì)心高度的增加，防護(hù)裝置上部的變形量逐漸變大，下部變形量逐漸變小。這是因?yàn)殡S著質(zhì)心高度的增加，大客車與罐車碰撞導(dǎo)致慣性力對(duì)碰撞中心的力矩增加，使得防護(hù)裝置繞Y軸的彎曲越明顯，導(dǎo)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(hù)裝置測量參考點(diǎn)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(hù)裝置加速度變形特性

不同質(zhì)心高度(H)碰撞時(shí)，防護(hù)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(shí)，加速度曲線開始出現(xiàn)峰值，此時(shí)防護(hù)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(shí)防護(hù)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(hù)裝置加速度響應(yīng)曲線

對(duì)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(shí)，加速度峰值比質(zhì)心高度為1 370mm和1 570 mm時(shí)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(shí)，客車與罐車碰撞時(shí)防護(hù)裝置會(huì)受到一個(gè)較大的向上力矩，導(dǎo)致防護(hù)裝置受到嚴(yán)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(duì)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(hù)裝置的最大加速度峰值均未超過10g，說明該防護(hù)裝置能適應(yīng)不同質(zhì)心高度碰撞形式，且防護(hù)性能良好。

4 結(jié) 論

本文通過建立大客車-防護(hù)裝置-罐車追尾碰撞有限元模型，采取實(shí)車足尺試驗(yàn)和數(shù)值仿真試驗(yàn)對(duì)比分析方法，對(duì)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(hù)裝置的碰撞特性和防護(hù)性能進(jìn)行研究。結(jié)果表明：

1） 數(shù)值仿真和實(shí)車試驗(yàn)數(shù)據(jù)的對(duì)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(hù)裝置能夠滿足不同碰撞工況下的罐體防護(hù)性能需求。防護(hù)裝置在相對(duì)碰撞速度不高于50 km/h時(shí)均具有良好防護(hù)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(hù)罐體；在4種不同質(zhì)心高度碰撞工況下，防護(hù)裝置的最大加速度峰值均不超過10g。

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

4） 實(shí)車試驗(yàn)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(dòng)會(huì)對(duì)罐壁產(chǎn)生附加動(dòng)壓力，形成“水錘效應(yīng)”，進(jìn)而對(duì)罐車運(yùn)動(dòng)特性及其損傷失效產(chǎn)生雙重影響。因此，未來可進(jìn)一步研究碰撞過程中罐內(nèi)液體晃動(dòng)時(shí)的流固耦合作用對(duì)罐體結(jié)構(gòu)和動(dòng)力學(xué)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(duì)仿真結(jié)果的影響也是下一步研究方向。