双台式铝合金发动机罩的结构设计

宋小雨，毛晓东，李井泉，任思蒙，徐志强，刘庆永

(中铝材料应用研究院有限公司,北京 102209)

随着我国汽车保有量不断提升，交通事故发生率也在不断增加。汽车安全的发展方向也由单纯保护车内成员安全向同时保护车内成员和车外行人的方向发展，NCAP(New Car Assessment Program)把行人保护纳入考核范围，我国已经在C-NCAP(2018版)中引入行人保护评价[1]。

在人车碰撞事故中，最严重的损伤部位为头部，其致死率高达80%。发动机罩是行人在碰撞事故中头部接触的主要区域之一，因此发动机罩在结构设计时不仅要考虑其本身的刚度和强度，而且还要考虑行人保护的要求。

在提升发动机罩行人保护性能方面，国外品牌的豪华车型多采用发动机罩弹起机构或安装气囊，但由于成本较高，低端车型没有广泛使用。目前提升发动机罩行人保护性能的主要方法是采用吸能的结构设计形式和缓冲吸能的材料。国内外很多研发机构做了一些系统的研究和探索：郭佳欣研究了车辆前部造型及发动机罩倾角等因素对行人头部损伤的影响[2]；刘奇等研究了行人头部与发动机罩碰撞的摩擦效应[3]；聂冰冰等提出了行人头部撞击汽车发动机罩盖的多波峰特征与结构设计方法[4]；李景涛等提出有利于行人保护的非对称式发动机罩盖的设计方法[5]；王智森等研究了行人保护仿真分析与性能优化方法[6]；闫海涛等对某车型行人保护头型碰撞仿真与试验结果进行了对比分析[7]；路洪洲等研究了铝合金汽车车身覆盖件的行人保护性能，分析了铝合金发动机罩的碰撞吸能原理[8]；Carlos Arregui-Dalmases等研究了基于行人头部保护和刚度要求对引擎盖内板进行优化设计[9]；Untaroiu C等开发并验证了用于行人保护的汽车罩设计的头部冲击器有限元模型[10]。

1 行人头部碰撞保护标准

HIC(Head Injury Criterion)是目前使用最为广泛的头部伤害评价标准。美国联邦机动车安全标准 FMVSS(Federal Motor Vehicle Safety Standards)提出了HIC的计算公式[1]：

(1)

t2-t1≤15 ms

式中：

a—头部重心的合成加速度；

t1、t2—在冲击过程中时间积分的2个时刻，这两个时刻的取值应使HIC值取得最大值。

现在，世界各国的机动车安全标准几乎都取HIC=1 000作为安全界限值。当汽车碰撞时的速度达到40 km/h时，行人碰撞头部伤害指数HIC基本达到或超过人体头部严重伤害的界限值1 000。

2 铝制肋板式发动机罩碰撞试验及仿真模型建立

2.1 行人头部模型冲击试验

按照C-NCAP(2018版)评价规程，进行行人头部模型冲击器试验，见图1。

图1 行人头部模型冲击试验Fig.1 Impact test of the pedestrian head model

根据C-NCAP(2018版)法规要求，头部模型冲击器参数为，儿童头块质量为3.5 kg，直径为165 mm。试验工况为，撞击速度为40 km/h，冲击方向相对于水平面的试验冲击角度为50°。

2.2 行人头部模型冲击实验仿真模型建立

按照C-NCAP(2018版)规定，头皮材料为各向同性粘弹性材料，发动机罩内外板采用铝合金材料，其中外板采用6014铝合金，板材厚度h=1.0 mm，内板采用5182铝合金，板材厚度h=1.0 mm，其特性如表1所示。头骨为刚性材料，所建立的头部有限元模型如图2所示。

图2 头部有限元模型Fig.2 Finite element model of head

在Hypermesh中建立发动机罩的有限元模型，其中内板和加强件之间通过结构胶和铆钉进行胶铆连接，结构胶采用实体单元建模，材料属性见表1，铆钉采用刚性单元来进行简化；内板与外板四周采用包边的形式结合在一起，在建模时内板和外板可共用最外层的单元来实现包边连接，并将该层的单元厚度设置为内板厚度与外板厚度之和的两倍。本研究建立的发动机罩的有限元模型如图3所示。

图3 发动机罩有限元模型Fig.3 Finite element model of engine hood

表1 材料力学性能参数Table 1 Mechanical property parameter of materials

约束条件：约束发动机罩内板与铰链相连的左右4个螺栓孔的全部自由度，发动机罩内板前部销轴固定孔除了绕x轴转动自由度外其他自由度全部约束。

载荷条件：根据C-NCAP(2018版)法规要求，儿童头块质量为3.5 kg，直径为165 mm，以40 km/h的速度与发动机罩碰撞，冲击方向相对于水平面的实验冲击角度为50°。

2.3 仿真计算结果与实验结果的对比

由于本课题研究对象主要是发动机罩内板的结构设计部分，冲击区域主要为发动机罩中间部位的肋板结构部分，因此未考虑发动机罩边缘、风挡玻璃等位置下的冲击情况。

在发动机罩内板中部选择5个典型的冲击点C4.0、C6.0、C7.1、C5.3、C7.3，如图4所示。根据C-NCAP(2018版)法规要求，分别进行冲击实验及有限元仿真，得到各点的头部伤害HIC值如表2所示。

图4 发动机罩碰撞点位置Fig.4 Location of hood impact points

表2 HIC仿真值与实验值的对比Table 2 Comparison between HIC simulation value and test value

从表2可以看出，铝制发动机罩的仿真值和实验值吻合良好，误差均控制在法规要求的小于10%以内，证明发动机罩行人保护分析模型的可靠性。同时可以看出，对于肋板式铝制发动机罩，分布在横梁位置处的碰撞点对应的HIC值大多可以满足行人保护要求，而分布在空档位置处的碰撞点对应的HIC值存在碰撞结果超过了其上限值1000的情况。

3 双台式铝合金发动机罩结构设计及行人保护性能验证

3.1 发动机罩碰撞吸能原理分析

HIC值越低，发动机罩对行人头部碰撞的损伤越小。根据HIC计算公式(1)，最小的损伤结果即最优化的加速度曲线波动应该是首先出现一个加速度峰值(一次加速度)，接着是加速度值保持在较低的、基本不变的加速度水平(二次加速度)，如图5所示。由图5可知，降低二次加速度是达到行人保护预期效果的方法之一。

图5 最优化的加速度曲线特征Fig.5 Optimized characteristics of acceleration curve

降低二次加速度的方法：一是增大发动机罩与发动机舱内部刚性部件的间隙，即吸能空间D(参见图6)；二是提高一次加速度峰值，实现二次加速度峰值的降低。

图6 发动机罩下部空间示意图Fig.6 Schematic diagram of engine hood lower space

而一次加速度大多是由外板导致的。在一次碰撞时，反弹力主要由静支撑力和惯性力组成，即

F=Fs+FI

(2)

式中：

F—反弹力；

Fs—静支撑力；

FI—惯性力，在碰撞过程中，Fs<

提高一次碰撞反弹力(即提高静支撑力和惯性力)的方法：增加板材厚度，改变内板结构提高惯性质量。惯性质量是影响第一加速度的首要因素，主要依赖于有效碰撞面积。头部碰撞过程模型以及有效惯性质量模型如图7所示。

根据动量守恒原理：

(3)

(4)

式中：

m—头部冲击器的质量；

v0—头部冲击器的初始速度；

v1—头部冲击器碰撞后速度；

MEI—表示有效惯性质量；

rEI—有效碰撞半径；

ρ0—碰撞区域密度；

h0—碰撞区域厚度。

v1越小，加速度越大。由公式(3)可知，可以通过提高有效惯性质量MEI来减小v1，进而提高一次加速度峰值。

由公式(4)可知，增大有效碰撞半径rEI，即增大有效碰撞面积可以增大有效惯性质量MEI。为了增大有效碰撞面积，发动机罩内板结构设计时需要减少镂空式设计。

综上所述，为了提高行人保护性能，需提高有效碰撞面积，增加板材厚度、增大发动机罩与发动机舱内部刚性部件的间隙、减少镂空式设计。

3.2 发动机罩板材厚度对行人保护性能的影响

选取HIC值超过1000的碰撞点C7.1进一步分析，提取碰撞过程的加速度曲线，如图8所示。

图8 不同厚度板材在碰撞点C7.1处加速度-时间曲线Fig.8 Acceleration-time curves at collision point C7.1 for plates with different thicknesses

横坐标表示行人头部模型与发动机罩的碰撞接触时间，纵坐标表示头部模型的合成加速度。在C7.1点处，加速度曲线出现了明显的第二个峰值。主要是因为在碰撞过程中，头部模型首先接触发动机罩外板，外板变形带动内板一起向下运动，由于在碰撞点C7.1点处无发动机罩内板支撑，刚度不足，碰撞点位置变形量过大，使行人头部模型带动发动机罩内外板与发动机舱内刚性部件发生了二次碰撞，从而导致HIC值激增。为此，进一步分析了厚度h=1.0 mm、1.1 mm、1.2 mm的板材对行人保护性能的影响。由图8可知，HIC值随着发动机罩板材厚度的增加而降低。主要是因为随着发动机罩材料厚度的增加，提升了发动机罩的整体刚度，降低了二次碰撞加速度的峰值，从而实现了HIC值的降低。

3.3 发动机罩吸能空间对行人保护性能的影响

同样选取HIC值超过1 000的碰撞点C7.1进一步分析，提取碰撞过程的加速度曲线，如图9所示。横坐标表示头部模型与发动机罩的碰撞接触时间，纵坐标表示头部模型的合成加速度。在C7.1点处，加速度曲线同样出现了明显的第二个峰值。主要是因为在碰撞过程中，头部模型首先接触发动机罩外板，外板变形带动内板一起向下运动，由于在碰撞点C7.1点处吸能空间D(发动机罩和发动机舱内部刚性部件的间隙，参见图6)不足，使行人头部带动发动机罩内外板与发动机舱内刚性部件发生了碰撞，从而导致HIC值激增。从图9可知，随着吸能空间的增加，HIC值降低。主要是因为随着吸能空间的增加，降低了二次碰撞前的速度，从而减小了二次碰撞加速度的峰值，进而实现了HIC值的降低。

图9 不同吸能空间D在碰撞点C7.1处加速度-时间曲线Fig.9 Acceleration-time curves at collision point C7.1 for different energy absorption spaces D

3.4 双台式铝合金发动机罩结构设计

虽然增加板材厚度、增大吸能空间可以实现头部伤害值的降低，但是增加板材厚度，不利于发动机罩轻量化设计，同时受车身造型和发动机舱内部附件布置的影响，增加吸能空间也十分困难。因此，需要对发动机罩内板结构进行重新设计，利用结构充分吸收碰撞过程中的能量，从而避免或减小发生二次碰撞，进而实现行人保护性能的提升。

通过影响行人头部碰撞保护的理论分析及大量有限元仿真分析证明：采用连续的结构设计形式，增大碰撞区域的有效半径，提高碰撞区域的有效碰撞面积，可以显著降低HIC值。为此，考虑发动机罩内板结构由肋板式改为双台式，如图10所示。

图10 双台式铝合金机罩Fig.10 Double-bench aluminum alloy engine hood

经有限元仿真分析得到的双台式结构发动机罩在碰撞点C7.1处加速度曲线，如图11所示。

图11 双台式铝合金机罩在碰撞点C7.1处加速度-时间曲线Fig.11 Acceleration-time curve at collision point C7.1 for the double-bench aluminum alloy engine hood

从图11可知，双台式铝制发动机罩改变了碰撞过程加速度曲线，即首先出现一个加速度峰值(一次加速度)，接着是加速度值保持在较低的加速度水平(二次加速度)。通过双台式结构的两级吸能，显著降低了行人头部与发动机舱内部刚性部件的二次碰撞加速度，从而实现了行人头部碰撞伤害值的降低。

同理，利用有限元仿真分析获得双台式结构发动机罩上所有选取碰撞点的HIC值分布情况，如图12所示。从图12可知，双台式发动机罩结构对应的HIC值分布均匀、波动比较小，且均处于650以下，没有出现HIC值大于1 000的碰撞点。通过双台式特征的结构设计形式，提高了有效碰撞面积，进而提高了有效惯性质量，实现二次碰撞加速度峰值的降低，进而实现了行人头部保护性能的提升。

图12 双台式铝合金机罩在不同碰撞点处的HIC值Fig.12 HIC values at different collision points for the double-bench aluminum alloy hood

4 双台式铝合金发动机罩刚度、抗凹性能验证

根据输入的边界约束条件以及载荷施加条件，对双台式铝制发动机罩刚度性能、发动机罩外板抗凹性能进行分析，并根据有限元分析结果判断发动机罩结构满足产品性能要求。

4.1 刚度性能分析验证

发动机罩有限元模型选用壳单元，单元平均尺寸8 mm，螺栓连接孔处做出拟合点，内外板包边采用共节点方式连接，粘胶胶位置采用实体单元模拟，发动机罩有限元模型，如图13所示。发动机罩刚度分析包括弯曲刚度、扭转刚度、侧向刚度。

图13 双台式铝合金制机罩有限元分析模型Fig.13 Finite element analysis model of the double-bench aluminum alloy engine hood

发动机罩的弯曲刚度的计算如式(5)所示，侧向刚度的计算如式(6)所示，扭转刚度计算如式(7)所示：

KB=180/UZ

(5)

KC=180/UY

(6)

KT= 180S/arctan(UZ/S)

(7)

式中：

KB、KC、KT—分别为发动机罩的弯曲刚度、侧向刚度和扭转刚度；

UY、UZ—分别为在Y向和Z向的变形量；

S—左、右两侧缓冲块之间Y轴方向的距离。

对发动机罩进行弯曲刚度、扭转刚度及侧向刚度的CAE分析，发动机罩刚度分析位移云图如图14所示。

图14 刚度分析位移云图Fig.14 Displacement cloud map of stiffness analysis

双台式铝合金制机罩经过仿真分析后得出相应的刚度值见表3。

表3 双台式铝合金机罩刚度分析结果Table 3 Stiffness analysis result of the double-bench aluminum alloy hood

从表3中可以看出，发动机罩的刚度性能指标均满足目标要求。

4.2 抗凹性能分析验证

发动机罩钣金结构有限元模型选用壳单元，单元平均尺寸8 mm，发动机罩外板受压部位使用2 mm平均尺寸标准进行网格局部细化，螺栓连接孔处做出拟合点，内外板包边采用共节点方式连接，粘胶位置采用实体单元模拟并赋予粘胶材料属性。发动机罩抗凹性分析模型如图15所示。

图15 双台式铝合金发动机罩抗凹性分析模型Fig.15 Anti-concave analysis model of the double-bench aluminum alloy engine hood

抗凹压头是几何型面为半径12.5 mm的半球，压头采用中面及壳单元建模，单元按照3 mm尺寸进行建模，将压头定义为刚性体，其模型如16所示。

图16 抗凹性分析压头模型Fig.16 Pressure head model of anti-concave analysis

铝合金发动机罩外板抗凹性分析的点位一般选取较为薄弱位置，距离内外板粘胶较远位置，考虑到发动机罩对称结构，一般选取单侧进行抗凹性分析，选取抗凹性分析位置为点P1和点P2，如图17所示。

外板抗凹性分析结果主要从初始刚度、最大变形及最大应力三个指标考察，初始刚度要求不小于20 N/mm，最大变形要求不大于5 mm，最大应力要求不超过材料的屈服强度，即不产生残余塑性变形，分析结果如表4所示。

表4 双台式铝合金发动机罩抗凹性分析结果Table 4 Anti-concave analysis result of the double-bench aluminum alloy engine hood

从表4中可以看出，双台式铝合金机罩的抗凹性能满足要求。

5 结 论

1) 传统肋板式铝制发动机罩表面刚度分布不均匀，在肋板间的空档位置处行人头部容易与机舱内刚性部件发生二次碰撞，从而导致该碰撞点处头部伤害值激增，不利于行人保护。

2) 采用双台式发动机罩内板结构设计形式，利用双台结构特征进行两级吸能，有效提升了二次碰撞前的结构吸能性，增加了有效的碰撞面积，降低头部碰撞的二次加速度峰值，进而实现了头部伤害值的降低。

3) 通过采用双台式的发动机罩结构，实现了发动机罩中部的多个冲击点的头部伤害值降低，有效减小人车碰撞过程中行人头部伤害值。本研究成果对于提升行人头部碰撞保护的铝制发动机罩设计开发具有重要的参考意义。