张君媛 车身薄壁梁结构压溃的理论模型与轻量化设计
某轿车后排座椅骨架CAE分析及轻量化设计
统的联合调控技术，完成了换挡过程试验。结果表 明，重型载货汽车车采用不分离离合器ＡＭＴ技术． 在保证换挡平顺性的基础上有效地缩短了换挡时 间，对于改善动力性和经济性有着重要意义。
参考文献 ｌ 辛木．商用车ＡＭＴ的发展现状及国内需求分析．轻型汽
车技术，２００９（Ｚ４）． ２汤蕴瑶，罗应立，梁艳萍．电机学．北京：机械工业出版社，
１．５
中支撑板（６０％）
２．Ｏ
枷
优化前厚度
１．０ Ｏ．８ １．２ Ｉ．２ １．２ １．Ｏ ２．Ｏ ２．５ ０．８
表３靠背刚度试验优化前、后仿真分析结果对比ｍｍ
状态
向前加载
向后加载
优化后 优化前 优化后 优化前
柏％
塑性变形
３．７８
２．６ｌ
２．３６
１．１２
本文结合某企业轿车后排座椅轻量化设计的实 际项目．依据企业关于座椅骨架静刚度行李冲击强 度的安全性要求．基于计算机辅助分析手段对座椅 骨架提出了优化设计方案。
２座椅靠背的静刚度试验与仿真分析
座椅靠背采用分体式结构．即分为４０％靠背和 ６０％靠背两部分。图ｌ为座椅靠背的几何模型。
出了仿真计算结果和试验结果的对比．表明了仿真 结果在工程意义上具有的可信度。
过程结束后把油门控制权交给驾驶员。 同时．在升挡过程中依靠发动机减速系统对发
动机降速使其转速迅速降至目标转速．在降挡过程 中变速器电控单元通过ＣＡＮ总线与发动机电控单 元通信来调节发动机的转矩和转速至目标值．以实 现不分离离合器的平顺换挡。在整个换挡过程中。 升、降挡车速平稳。换挡较为平顺，而且发动机的转 速和转矩一直处于控制和调节之中。
汽车技术
．设计·计算．研究． 强度的要求，以及企业的靠背刚度试验标准的 要求（相对法规更严格）。导致传统方法设计开 发的座椅质量和成本增加【扪。关于汽车座椅系 统的安全性，国外学者开展了许多研究。其中包 括碰撞过程中座椅系统对乘员承受能量的分散 作用、新型材料和新加工成型技术的应用对座 椅性能的影响，以及质量、成本的节约问题嗍：而国 内主要研究了座椅骨架的结构强度以及头枕性能等 安全性方面的问题Ｍ。
基于薄壁直梁结构最优化设计的整车正碰安全结构开发
基于薄壁直梁结构最优化设计的整车正碰 安全结构开发
焦燕青
（麦格纳卫蓝新能源汽车技术有限公司，上海 201807）
摘 要：整车开发项目中，前期车辆碰撞安全策略的开发至关重要，因为其奠定了后续整车结构性能开发的关键内 容。文章正是基于这一出发点，结合工作实践总结出一种项目前期车辆正碰结构安全策略开发的研究方法。主要是 通过对正碰路径主要结构性能的分析和简易量化计算，快速设计和确定平台车身碰撞关重件相关的空间布置、碰撞 过程能量吸收、纵梁截面形状和尺寸等内容，为后续车型碰撞安全的开发打下坚实的平台基础，并保证项目进度能 够得到有效执行。 关键词：碰撞安全；正碰；安全策略；量化计算 中图分类号：U462.2 文献标识码：A 文章编号：1671-7988(2019)13-140-05
140
焦燕青：基于薄壁直梁结构最优化设计的整车正碰安全结构开发
等过程，多则三、四个月，少则两、三个月，也远远不能适 过度的纵梁后延伸梁、门槛边框为代表，如图 3。车身后吸
应当前市场推陈出新竞争加剧的需要。在整车开发实践中， 能区的设计，重在减小后吸能区部件的变形，防止 A 柱变形
由于缺乏系统的整车碰撞安全前期设计方法，概念阶段车辆 过大，防止纵梁根部上翘失稳变形状态。所以后吸能区的设
Development of vehicle front collision based on optimization of thin-walled beam structure
Jiao Yanqing ( Magna Blue Sky New Energy Vehicle Technical Limited Company, Shanghai 201807 )
某商用车摆锤冲击安全性CAE分析与改进设计
某商用车摆锤冲击安全性CAE分析与改进设计张君媛;赵紫剑;陆善彬;刘乐丹;龚礼洲;唐洪斌【摘要】针对某商用车在执行欧洲经济委员会法规<关于对商用车驾驶室乘员保护方面的车辆认证的统一规定>(ECE R29)的试验中出现的驾驶室与车架连接机构断裂的情况,建立了该商用车驾驶窜正面摆锤撞击的有限元分析模型,按ECE R29要求进行了虚拟试验.经计算分析,提出了改进悬置结构和增加吸能器2种驾驶室结构改进方案,并存仿真分析中得到了验证,为改进该商用车的被动安全性提供了依据.【期刊名称】《汽车技术》【年(卷),期】2010(000)001【总页数】5页(P1-5)【关键词】商用车;摆锤撞击;CAE分析;仿真【作者】张君媛;赵紫剑;陆善彬;刘乐丹;龚礼洲;唐洪斌【作者单位】吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室;吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室;吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室;吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室;中国第一汽车集团公司技术中心;中国第一汽车集团公司技术中心【正文语种】中文【中图分类】U461.911 前言美国和欧洲对商用车被动安全性问题关注较早，欧洲经济委员会法规《关于对商用车驾驶室乘员保护方面的车辆认证的统一规定》（ECE R29）是检测商用车驾驶室被动安全性能的统一要求。
国外许多商用车生产厂家和研究机构都已深入开展商用车被动安全性的仿真分析和试验研究工作，其中包括商用车驾驶室的抗撞性分析、前后防护装置分析和碰撞过程中驾驶室内乘员伤害分析等[1～4]。
虽然国内的相应法规尚不全面，但许多商用车生产厂家及高校都已开始关注和研究商用车的被动安全性[5～8]。
本文结合某商用车的被动安全性开发，采用试验和CAE仿真分析相结合的方法，依据ECE R29法规中关于商用车摆锤撞击安全性的要求进行某商用车驾驶室结构改进设计。
2 试验与建模2.1 ECE R29商用车正面撞击试验ECE R29包括商用车正面撞击试验（试验A）、车顶强度试验（试验B）和后围强度试验（试验C）3项试验。
复合材料薄壁管准静态压溃精确建模及分析
ＡＢＳＴＲＡＣＴ：Ｃｏｍｐａｒｅｄ ｗｉｔｈ ｔｒａｄｉｔｉｏｎａｌ ｍｅｔａｌ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅｓ， ｃａｒｂｏｎ ｆｉｂｅｒ ｒｅｉｎｆｏｒｃｅｄ ｃｏｍｐｏｓｉｔｅ ｉｓ ａ ｓｔｒｏｎｇ ｄｅｓｉｇｎａｂｌｅ ｋｉｎｄ ｏｆ ｅｎｅｒｇｙ ａｂｓｏｒｂｉｎｇ ｓｔｒｕ ｃｔｕｒｅ．Ｄｕｅ ｔｏ ｔｈｅ ａｎｉｓｏｔｒｏｐｉｃ ｐｒｏｐｅｒｔｉｅｓ ｏｆ ｍａｔｅｒ ｉａｌｓ，ａｃｃｕｒａｔｅ ｍｏｄｅｌｉｎｇ ｈａｓ ａｎ ｉｍｐｏｒｔａｎｔ ｉｎｆｌｕｅｎｃｅ ｏｎ ｓｔｒｕ ｃｔｕｒａ ｌ ｄｅｓｉｇｎ． Ａｃｃｏｒｄｉｎｇ ｔｏ ｔｈｅ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｏｆ ｍｕｈｉ ｌａｙｅｒ ｓｔｒ ｕ ｃｔｕｒｅ ｏｆ ｃａｒｂｏｎ ｆ ｉｂｅｒ ｒｅｉｎｆｏｒｃｅｄ ｃｏｎ —
Ａｃｃｕｔｅ Ｔｈｉｎ－Ｗ ａｌｌｅｄ
Ｔｕｂｅ ｕｎｄｅｒ Ｑｕａｓｉ－Ｓｔａｔｉｃ Ｃｒｕｓｈｉｎｇ
ＺＨＡＮＧ Ｈｕｉ·－ｘｉｎ，ＬＥＩ Ｆｅｉ （Ｓｔａｔｅ Ｋｅｙ Ｌａｂｏｒａｔｏｒｙ ｏｆ Ａｄｖａｎｃｅｄ Ｄｅｓｉｇｎ ａｎｄ Ｍａｎｕｆａｃｔｕｒ ｉｎｇ ｆｏｒ Ｖｅｈｉｃｌｅ Ｂｏｄｙ，Ｈｕｎａｎ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，
ＫＥＹＷ ＯＲＤＳ：Ｃａｒｂｏｎ ｆｉｂｅｒ ｒｅｉｎｆｏｒｃｅｄ ｃｏｍｐｏｓｉｔｅ；Ｑｕａｓｉ－ｓｔａｔｉｃ ｃｒ ｕｓｈｉｎｇ；Ｍｕｌｔｉ－ｌａｙｅｒ ｓｈｅｌｌ ｅｌｅｍｅｎｔ；Ｆａｉｌｕｒｅ ｃｒｉｔｅｒ ｉｏｎ；
Ｆａｉｌｕｒｅ ｍｏｄｅ；Ｅｎｅｒｇｙ ａｂｓｏｒｐ ｔｉｏｎ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ
ｐｏｓｉｔｅ ｔｈｉｎ－ｗａｌｌｅｄ ｔｕｂｅ，ｔｗｏ－ｌａｙｅｒ ｆｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔ ｍｏｄｅｌ ｂａｓｅｄ ｏｎ ｆ ｉｂｅｒ Ｗ ＯＯ ａｎｄ ｒｅｓｉｎ ＱＹ８９ １ １ ｗａｓ ｅｓｔａｂｌｉｓｈｅｄ ｔｏ ａｎ—
单向应力状态下薄壁管材连续矫直压弯量模型
单向应力状态下薄壁管材连续矫直压弯量模型张子骞;颜云辉;杨会林;赵新军【摘要】针对目前薄壁管材在连续矫直过程中仍沿用经验图表结合人工经验和反复试矫对其进行估定的现状,在构建压弯量计算简化力学模型的基础上,对单向应力状态下弹性区、弹塑性区管材横截面弯矩进行解析,应用莫尔积分建立了矫直辊压弯量数学模型.应用LS-DYNA对薄壁管材的连续矫直过程进行动态仿真,验证了模型的正确性,通过对典型管材数据的计算绘制了压弯量曲线,定性分析了各工艺参数对压弯量的影响,为现场压弯量的调整提供理论依据.【期刊名称】《东北大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2014(035)005【总页数】4页(P735-738)【关键词】薄壁管材;矫直;压弯量;单向应力状态;LS-DYNA【作者】张子骞;颜云辉;杨会林;赵新军【作者单位】东北大学机械工程与自动化学院,辽宁沈阳110819;东北大学机械工程与自动化学院,辽宁沈阳110819;东北大学机械工程与自动化学院,辽宁沈阳110819;东北大学机械工程与自动化学院,辽宁沈阳110819【正文语种】中文【中图分类】TG301近年来，高精度薄壁金属管材在工业、军事、医疗、航空航天、石油化工等领域中的需求急剧上升，为使管材具备较高的直线度和圆度，必须在出厂或使用前对其进行精整矫直［1］．薄壁管材通常指管径与壁厚之比远大于20的管材，因其在矫直过程中易出现起皱、畸变和破裂等缺陷，通常采用减小单次反弯变形，增加反弯次数的方法，结构上采用8辊或10辊斜辊矫直机．矫直辊成对使用，在空间上交错布置于管材两侧，与被矫直管材成一定夹角［2］．具有初始曲率的管材依次通过中间各组具有双曲线辊形或等曲率辊形的矫直辊，进行连续弯曲变形实现矫直．精确控制管材在各组矫直辊中的变形程度，是能否实现矫直和保证矫直精度的关键，而变形程度通常由矫直辊的压弯量决定，压弯量即各组矫直辊相对于管材矫直轴线的相对位移量，目前常用的压弯量模型有两类:①将复杂的连续多次矫直过程简化为多个两端铰支的三点弯曲过程，基于虚拟支点和材料力学原理得到力作用点的挠度模型，用于近似确定压弯量［3－5］．②运用连续梁的弯曲理论通过曲率积分法确定的曲率和压弯量模型［6－9］．但它们针对的是普通管材的矫直问题．目前尚无针对薄壁管材连续矫直的压弯量模型，为此，本文将复杂的连续多次矫直过程简化为多个悬臂梁弯曲过程，分别确定了单向应力状态下弹性区、弹塑性区横截面弯矩模型，进而建立矫直辊压弯量数学模型．应用LS－DYNA对薄壁管材的连续矫直过程进行动态仿真，验证了模型的正确性，运用模型对典型管材数据进行计算得到了压弯量曲线，可为现场压弯量的调整提供理论指导．1 简化力学模型与相关假设薄壁管材在矫直过程中，通过如图1所示的成对布置的Ⅰ～Ⅳ组矫直辊形成的辊缝，发生连续的轴向弯曲变形进而实现矫直．为使管材在矫直过程中曲率变化平稳且顺利咬入，需要调整第Ⅱ，Ⅲ组矫直辊对矫直轴线的位置，即压弯量δi，使每两对辊组中间的管材均发生弯曲变形．由于第Ⅱ，Ⅲ组矫直辊的辊缝较长，可把矫直辊简化为固定端，同时由于各组辊之间的管材变形不发生相互影响，因此可将辊间的管材简化为悬臂梁，在矫直力的作用下发生弯曲变形．如图2所示，第Ⅱ，Ⅲ组矫直辊的分布矫直力简化为集中力以反力的形式作用于梁的自由端，而悬臂梁的长度可近似等于辊距p．这样只需针对图2所示的独立悬臂梁单元在集中矫直力Fi作用下，确定矫直辊处弯曲挠度yi即可得到连续矫直的压弯量δi数学模型．数学建模的过程中需引入以下假设:1)由文献［2］知:薄壁管矫直变形过程中的中性层偏移较小，故可认为中性层与管材中心层重合，并认为应力中性层与应变中性层重合．2)薄壁管材在矫直过程中的壁厚变化可忽略不计，同时矫直过程截面不发生畸变［10］，故轴向应力远大于其他应力，可认为辊间管材在单向应力状态下发生弯曲变形．图1 薄壁管材连续矫直模型Fig.1 The mechanical model of continuous straightening the thin-walled tube图2 简化的悬臂梁模型Fig.2 The simplified model of the cantilever beam3)薄壁管材矫直变形区的等效应力¯σ与等效应变¯ε在弹性变形区遵循广义胡克定律:¯σ=E¯ε;在塑性变形区采用理想刚塑性材料模型:¯σ=σs．其中:E为弹性模量，σs为材料屈服极限．2 压弯量数学模型2.1 弹性区弯矩模型如图2所示，辊间管材在矫直力的作用下发生连续弯曲变形，管材横截面的弯矩从自由端向固定端逐渐增大．当截面e－e距O点的距离为x e时，发生初始屈服，沿管材轴线取任意横截面n－n，当该截面位于［x e，p］范围时截面上的点均为弹性变形．在管壁上取任意微元体ABCD，如图3所示，该微元体由两个距离为d r的同心圆与两个夹角为dφ的半径包围而成，与中性层的夹角为φ，距管材轴线的直径为r，则该微元体的轴向应变为式中:R w为管材轴线曲率半径;θw为弯曲中心角．在弹性区由广义胡克定律知:式中:σeθ为弹性区轴向应力;R ew为弹性区管材轴线曲率半径．由于管材为轴对称结构，且由假设1)知矫直过程中性层不偏移，因此截面n－n的弯曲力矩可表示为式中:d A为图3中微元体ABCD的面积SABCD=r dφd r，将式(2)代入式(3)，得弹性区横截面 nn的弯曲力矩M e:式中:r1为管材外径;r0为管材内径．图3 薄壁管材的横截面图Fig.3 The cross section of the thin-walled tube2.2 初始屈服截面位置图2 中横截面e－e为初始屈服截面，又由图3知，E点为截面上的最大应力点，则E点的应力值等于材料屈服极限σs，由式(2)知，当φ =π/2，r=r1有式中R ws为管材轴线初始屈服曲率半径．将式(5)带入式(4)中，得到对应的初始屈服截面弯矩为由材料力学知:集中力作用下的悬臂梁任意横截面n－n的弯矩为式中:p为辊距即为悬臂梁的长度;x为任意横截面n－n到原点的距离;F为矫直辊处的等效矫直力．在文献［1］的研究中，给出了具有不同初始曲率和矫直曲率半径的管材在等曲率矫直时矫直力的计算模型，这里将其作为已知量直接使用．由式(6)和式(7)，就可以确定初始屈服截面e－e的位置:2.3 弹塑性区弯矩模型沿管材轴线取垂直于轴线的任意截面n－n，当该截面位于［0，x e］范围时截面上的点发生弹塑性变形，在管材中性层附近为纯弹性变形区，其范围可用初始屈服层偏离中性层的角度β来确定，在［0，β］区域为弹性区，［β，π/2］区域为塑性区，为建立弹塑性区的弯矩模型必须首先确定初始屈服层偏离中性层的角度β．当φ=β，r=r1时，弹性区应力达到屈服极限即σeθ=σs，由式(2)得式中，R pw为弹塑性区管材轴线曲率半径，在弹塑性区，式(3)可表示为由假设 3)知σp θ= σs，并将式(2)代入式(10)得2.4 压弯量数学模型运用虚功原理导出的一点位移的单位载荷法，可以得到第i组矫直辊处y方向的弯曲挠度模型:式中:yi为第i组矫直辊处y方向的弯曲挠度;而由式(4)和式(7)可得弹性区管材轴线曲率R w与截面位置x的关系为同理，由式(11)和式(7)可得弹塑性区管材轴线曲率R w与截面位置x的关系为通过式(13)和式(14)可将R ew，R pw用x表示，带入式(12)进行积分，便可以得到第i组矫直辊处的弯曲挠度yi．如图1所示，第Ⅰ组和最后一组矫直辊在矫直过程中保持水平;第Ⅱ组矫直辊的压弯量δ2等于此处的弯曲挠度y2:第Ⅲ组矫直辊的压弯量δ3等于第Ⅱ，Ⅲ组矫直辊的弯曲挠度之差:以此类推，第i组矫直辊的压弯量δi等于第i－1，i组矫直辊的弯曲挠度之差:3 模型的仿真验证与分析为验证模型的正确性，采用LS－DYNA对薄壁管材的连续矫直过程进行动态仿真实验．实验条件:矫直材料为1Cr18Ni9Ti不锈钢，屈服极限σs=205 MPa，弹性模量 E=206 GPa，管材外径d=21 mm，壁厚 t=1 mm，原始弯曲半径约为10 m，矫直精度为1 mm/m，辊距 p=250 mm，第Ⅱ组矫直辊的矫直曲率半径为R w=4.95 m，第Ⅲ组矫直辊的矫直曲率半径为R w=8.75 m．应用8辊矫直方案根据式(12)计算得到第Ⅱ组矫直辊的压弯量为2.9 mm，第Ⅲ组矫直辊的压弯量为0.6 mm，并用其调整矫直辊位移量进行动态仿真．为准确评价矫直精度，仿真后在管材轴线上的200个节点中，每10个节点取一个节点的位置坐标，运用Matlab采用最小二乘法拟合直线，得到的21个样本节点距该直线的距离(矫直精度)如图4所示．可见各节点的误差基本上控制在0.1～0.9 mm之间，满足矫直精度的要求，故仿真实验证明了利用数学模型确定的各组矫直辊的压弯量能有效完成对薄壁管材的连续矫直，验证了压弯量模型的正确性．图4 薄壁管材连续矫直过程动态仿真结果Fig.4 The results of dynamic simulations for continuously straightening the thin-walled tube运用式(12)建立的压弯量模型分别对表1中的4组典型管材数据进行计算，在相同初始弯曲程度的条件下，绘制了各组矫直辊的压弯量，如图5所示．表1 4组典型薄壁管材数据Table 1 The four datum of the typical thin-walledtubes序号材料σs/MPa 弹性模量E/GPa /m 1 1Cr18Ni9Ti 205 206 0.021 0.001 2 1Cr18Ni9Ti 205 206 0.021 0.000 8 3 1Cr18Ni9Ti 205 206 0.0320.001 4 40Cr管材直径d/m管材壁厚t 440 206 0.021 0.001图5 组矫直辊的压弯量曲线图Fig.5 The intermesh curves of the straightening rolls通过曲线对比发现:在管材外径相同的条件下(第1，2组数据)，管壁越薄压弯量越小;在管材壁厚相同的条件下(第1，3组数据)，管材外径越大压弯量越大;在管材结构尺寸相同的条件下(第1，4组数据)，屈服极限越高压弯量越大．4 结论1)本文从薄壁管材的结构特点和矫直方法出发，建立的简化力学模型以及基于此建立的矫直辊压弯量模型，经动态仿真实验证明是正确的．2)通过对不同管材的压弯量计算发现:管材外径相同时，管壁越薄压弯量越小;管材壁厚相同时，管材外径越大压弯量越大;管材结构尺寸相同时，材料屈服极限越高压弯量越大．3)本文采用的建模方法和思路可推广应用到普通管材和大规格棒材的压弯量研究中去．参考文献:［1］张子骞，张柏森，杨会林，等．管棒材等曲率矫直力模型可视化设计［J］．东北大学学报:自然科学版，2012，33(3):409 －413．(Zhang Zi-qian，Zhang Bai-sen，Yang Hui-lin，et al．The visual design on the force model of tubes and bars equal curvature straightening ［J］．Journal of Northeastern University:Natural Science，2012，33(3):409 －413．)［2］张子骞，杨会林，田永利．薄壁管材矫直过程应变中性层偏移模型与分析［J］．中国机械工程，2013，24(10);1390 －1395．(Zhang Zi-qian，Yang Yui-lin，Tian Yong-li．Offset modeling and analysis of strain neutral surfaces for straightening a thinwalled tube［J］．China Mechanical Engineering，2013，24(10):1390 －1395．)［3］ Zhai H．Research on straightening technology 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车身薄壁梁结构刚度特性的仿真研究
车身薄壁梁结构刚度特性的仿真研究随着汽车行业的快速发展，车身结构设计成为自动化工程领域的热门话题之一。
车身结构对汽车的轻量化、环保、节能、安全等方面有着非常重要的作用。
其中，车身薄壁梁结构是目前较为流行的一种结构形式，经过多年的技术积累和工艺改进，其性能不断得到优化和提升。
车身薄壁梁结构的特点是通过大量的细长梁件将车身封闭起来，从而达到大幅度减少车身重量的效果。
然而，在降低车身重量的同时，车身的刚度也会相应地下降。
因此，对于这种车身结构，刚度特性的仿真研究显得尤为重要。
对于车身薄壁梁结构的刚度研究，可以采用有限元分析方法进行仿真计算。
通过数值模拟，可以对车身结构的刚度特性进行精确的分析和预测，从而实现结构的优化设计。
具体步骤如下：1. 建立分析模型首先，需要建立车身薄壁梁结构的有限元分析模型。
这个模型应该包含车身的全部细节，如车身框架、车身板材、梁件以及连接结构等。
然后，需要对模型进行网格划分，使得模型能够进行数值计算。
2. 确定边界条件为了计算车身的刚度特性，需要设定合适的约束和荷载条件。
常见的边界条件有固定支撑和滚动支撑。
而荷载条件则可以包括静载和动载，其中动载往往是更为复杂的情况。
3. 进行数值计算在确定边界条件以后，便可以进行数值计算了。
通过求解有限元方程组，可以得到车身在不同状态下的形变和应力分布。
这些分析结果能够反映车身结构的刚度特性，从而帮助设计师评估结构的性能。
4. 评估分析结果基于仿真分析结果，可以对车身结构进行刚度特性的评估。
评估结果可以用于指导设计师进行结构优化，包括模型的拓扑结构、材料选择和加强结构设计。
总之，车身薄壁梁结构的刚度特性对于汽车的轻量化和安全性有着非常重要的作用。
通过有限元分析方法进行仿真计算，能够精确地预测车身结构的刚度特性，为车身设计提供重要的指导。
因此，这种方法在汽车工程领域的应用前景非常广泛。
除了刚度特性，车身薄壁梁结构的设计还需要考虑其在碰撞等工况下的安全性能。
汽车碰撞车体与乘员约束系统的参数设计方法(张君媛著)PPT模板
06 第5章车体结构抗撞性 与约束系统目标设计
第5章车体结构抗撞性与约束系统 目标设计
5.1双台阶波形设计 5.2车体前端子结构性能目标分解 5.3基于车体简化有限元模型的结构 性能验证 5.4约束系统刚度设计与目标分解 参考文献
第5章车体结构抗撞性与约束系统目标设计
5.2车体前端子结构性能目标分解
应求解
01
7.1.1基本假设与模
型简化
第7章乘员约束系统解析模型及参数求解
7.2基于单自由度模型的乘员约束系统参数求解
7.2.1单自由度 模型任意波形求
解算法
7.2.2单自由 度模型的改进
7.2.3乘员约束 系统参数设计实
例
第7章乘员约束系统解析模型及参数求解
7.3基于双自由度模型的乘员约束系统参数求解
6.2.2泡沫铝填充的矩形截面薄壁梁压溃理论模型及其解析表达 6.3多直角截面薄壁梁理论模型及力学性能的解析表达
6.3.1多直角截面薄壁梁的吸能特点 6.3.2十二直角截面薄壁梁理论模型及解析表达 6.3.3泡沫铝填充的十二直角截面薄壁梁理论模型的解析表达 6.3.4纤维增强复合材料包裹的十二直角截面薄壁梁理论模型的解析表达 参考文献
附录Ⅱ33款（40辆）车56km／h正面全宽刚性壁障碰撞的 实验数据
11 附 录 Ⅲ M AT L A B 求 解 程序
附录ⅢMATLAB 求解程序
12 索引
索引
感谢聆听
第3章乘员的力学响应与能量耗散
05
第4章汽车碰撞波形与约 束系统特性耦合关系评价
第4章汽车碰撞波形与约束系统 特性耦合关系评价
4.1基于单自由度模型的乘员响应面建立
4.2碰撞波形、约束系统特性及其耦合关系评价 4.2.1耦合关系评价方法
车身薄壁梁结构压溃的理论模型与轻量化设计
1
1
cos 2
2
2
2 a 2 ( 2 2 ) cos sin
S
Xt
Yt 2
Xt
2021/11/14
其中，
第8页/总12页
平均压溃反力
最终压溃距离
•
•
由于复合材料的堆积导致最终压溃
距离与折叠角度的改变
d 1
hm hc
H
multicorner sheet metal columns." Journal of Applied
Mechanics 56.1 (1989): 113-120.
第4页/总12页
多胞型截面薄壁梁
➢ 角单元
➢ T型单元
➢ 十字单元
【参考文献】
Wang Z, Liu J, Yao S. On folding mechanics of multi-cell thin-walled square
Structures, 2014, 84: 263-274.
2. Sun G, Pang T, Xu C, et al. Energy absorption mechanics for variable thickness thin-walled structures[J]. Thin-Walled
2021/11/14
➢ Phase Ⅱ ത ≤ ≤
4. 锥形区拉伸：
2
4 = 0 2 4 (0 , ത ሻ
5. 水平塑性铰弯曲：
5 = 20 ( − ത ൯
6. 沿倾斜绞线弯曲：
6 = 0 6 (, ത ሻ
【参考文献】
5Τ3 1Τ3