坐騎式割草機后翻工況駕駛員傷亡程度的研究

王新彥，劉琬玥

（江蘇科技大學機械工程學院，江蘇鎮(zhèn)江 212000）

1 引言

美國航天局衛(wèi)星數(shù)據(jù)表明，在2000年到2017年期間，全球綠化面積增長迅速，尤其是中國，貢獻率高達四分之一。綠化面積的增長促進了割草機產(chǎn)量的增長，也對其通用性、安全性和智能化水平提出了更高的要求。安全性一直都是人們關(guān)注的重點與第一要素，而對于割草機在復雜工作路面容易出現(xiàn)失穩(wěn)傾翻的狀況，更要求我們對割草機駕駛員進行更加完善的保護。

車輛安全分為主動安全性與被動安全性，現(xiàn)如今對于主動安全性的研究居多，車輛的性能也在不斷地完善，但在被動安全性方面仍有所空缺[1?2]。文章對割草機在斜坡遇障而發(fā)生的失穩(wěn)傾翻進行研究，建立割草機模型，分析駕駛員在后翻30°斜坡工況下可能受到的傷害與對應損傷指標，并基于模型仿真對駕駛員損傷程度進行預測。

現(xiàn)階段，分析車輛駕駛員損傷的方法有四種[3]：對現(xiàn)有的事故數(shù)據(jù)進行分析、用志愿者的遺體做翻滾碰撞分析、同比例的假人模型進行模擬實驗、計算機軟件建模并進行有限元分析與多剛體動力學分析。

在國外，研究發(fā)展史較早的發(fā)達國家對車輛駕駛員傷亡研究的力度和進展以及相關(guān)的車輛安全技術(shù)的研發(fā)更加完整，從理論到應用都比較完善[4?8]。2002年至2005年，文獻進行了前驅(qū)割草機連續(xù)翻滾特性的研究。2009年文獻收集了來自不同渠道的關(guān)于側(cè)翻傷害的信息并且使用哈頓矩陣對它進行分析。2015年，文獻建立了一種較為通用的穩(wěn)定性指標模型。2017年，文獻在SAE J2194標準測試下，建立了非線性有限元模型。為了應對試驗昂貴費用以及試驗結(jié)果隨機性，文獻發(fā)明了一套可對多種工程車輛進行ROPS研究的試驗臺及其配套系統(tǒng)。文獻針對重型卡車做了試驗，在90°翻車事故中評估駕駛員損傷，以驗證SAE規(guī)定的合理性。在國內(nèi)，2014 年，文獻[9?14]運用MADYMO 軟件建立SAE J2114臺車翻滾試驗仿真剛體模型。對比分析乘員系與不系安全帶兩種情況下的乘員頭部傷害情況。2014年，文獻使用Hypermesh軟件對已有的整車三維模型和試驗平臺車進行分析計算。2017年，文獻根據(jù)ISO21299標準建立了參數(shù)化預測模型，對割草機的容身空間進行分析。2018年，文獻充分考慮汽車在行駛過程中的橫向坡度、后向坡度，并對坡度進行合成，以此提出一種基于15 自由度的汽車動力學模型。2019年，文獻建立了基于偏航的6自由度ZTR 割草機連續(xù)翻滾特性的預測模型。同年，文獻建立了幾何非線性有限元模型與多剛體有限元模型對割草機側(cè)翻工況下對駕駛員損傷進行預測。

車輛的安全性一直是國內(nèi)外學者的研究熱點，在主動防止安全事故發(fā)生的同時，對車輛被動安全性能的要求也越來越高[15?17]。翻車事故是一種事故率低但危害性較大的事故形式，一直都是車輛碰撞安全性研究的一個難點。計算機仿真建模因其高效、可重復、低成本等特點，成為研究駕駛員損傷的首要措施。其中，多剛體動力學因其高效性而廣被人們所采納，但是其精度低；有限元分析則能夠準確地對車輛碰撞翻滾的過程進行高精度模擬，并能夠解決復雜問題，成為人們現(xiàn)在研究車輛翻滾仿真的主要工具。國內(nèi)外對翻車試驗的研究主要面向公路車輛的側(cè)翻工況，對割草機的研究較少。文章在分析比較了國內(nèi)外翻車試驗的基礎(chǔ)上，運用有限元建模方法對割草機在坡道行駛時發(fā)生的后翻進行了分析研究。

2 割草機建模

根據(jù)ZTR割草機實車結(jié)構(gòu)，基于國際標準ISO21299（2009E），建立三維實體模型，并添加人體模型，建立割草機后向翻滾的有限元模型。仿真分析得出割草機后向工況下ZTR割草機后向翻滾的臨界點，分析翻滾過程中的運動規(guī)律，得出駕駛員的損傷情況，并分析人體損傷最大的部位。

2.1 割草機后向翻滾模型

首先根據(jù)坐騎式割草機實車所提供的數(shù)據(jù)，對三維模型進行賦值，省略對總體質(zhì)量影響不大的零件；其次，為保證結(jié)果的精確性，在Hypermesh中對三維模型進行網(wǎng)格劃分，尤其對那些很可能與地面接觸的部件以及翻滾碰撞過程中可能出現(xiàn)大變形的部件都進行較小的網(wǎng)格劃分[18]。翻轉(zhuǎn)平臺所有單元施加固定約束，使割草機只受重力無初速度的在平臺上翻滾。割草機縱向后翻仿真模型，如圖1所示。

圖1 坐騎式割草機后翻仿真模型Fig.1 Mounted Mower Back Turning Simulation Model

2.2 駕駛員損傷模型

文章中所使用的假人模型采用LSTC 自帶的HybridⅢ第50百分位假人[19]，對假人標定后將其在Oasys primer中導入到已有的割草機模型中，設(shè)置假人H點與割草機R點重合，調(diào)整至正確坐姿并使其處在兩點式安全帶的保護下，如圖2所示。

圖2 駕駛員損傷模型Fig.2 Driver Injury Model

2.3 駕駛員損傷評價指標

根據(jù)已有文獻的調(diào)查和分析結(jié)果，得出翻滾碰撞過程中駕駛員最容易受傷以及受損嚴重的部位，對比損傷評價指標預測駕駛員傷亡程度。在翻滾方面，現(xiàn)有的研究缺乏統(tǒng)一的標準和法規(guī)，文章參照FMVSS208乘員碰撞保護法規(guī)對割草機駕駛員的損傷程度進行評價分析。具體準則如下：

（1）頭部損傷評價指標

以頭部傷害指標（即HIC值）評價頭部損傷程度，其中，HIC值由式（1）求得。

式中：a（t）—頭部質(zhì)心的合成加速度（即假人頭部中心1號節(jié)點的加速度），其實時數(shù)據(jù)由模型的仿真數(shù)據(jù)測得；t1、t2—任意時間歷程36ms 以內(nèi)的兩時刻；HIC—所有計算值的最大值。評級指標要求頭部加速度a（t）安全閥值為80g，頭部損傷值HIC安全閥值為1000。

（2）頸部損傷評價指標

在車輛翻滾碰撞過程中，假人模型的頸部在變形過程中承受軸向拉壓力及相應的彎矩。法規(guī)中規(guī)定頸部的軸向拉力安全閥值為3.3kN，軸向壓力的安全閥值為4kN。假人模型頸部所受彎矩由式（2）得到。

式中：Mocy—頸部所受的總力矩；My—頸部在Y方向的力矩；Fx—剪切力。法規(guī)規(guī)定：頸部承受的彎曲力矩安全閥值為108.6N·m，外翻（伸長）力矩安全閥值為57N·m。

（3）胸部損傷評價指標

在車輛翻滾碰撞過程中，人員與車內(nèi)約束系統(tǒng)會發(fā)生二次碰撞，外力做功擠壓胸部使其變形，從而對胸部造成損傷。因此，以胸部壓縮量作為胸部損傷的評價指標。

根據(jù)評價指標的要求胸部和脊骨之間有壓縮的偏差安全閥值為50mm。

3 仿真分析

3.1 后翻過程分析

割草機在后向坡道上行駛時，如等速上坡，隨著道路坡度的增大，前輪與地面法向作用力逐漸減小。當?shù)缆菲露仍龃蟮揭欢ǔ潭葧r，前輪與地面的法向作用力降至零，割草機將失去平衡，并可能后向翻倒。

割草機上坡時，隨著坡度的不斷增大，前輪與地面的接觸力逐漸減小，如圖3所示。當坡度到達臨界點時，前輪與地面的接觸力為零，即FZ1=0，此時割草機的行駛穩(wěn)定性遭到破壞。

圖3 坐騎式割草機理論模型Fig.3 Theoretical Model of Mounted Mower

表1中，無駕駛員坐騎式割草機在210ms時發(fā)生失穩(wěn)，處于臨界狀態(tài)。在600ms時，ROPS底部與地面接觸。800ms時，發(fā)動機護欄底部觸地。880ms 時，ROPS 與地面完整接觸。970ms 時坐騎式割草機整個車身彈起。1130ms時，割草機再次與地面接觸，并沿坡道向下滑移。整個過程中，ROPS發(fā)生彈性變形，未侵入駕駛員的生存空間。

表1 坐騎式割草機后翻過程Tab.1 Mounted Mower Back Turning Process

仿真結(jié)果顯示：坐騎式割草機在坡道發(fā)生后向失穩(wěn)翻滾時，無駕駛員模型翻滾過程中產(chǎn)生了45.06mm的變形量，滿足該裝置吸收能量的要求下的最大彎曲變形量（46.9mm）。

3.2 人體損傷分析

在Oasys primer中完成乘員約束系統(tǒng)建模，導入假人并對其姿態(tài)進行調(diào)整，完成安全帶的創(chuàng)建后再在hypermesh 中建立約束，進行仿真計算。

坐騎式割草機后翻駕駛員動態(tài)響應，如表2所示。割草機在200ms時發(fā)生失穩(wěn)，割草機在710ms時割草機發(fā)動機護欄底端觸地，在850ms時ROPS頂端與地面接觸，1000ms時ROPS發(fā)生塑性變形且假人的腿部完全脫離初始位置，1250ms時假人腿部翻折到最大位置，1600ms之后，整個模型以及假人保持同樣的姿態(tài)沿著斜坡滑移。

表2 坐騎式割草機后翻駕駛員動態(tài)響應過程Tab.2 Dynamic Response of Mounted Mower Driver

仿真結(jié)果顯示：帶有駕駛員的割草機模型在翻滾過程中，ROPS發(fā)生永久性變形，翻滾保護裝置產(chǎn)生了501.148mm的變形量，超出了吸能要求下的最大彎曲變形量（46.9mm），駕駛員容身空間被侵入，駕駛員頭部暴露在危險區(qū)域，容易受到損傷。

由圖4可見，駕駛員頭部加速度有三次明顯的激增。第一次A點發(fā)生在坐騎式割草機ROPS 頂部觸地，ROPS 與斜坡完全接觸。第二次B點與第三次C點均發(fā)生在割草機ROPS變形到最大之后，整個模型以及假人之后不出現(xiàn)姿態(tài)的變化。

圖4 頭部加速度曲線Fig.4 Head Acceleration Curve

圖5可看出，駕駛員的頸部有兩次超出安全閥值，第一次D點為坐騎式割草機剛剛失穩(wěn)，駕駛員由于慣性，維持原有坐姿，從而受到較大的頸部軸向拉力。第二次E點發(fā)生在割草機ROPS變形到最大之后，整個模型以及假人不再出現(xiàn)姿態(tài)的變化。

圖5 頸部軸向拉力曲線Fig.5 Neck Axial Tension Curve

由表3可見，后翻過程中駕駛員受到的頸部傷害較大，軸向拉力嚴重超出安全閥值。頭部3ms加速度嚴重超出安全閥值，駕駛員可能受到較為致命的傷害。

表3 駕駛員損傷預測值Tab.3 Predicted Driver Damage Value of Mount Lawn Mower

4 結(jié)論

這里采用Hypermesh建立了坐騎式割草機模型，分析了割草機在爬坡發(fā)生后翻時，翻滾保護裝置的動態(tài)響應。

在Oasys 中依據(jù)C?NCAP 對駕駛員進行姿態(tài)調(diào)整及準確定位，并通過仿真分析對駕駛員在后翻過程中的傷亡進行了研究，并獲得了駕駛員各部位的損傷值。

（1）在翻滾過程中，駕駛員頭部損傷值未超過安全閥值；頭部加速度仿真值超出安全閥值72.5%，導致駕駛員頭部所受慣性力過大，容易與割草機其他部件或地面發(fā)生碰撞引起損傷；駕駛員頸部受到的軸向拉力仿真值超出安全閥值142.42%，預估受到嚴重的損傷。胸部壓縮量比較小，預估不會受到損傷。

（2）后翻過程中，坐騎式割草機ROPS變形量小于最大變形量；帶有駕駛員的割草機模型的ROPS發(fā)生永久變形，駕駛員的生存空間被侵入。

（3）坐騎式割草機對駕駛員的保護并不全面，仍需加強。坐騎式割草機后翻中駕駛員的損傷值，能夠為更全面地為保護駕駛員提供幫助，有效降低駕駛員損傷程度，促進園林車輛安全性能的更新與提高，為坐騎式割草機駕駛員保護該領(lǐng)域提供了理論基礎(chǔ)。