MPV車門CAE分析與設計

袁 理，廖 震，徐中明

(1.重慶科技學院，重慶 401331;2.重慶大學，重慶 400030)

汽車車門作為一個相對獨立的車身部件，是車輛抵擋橫向沖擊的第一道保護屏障，必須具有足夠的剛度和強度，并保證其使用壽命。為實現輕量化設計，車門各個零件的厚度需要經過優化設計，以保證在強度、剛度符合要求的同時材料能得到最大化利用［1－4］。本文針對某多功能汽車車門設計開發進行了分析與優化［5－7］。

1 車門有限元模型

1.1 三維幾何模型

針對某款新開發的多功能汽車的左前門第一輪設計圖樣建立其三維模型，如圖1所示。

圖1 車門三維模型

1.2 有限元模型建模

1.2.1 幾何清理與幾何簡化

在網格劃分前，對車門所有薄板零部件抽取中面，然后進行幾何清理，包括縫合相鄰面之間的縫隙、刪除重復面和線上所包括的多余點、修補丟失或破壞的面等。幾何清理完成后進行幾何簡化。將一些復雜的幾何特征進行簡化，忽略對整體受力情況影響很小的幾何細節，這樣可以提高網格質量。

1.2.2 零件孔洞的處理

對于部件安裝孔、定位孔、工藝孔等，在孔位處添加Washer，使得孔位周圍有一層單元包圍，且節點數盡量為偶數。

1.2.3 車門包邊的處理

在該車門模型中，車門外板有包邊工藝處理。由于車門是包薄板沖壓件，厚度方向尺寸均很小。若采用自動劃分網格方式，則厚度方向的網格始終不能滿足單元質量要求。該處的常用處理方法是:將包邊區域的三層網格中的車門內板網格和包邊中的一層網格刪除，只保留一層網格。在包邊內側將車門內外板做共節點處理并將該層網格移至新建圖層。將該圖層單元的材料厚度單獨定義為:包邊厚度=車門外板厚度×2+車門內板厚度。

1.2.4 車門連接處理

車門各零部件大部分是采用焊接工藝實現連接的。本文采用點焊、縫焊等焊接工藝。根據模型提供的焊點位置圖，在Hypermesh中通過connectors-spot命令中的weld單元來模擬點焊工藝，焊點直徑為5 mm。通過connectors-seam命令實現縫焊。在焊接完成后，焊點周圍的單元質量往往變差，需要對這些單元質量重新檢查并且進行優化。在車門外板和外板窗臺加強板等處采用粘膠連接，這樣處理可以更好地模擬結構的性能。通過connectors-area命令根據給出的粘膠位置圖將相應單元連接。

1.2.5 單元質量檢查

網格劃分完成后需要對網格的質量進行檢查。如果單元的質量不好，會影響有限元計算的準確性，甚至會造成計算時不收斂，因此本次建模過程中，各零件劃分完成后都按照圖2所示的網格質量標準進行檢查，對不合格或質量較差的單元進行調整，直到所有單元都符合質量要求。需要注意的是在焊接完成后，焊點附近的單元網格質量可能會變差，需要對其重新劃分。

根據上述標準，設定單元尺寸在5到15 mm之間，平均尺寸為10 mm。劃分網格時采用混合單元，并控制三角形單元的比率不超過5%。車門網格劃分完成后，共27929個單元，其中三角形單元為1173個，占比4.2%，符合要求。焊點采用單元(PWELD)來處理，焊點直徑取5 mm。本模型中共有焊點227個。粘膠連接采用固體單元(PSOLID)處理，粘膠連接單元共有15個。最后根據車門零件明細表輸入相應的零件厚度和材料參數。經檢查，車門單元質量符合技術要求。得到的車門有限元模型如圖2所示。

圖2 車門有限元模型

2 車門模態分析

在自由邊界條件下進行車門結構的模態分析。用上述有限元模型對車門進行自由模態分析，得到前8階非零模態的頻率特性，見表1。

表1 前8階非零模態分析結果

第1階模態為1階彎曲，車門在Y方向上彎曲振動，最大變形出現在窗框上部的中間。第2階模態振型為整體彎曲。車門外板中部振動彎曲較大，最大變形也出現在車門外板中部。第3階模態振型為整體彎曲，車門內外板的中部振動幅度均較大。最大變形出現在車門外板中部。第4階模態振型為1階整體扭轉，車門整體處于XZ平面的扭轉振動，車框下部以及相鄰車門外板處的變形均較大，最大變形出現在車門內板中部。第5階模態振型為整體彎曲，車窗玻璃導軌振動幅度較大，最大變形出現在車門右上部。第6階模態振型為整體彎扭組合，主要表現為車門內板的扭轉振動和車門外板的彎曲振動，其中最大變形出現在車門內板中部。第7階模態振型為整體彎扭組合，內外板局部有扭轉振動，車門整體在Y方向處于彎曲振動，最大變形出現在車門外板左下部。第8階模態振型為XZ平面2階整體扭轉，車門內外板存在強烈的扭轉振動，其中變形最大的部位出現在車門內板門鎖附近。

車門的1階頻率超過了38 Hz，同時1階彎曲頻率和1階扭轉頻率相差超過3 Hz，不會出現耦合，整體符合要求。但是從第2/3階模態看，車門外板中部的剛度顯得不足。在下面的優化設計中需要對該處進行改進。

3 車門靜態剛度分析

為保證車內乘員的生命安全和汽車的使用壽命，車門的結構必須滿足一定的剛度要求。車門靜態剛度是指車門在承受靜態載荷時抵抗變形的能力，按其承受的靜態載荷情況，可把車門靜態剛度分為下沉剛度和扭轉剛度。

3.1 車門下沉剛度分析

當車門上有垂直載荷作用時，車門結構產生下沉，采用下沉剛度來表征車門抵抗Z向(汽車坐標系，下同)彎曲變形的能力，下沉剛度值為EI。車門下沉剛度的計算公式為

其中:EI為車門的下沉剛度(N/mm);F為車門的垂直載荷(N);L為下沉工況下車門加載點處的相對變形(mm)。

在對車門進行下沉剛度分析時，分析其在以下2種工況下的剛度:

工況1 約束方式:在車門鉸鏈處約束所有6個自由度;載荷條件:僅計算車門自重(17 kg，重力加速度取9.8 N/kg)。

工況2 約束方式:在車門鉸鏈處約束所有6個自由度;載荷條件:將車門自重計算在內，同時在門把手處施加735 N的Z向節點力。

在設置好約束和載荷條件后在此兩種工況下利用Optistruct進行計算，得到車門在下沉工況下的變形，如圖3、4所示。

圖3 下沉工況1下的車門變形

圖4 下沉工況2下的車門變形

3.2 車門扭轉剛度分析

實際計算時常用EI值替代扭轉剛度GI值來衡量車門扭轉剛度。采用當量扭轉剛度作為評價指標，其計算公式為

其中:EI為車門的當量扭轉剛度(N/mm);F為車門的載荷(N);L為扭轉工況下車門加載點處的相對變形(mm)。

通常情況下，車門扭轉剛度考慮的工況是約束門鎖處的3個平動自由度和車門鉸鏈約束除繞Z軸轉動外的5個自由度，然后分別在車門內板4個邊角加載183 N的Y向節點力。根據經驗，車門內板左側兩角施加節點力后的變形要明顯大于內板右側施加節點力的情況，故本研究在對車門進行扭轉剛度分析時，只分析其在以下2種工況下的剛度:

工況1 約束方式:門鎖處約束3個平動自由度和車門鉸鏈處約束除繞Z軸轉動外的5個自由度;載荷條件:在車門內板左上角施加183 N的Y向反向節點力。

工況2 約束方式:門鎖處約束3個平動自由度和車門鉸鏈處約束除繞Z軸轉動的5個自由度;載荷條件:在車門內板左下角施加183 N的Y向反向節點力。

在設置好約束和載荷條件后在此2種工況下利用OptiStruct進行計算，得到車門在扭轉工況下的變形，如圖5、6所示。

圖5 扭轉工況1下的車門變形

工況1下，車門最大變形量為4.7 mm，在車門右上角位置。工況2下，車門最大變形量為2.3 mm，在車門右下角位置。表2列出了2種工況下車門Z向最大變形和下沉剛度。

圖6 扭轉工況2下的車門變形

表2 扭轉工況下車門的變形量和剛度

典型汽車車門的平均扭轉剛度為94 N/mm。根據以上結果可以看出，車門最大變形為4.7 mm，扭轉剛度為38.9 N/mm。車門上部的窗框段扭轉剛度偏小，容易在Y向作用力下產生變形。針對此處不足，需要在后續的優化設計中考慮到這一問題。

4 車門靜態強度分析

4.1 強度標準簡介

轎車側門強度標準GB157432—1995對轎車車門強度有明確要求。將車門靜態強度分析分為3個階段，每個階段須達到以下要求:

1)初始耐擠壓力不得低于10000 N;

2)中間耐擠壓力不得低于15560 N;

3)最大耐擠壓力不得低于相當于整車整備質量2倍的力或h和31120 N兩者中的較小值。

根據此標準，可以確定以下3種分析工況:

工況1 約束方式:車門鉸鏈固定處施加除繞Z軸轉動外的其他約束，門鎖處加Y方向的約束;載荷條件:在車門中間加載10000 N的壓力。

工況2 約束方式:車門鉸鏈固定處施加除繞Z軸轉動的其他約束，門鎖處加Y方向的約束;載荷條件:在車門中間加載15560N的壓力。

工況3 約束方式:車門鉸鏈固定處施加除繞Z軸轉動的其他約束，鉸門鎖處加Y方向的約束;載荷條件:在車門中間加載31120 N的壓力。

4.2 分析結果

在設置好約束和載荷條件后，利用Optistruct進行計算，得到車門在扭轉工況下的變形，如圖7～9所示。

圖7 靜強度分析工況1下的車門變形

圖8 靜強度分析工況2下的車門變形

工況1變形云圖表明:車門最大變形在車門外板中部，Y向變形量為130 mm，符合小于152 mm的國家標準。

工況2變形云圖表明:車門最大變形在車門外板中部，Y向變形量為20 mm，符合小于305 mm的國家標準。

工況3變形云圖表明:車門最大變形在車門外板中部，Y向變形量為403 mm，符合小于457 mm的國家標準。

車門強度符合國標要求。

5 車門結構優化

有限元分析結果只能指出給定的設計方案是否滿足設計指標，并不能提出如何改進設計的意見。而優化設計是一種尋找最優設計方案的技術方法。結構優化除了車門局部結構需要調整以外，主要是針對厚度方向的優化，故本文的優化采用尺寸優化法(size optimization)。

5.1 基于模態分析和靜態分析結果的結構改進

在利用尺寸優化法對車門進行改進前，通過上述的模態分析結果和靜態分析結果，可以對車門結構進行小幅適當的改進。根據第2階和第3階模態分析結果，可以看到車門外板中部的剛度偏低。觀察車門整體結構，發現該處正好處于車門防撞梁位置。原車門有限元模型中，防撞梁除了兩端通過托架支撐以外，中間與車門外板之間并無任何連接。從實際角度考慮，要想提高車門整體的剛度及頻率特性，車門外板與防撞梁之間應該有一定的連接關系。參考相關資料，可在車門外板與防撞梁之間使用粘膠連接，如圖10所示。同時，根據1階模態振型圖可知上車框中部的剛度略有不足，故在車框上部的中間部分適當增加焊點。由于車窗導軌中間與車門內外板沒有任何連接，為保證其振動特性，可在兩端連接處適當增加焊點。

圖10 車門與防撞梁的粘膠連接

完成上述初步結構改進后，重新對車門做模態分析，模態頻率比原設計有所提高。這里不再詳述。

5.2 尺寸優化

5.2.1 優化目標

優化問題通常可以通過以下函數表示:

其中:f(x)是目標函數;x=［x1，x2，x3，…，xn］是設計變量的向量;hj(x)是等式約束，gk(x)是不等式約束，hj(x)、gk(x)是狀態變量。

本文的優化設計是輕量化設計，故目標函數取車門質量，同時以車門扭轉工況1下的車門變形量為狀態變量，以車門內板為設計變量。

5.2.2 優化結果對比

根據以上目標函數和約束條件，對車門內板進行優化分析。最后得出:在滿足扭轉工況1和車門內板最大變形量不超過2 mm的條件下，車門內板的優化厚度為1.9 mm。優化結果如圖11所示。

圖11 車門內板尺寸優化結果

將該厚度重新賦予車門內板，并對扭轉工況1重新進行分析，得出結果如圖12所示。

根據圖11、12所示，按照優化目標，即最大扭轉變形不超過2 mm，在該厚度下的車門扭轉變形為2.05 mm，達到了優化的要求，即車門的扭轉剛度從39.3 N/mm提高到91.5 N/mm，實現了對車門內板的優化。

圖12 優化后的車門扭轉變形

6 結束語

本文為某多功能轎車的左前門設計開發進行了CAE分析與優化設計，利用有限元前處理軟件Hypermesh對車門劃分網格并得到車門的有限元模型，對車門做自由模態分析，考察其頻率振動特性。結合國家標準，對車門在特定工況下的剛度和強度進行校核分析，根據分析結果提出了改進方案。最后利用尺寸優化設計方法得到了車門實際優化方案。該方案已在某企業量產車型中得到應用，取得了良好的經濟效益。

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