轿车前车门结构设计的分享

小月月

通过计算机辅助分析与计算，建立车门有限元计算模型，全面分析车门在各种可能工况下的应力、变形和模态特性等各项性能，以确定车门结构设计的合理性、可靠性是否满足各项技术性能要求。为车门结构设计与优化提供思路与依据。
关键词：车门；结构；性能
) v: {  _% S/ K% r* f- }! W2 V
& C" T) _8 y% N3 Q$ ]1 e& b1 概论
- i+ H2 d  D. n
车门是车身结构的重要组成部件，其性能直接影响着车身结构性能的好坏。微型客车属于M1 类车，在我国拥有广泛的市场，本文以某七人座微型客车为例，以国标对M1 类车试验标准为依据，对其前车门进行全面的结构性能分析，为结构设计优化提供依据。整车主要参数为，整车满载质量1 450 kg ，整车长度3 680 mm。
5 a) V. F/ f! [9 {3 _
# y5 x. o3 N9 w3 C1. 1 前车门结构特点
  }& I  R0 y7 p8 R: q0 l7 C3 R
车门作为一个综合的转动部件，和车厢一起构成乘员的周围空间范围，应具有足够大的强度、刚度和良好的振动特性，以满足车门闭合时耐冲击性及与侧碰时的耐撞性等各项性能的要求。

' I! O+ j) k1 o& Z  c前车门以绕安装于车门前侧的铰链为旋转轴来实现开启和关闭。承担载荷的部件有外门板、内门板、上加强板、下加强板、门锁加强板、铰链加强板和铰链，由薄板冲压成型并通过焊接连成一个整体的受力结构。
! U" w; N) o4 T* n* B
1. 2 前车门的有限元模型

3 k/ p( e* I+ s6 K6 e前车门的所有薄板冲压成型件均采用四节点四边形和三节点三角形壳单元，铰链采用八节点六面体和六节点锲形体单元，共有壳单元数8 823 个，体单元数80 个，总节点数9 989 个;图1a～c 为各零件的有限元模型。
2 P( p3 u" ?7 i) c# e

. d4 z- Y  M$ l' ^* x! x1. 3 前车门分析工况确定
) k, S8 ~3 l6 e# M9 v, H/ n: k
根据前车门的结构特点和技术要求，依据国家有关强制性技术标准，参考FMVSS 标准和Edward[5 ] 研究成果，确定前车门的分析工况，见表1 。

# Y; t$ S" }0 S3 ~
其中车门下沉分析中考虑其自重状态和车门把手加载状态两种工况，加载力以国标规定乘员体重为标准，即认为整个人体重量施加于把手上，以此种方式加载，分析结果较保守。车门扭转刚度与静压强度的分析中加载力的确定均以国标规定M1 类车车门刚度与强度试验时加载力为依据进行计算。工况的确定具有一定的合理性与可行性。
9 e! z4 n& t, C: `: ?
2 O0 {" U$ X( n' W3 I! H1 |6 g& h2 车门结构性能分析
( A) u2 l% k( Q+ V: M' x
/ G+ s  T. K) C5 K2 ^% N2. 1 模态分析
6 w  W: V# p% J$ F- `
自由模态分析结果见图2a～c。
7 [0 d7 ]) {- u+ e
1 j! k$ S6 [5 O, P
前车门的第一阶固有频率为28. 936 Hz ，参考有关的分析结果，本车门的第一阶频率属于正常的范围。前车门模态特征与车身模态特征的比较见表2。从表中数据比较看出，因前车门与整车身相比质量较小，固有频率值相对较高，而整车的固有频率值相对较低且较为密集，还呈现多阶复杂模态。车门的第一阶频率为28. 936 Hz 的弯曲振型介于整车的第6 阶27. 757 Hz 和第7 阶31. 184 Hz 的两阶弯扭振型之间;从振型图上看，车身前部表现出扭转振动，车门表现为一阶弯曲振动，所以不会产生共振。
  @, _6 K  S9 L% ]

- Z5 z1 \0 T$ K. a2. 2 车门下沉
% H1 H% V9 M5 b) D2. 2. 1 约束类型和加载方式

CASE1 约束方式：门铰链处Dx = 0、Dy = 0、Dz =0、Rx = 0、Ry = 0、Rz = 0
+ c+ c4 `" J; B  ~$ i& b7 W加载条件：车门自重，在门把手处施加735 N 的Z 方向的节点力
' n7 R! \& m" q) D) s
CASE2 约束方式：门铰链处Dx = 0、Dy = 0、Dz =0、Rx = 0、Ry = 0、Rz = 0
加载条件：车门自重，无其他负载

$ q% \; d- j' J' x- KDx 、Dy 、Dz 分别表示X 、Y、Z 轴方向的位移， Rx 、Ry 、Rz 分别表示绕X 、Y、Z 轴的转动，其值均为0 ，表示门铰链固定，无位移与转动，在车门上加载，进行车门下沉分析。
$ j! x8 ^1 n. o7 b! e1 s( Y1 n6 D
2. 2. 2 车门下沉结果与分析
. V: Z- D; s4 X9 X
# r' {1 t3 Z4 i1 S( e  T, \车门下沉的分析图见图3a～c 。
! q  q1 P/ Z' w' t$ o
) F' _) l# M& ?( S. k
# h2 v! a/ B) A* ?6 Y: Z+ g( j! D) ?1) 最大应力位于门内板与下铰链接触处，应力值为231 MPa ，由于此处表现为局部点的应力集中，会因塑性变形而产生应力重新分布，而其周围的应力多在1 50 MPa左右，所以符合要求。在车门把手处也有较大的应力区，其最大值为123 MPa ，不会产生塑性变形。

) ~6 j5 X; U' P) Y, N! w4 i2) 最大变形出现在门把手处，其值为2. 77 mm ，下沉刚度为265. 34 NPmm ，参考ULSAC 研究成果和其他M1 类车，其值在合理范围之内。在只有重力载荷条件下，最大变形位于车门右上部，其值为0. 334 mm。

3) 从铰链加强板应力图上看，在加强板上部拐角处出现了较大的集中应力，其最大值达185 MPa ，应使该处圆角过渡以减小集中应力，同时应密集焊接(焊距20 mm 左右) ，以增加铰链加强板和门内板刚度。其他部位的应力变化较均匀，在与铰链接触的地方应力较大，达到100 MPa 左右并向四周递减。铰链加强板选用的材料为ST14 ，其屈服强度为210 MPa ，不会产生塑性变形，符合要求。

2. 3 车门扭转刚度

- _0 v3 a+ e" G0 b2. 3. 1 约束类型和加载方式

9 U  v; y( ^9 E) s8 g2 A5 ~CASE1 约束方式：门铰链处Dx = 0、Dy = 0、Dz =0、Rx = 0、Ry = 0 ;门锁处Dx =0、Dy = 0
加载条件：在门内板右上角施加900 N 的Y 向力
+ b8 u  }! Z) t: L& Z2 W' I$ g/ l
CASE2 约束方式：门铰链处Dx = 0、Dy = 0、Dz =0、Rx = 0、Ry = 0 ;门锁处Dx =0、Dy = 0
加载条件：在门内板左上角施加900 N 的Y 向力

CASE3 约束方式：门铰链处Dx = 0 、Dy = 0、Dz =0、Rx = 0 、Ry = 0 ;门锁处Dx =0、Dy = 0
加载条件：在门内板右下角施加900 N 的Y 向力
# l$ h/ O; n, G3 ?* c. D
CASE4 约束方式：门铰链处Dx = 0 、Dy = 0、Dz =0、Rx = 0 、Ry = 0 ;门锁处Dx =0、Dy = 0
加载条件：在门内板车左下角施加900 N的Y 向力
: F3 ?* U3 T" Y0 v& j9 j2 }0 |
# O. p; ^, v1 T4 h2. 3. 2 车门扭转刚度评价

- @* E9 p* ]3 e+ A2 \1) 四种工况下的最大变形如图4a～d ，扭转刚度见表3。
# c( Q5 ], K2 C5 S" R& j

2 s. y7 S; Z* o# S3 f" \, E6 }" B

8 q: {2 s; Q8 s' v% n2 {2) 从分析结果比较来看，前车门下部扭转刚度比上部扭转刚度大， 最大变形位于前车门右上角， 达28. 2 mm ，其值稍大，其余工况变形参考ULSAC 研究成果，其值在合理范围之内。

2. 4 车门静压强度

, ?* H, ~" e1 P2 ?2. 4. 1 约束类型和加载方式
$ n3 Y, w" B4 ?7 o$ g
! ]  x7 u8 u! p' J5 ~根据国家标准GB 15743 —94 的规定，车辆应满足①初始耐挤压力不得低于10 000 N。②中间耐挤压力不得低于15 560 N。③最大耐挤压力不得低于相当于整车整备质量两倍的力或31 120 N 两者之中的较小值。

确定工况加载与约束类型如下：
% f$ m7 Z! y* t- v0 I' w+ f
  n5 @8 n5 j( u2 ]CASE1 约束类型：铰链与车门固定处Dy = 0、Dz = 0、Rx = 0 、Ry = 0、Rz =0 ，门锁处Dy = 0
. S8 [7 F4 S/ Q: Y0 D, k- x加载方式：在车门中间加载10 000 N 的压力

; B2 L0 f2 U7 z3 S/ TCASE2 约束类型：铰链与车门固定处Dy = 0、Dz = 0、Rx = 0 、Ry = 0、Rz =0 ，门锁处Dy = 0
5 Q8 g1 R0 Z  E4 `! i加载方式：在车门中间加载15 560 N 的压力
$ b" S# K. E/ J" l
CASE3 约束类型：铰链与车门固定处Dy = 0、Dz = 0、Rx = 0 、Ry = 0、Rz =0 ，门锁处Dy = 0
加载方式：在车门中间加载29 440 N 的压力(整车整备质量为1 502kg)

1 Q+ I& i- o. ~8 i- g2. 4. 2 车门静压强度评价
. H; E5 I" e* {; S; w5 O
3 [3 c  \  b1 n9 N6 l' j6 w从分析结果看

1) 在CASE1 工况中，在车门中间施加10 000 N 的压力，车门最大变形在车门中部， Y 轴方向变形量为83. 1 mm ，符合国家标准要求。
( p3 w; V; `' u( V0 G2) 在CASE2 工况中，在车门中间施加15 560 N 的压力，车门最大变形在车门中部， Y 轴方向变形量为153 mm ，符合国家标准要求。
3) 在CASE3 工况中，在车门中间施加29 440 N 的压力，车门最大变形在车门中部， Y 轴方向变形量为245 mm ，符合国家标准要求。

3 结论
. `5 l: m9 e0 e7 N2 p0 k
车门的结构设计与优化是整车开发设计中的重要环节，对车门的结构性能要求除了要有必要的开度，密封性、工艺性好等要求外，最重要的是要安全可靠，满足刚度、强度与小的振动性能的要求。本文以某微型客车的前门为例，利用计算机辅助分析计算了车门的各项结构性能，找出车门较薄弱环节，并提出优化方法。分析表明，此微型客车车门结构性能基本满足各项要求，工况的确定较保守，以保证车门结构性能的可靠性。本例是CAE 技术在汽车设计开发中的具体应用，对车门性能的校核与结构设计优化具有普遍的指导意义。

References
3 L; n8 m- H; a2 G# f; Q- g5 d: _1 HUANG Tianze HUANGJinling. Automobile body fabric and design. Beijing ：Mechanic Industry Press ， 1989 ( In Chinese) (黄天泽，黄金陵. 汽车车身结构与设计. 北京:机械工业出版社，1989. 223～242) .
% z7 c' U% W0 r: Z$ v8 F9 g2 Kamal M M. Modern times automobile fabric analysis. Beijing ：People’sTraffic Press ， 1987( In Chinese) (凯墨尔. 现代汽车结构分析. 北京:人民交通出版社，1987. 111～260) .
3 QU Qiuzhen. Structural finite element analysis and evaluate of saloon carbody. Automobile Engineering ， 1996 ， (3) ：148～151 ( In Chinese) (屈求真. 轿车车身结构的有限元分析与评价. 汽车工程，1996 ， (3) :148～151) .
4 HOU Fei . The computer simulation for passenger car side door strength verification test . Journal of Tsinghua University ， 2001 ， (5) ：84～89 ( In Chinese) (侯飞. 轿车侧门强度验证的计算机模拟方法. 清华大学学报，2001 ， (5) :84～89) .
2 {. Z: Q) B# A2 h/ P5 Edward Opbroek. Ultralight steel auto closures project . SAE ， 982308.(end)

ssssss

不懂，有点难度

可怜猫

不懂，有点难度

Success642

不懂，难度只因不是从事这行的。隔行如隔山啊。

flybro

好东西，谢谢分享！