基于ABAQUS的對開尾門有限元分析

張 龍，高大威，李應軍，何志偉

（1.上海理工大學機械工程學院，上海200093；2.上海汽車集團股份有限公司商用車技術中心，上海200438）

0 引 言

隨著我國經濟的快速發展，汽車作為人們日常生活不可缺少的交通工具日益普及，與此同時，車輛的安全性和舒適性也引起了汽車生產廠家和消費者的廣泛關注。汽車車身作為整車三大總成之一，在整車的設計開發過程中占有極其重要的地位。而車門系統是車身非常重要的組成部件，車門的質量直接關系到整車的舒適度和安全性，其模態和剛度的性能應該滿足要求。本文主要針對汽車對開尾門進行有限元分析，在車門的幾何模型基礎上建立有限元模型，給出一定的邊界條件和載荷條件，采用ABAQUS求解器對各種工況下的有限元模型進行求解，得出對開尾門的模態、剛度和強度，再通過與目標值進行比較，最終確定車門是否滿足性能要求。

1 有限元模型的建立

大部分車門由以下部分組成：車門門體、車門附件和車門內外飾等，而本文所研究的對開尾門的模態、剛度和強度只需考慮車門門體、車門附件中的鉸鏈，不考慮車門的內外飾。由于車門的幾何模型較復雜，而大部分有限元軟件制圖功能較差，因此在CAD軟件中建立幾何模型后導入有限元軟件進行網格劃分時會出現縫隙、重疊和錯位等缺陷，所以在網格劃分之前要進行幾何前處理。

1.1 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。然后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 零件孔洞的處理

對于部分安裝孔、定位孔、工藝孔等要在孔處添加Washer。

1.3 單元選取和幾何劃分

車門的部件大部分為鈑金沖壓件，其長度方向的尺寸遠遠大于其厚度方向的尺寸，符合殼單元的理論假設，因此主要采用四節點殼單元進行離散化，其次用少量的三角形進行過度，這樣可以滿足高質量網格的過度要求，最后對車門外板與內板之間包邊進行簡化，并采用節點共用實現兩者之間的連接。在劃分網格之前要對單元參數進行控制，單元通用尺寸為7 mm，最小3 mm，最大14 mm；單元翹曲度小于15°；長寬比為5；傾斜角度小于40°；四邊形內角為40°～140°；三角形內角為20°～120°；雅可比為0.6；三角形比例小于10%。為了提高分析精度，本文采用六面體單元對鉸鏈進行實體劃分。車門網格劃分完成后，共102 192個節點，100 806個shell單元，其中三角形單元為2 955個，占比約2.9%，顯然是符合要求的。車門鉸鏈進行實體網格劃分后共有48 632個節點，33 582個solid單元。車門鈑金件之間連接方式主要采用connectors／spot／acm（shell gap）方式來模擬焊點，本文研究的對開尾門的焊點共有229個，其次，結構膠和焊接膠采用實體C3D8來模擬，螺栓采用rbe2單元進行模擬，使模型更加地符合實際條件。

1.4 賦予材料和屬性

網格劃分好后需要賦予網格相應的材料和屬性，在材料卡片中設置車門材料性能參數，門板的厚度在屬性卡片中設置，相關的材料性能參數如表1所示，車門主要部件厚度和材料如表2所示。

表1 材料性能參數

表2 主要部件厚度和材料

最終建立的對開尾門整體的有限元模型如圖1所示。

圖1 對開尾門整體有限元模型

2 車門有限元分析

2.1 車門的約束模態分析

當受到動力載荷作用時，車門結構會產生響應，若車門性能不理想則會產生劇烈振動和異響，導致車輛行駛平順性及乘坐舒適性變差，還會給環境帶來噪聲以及部件疲勞損傷，同時會發生破壞車體的表面防護罩以及車門密封性等危害，所以，為了對車門性能進行研究，需要對車門進行模態分析。分析車身的振動響應就是模態分析的過程。模態是一種固有特性，評論模態的優劣主要取決于各階振動頻率及振型等。

2.1.1 模態理論

對于一個n自由度線性定常系統，其運動方程可寫成：

其對應的特征方程為：

式中，ωi為自由振動固有頻率，由特征方程可得ωi=K／M，n自由度的系統有n個固有頻率。

2.1.2 約束模態仿真分析

約束方式：車門處于關閉狀態，車門鉸鏈處約束123456方向自由度，左右車門的上門鎖處約束1346方向自由度，左車門下門鎖約束1245方向自由度（123456方向自由度分別為X方向移動自由度、Y方向移動自由度、Z方向移動自由度、繞X軸的轉動自由度、繞Y軸的轉動自由度、繞Z軸的轉動自由度）。然后將約束后的有限元模型導出成INP文件，再將INP文件導入ABAQUS求解器中進行求解，最后將求解后的結果導入Hyperview中進行后處理得出對開尾門10階固有頻率如表3所示。

表3 車門固有頻率仿真值

汽車行駛過程中所受到的主要激勵有：路面激勵、發動機激勵、行駛過程中的路面不平導致的車輪不平衡激勵等。由表3可以看到，第一階模態振型頻率為37.83 Hz，文獻研究表明，路面激勵一般為1～3 Hz，故不在此范圍內，而車輪激勵及發動機振型敏感區間一般在20～35 Hz之間，故該車門振動頻率高于上述范圍，成功地避免了共振現象的發生。其1～6階模態云圖如圖2所示。

圖2 1～6 階模態云圖

2.2 車門靜態剛度和強度分析

為了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和強度要求。車門剛度不足會引起車門邊角處的變形量過大，引起車門卡死、關閉力增大、密封不嚴導致漏風、滲水以及內設脫落的現象。隨之產生車門的振動、噪音極大地降低了車輛的乘坐舒適性，造成零部件的疲勞損壞，車門表面保護層的破壞，從而削弱車門的抗腐蝕能力。同樣車門的強度不足會造成車門的零件破壞，影響車門的正常使用。車門的靜態剛度是指車門在承受靜態載荷時抵抗變形的能力，車門的靜態強度是指車門在受到載荷時抵抗破壞的能力。本文所研究的對開尾門主要對車門下沉工況下車門的垂直剛度、強度和車門扭轉工況下車門的扭轉剛度、強度進行分析。

2.2.1 車門下沉工況下剛度和強度分析

車門下沉工況主要針對車門開啟狀態下的垂向響應進行分析，由于實際使用中車門開啟較為頻繁，車門經常處于懸空狀態，車門自身重力作用加之車內乘員在上下車時經常會對車門施加倚靠作用力，久而久之，車門會出現下垂及密封不嚴現象，故分析車門垂直剛度有助于間隙的控制及鉸鏈疲勞失效現象的防止。車門垂直剛度和強度分析是模擬車門在打開一定角度狀態下，由于乘員上下車以及乘員利用車門支撐身體而產生的垂直載荷作用下，能夠保持一定的抵抗變形的能力和抵抗破壞的能力，以及卸載后恢復原形狀的能力。當車門上有垂直載荷作用時，車門結構將產生下沉，采用垂直剛度來表征車門抵抗Z向變形的能力，垂直剛度值為EI。車門垂直剛度的計算公式為：

式中，EI為車門的垂直剛度（N／mm）；F為車門的垂直載荷（N）；L為受到垂直載荷時加載點處的相對變形（mm）。對于對開尾門進行下沉工況分析時，本文在車門打開15°的情況下分別考慮左右車門的垂直剛度和強度，分析時考慮2種工況下的剛度和強度。

（1）右門：工況1約束方式：在車門鉸鏈處約束123456方向自由度，加載點處約束1方向平動自由度；載荷條件：僅計算車門自重。（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123456方向自由度，加載點處1方向平動自由度；載荷條件：將車門自重計算在內，同時在車門中間主門鎖處加載垂直向下800 N的作用力。

設置好約束和載荷條件后將此模型導入ABAQUS求解器中進行計算，然后將計算后的ODB文件導入Hyper View中進行后處理，得到左門垂直向下最大垂直下沉量為1.47 mm，撤下加載力后的殘余變形量為0.17 mm；車門的最大應力為171.6 Mpa，主要分布于車門內板和鉸鏈連接處。其中右門垂直剛度變形云圖和應力分布云圖分別如圖3、4所示。

圖3 垂直剛度變形云圖

圖4 應力分布云圖

（2）左門：與右門的工況相同，同理將設置好約束和載荷條件的模型導入ABAQUS求解器中進行求解，然后將計算后的ODB文件導入Hyper View中進行后處理，得到右門垂直向下最大垂直下沉量為1.35 mm，撤下加載力后的殘余變形量為0.13 mm，車門的應力主要分布在車門內板與鉸鏈連接處，最大應力為182.3 Mpa。而車門下沉工況下的目標值要求車門最大下沉量小于6 mm，殘余變形量小于1 mm，強度屈服極限為340 Mpa。通過計算值和目標值的對比分析可知本文所研究的對開尾門的垂直剛度和強度都符合設計要求。

2.2.2 車門扭轉工況下剛度和強度分析

車門的扭轉剛度是用來表示車門抵抗不對稱變形的能力，扭轉強度是指車門零件抵抗破壞的能力。車門正常關閉狀態下主要受到三個位置約束，分別位于車門的上下端；鉸鏈約束及門鎖約束導致車門在使用中經常會承受扭轉載荷的作用。車門抗扭能力不足會首先導致車門扭轉變形過大，長時間如此會使構件出現開裂、失效等現象，其次，還會導致車門密封性急劇下降，振動異響等現象。因此，對車門上部及下部分別加載以考察上扭轉和下扭轉性能。和下沉工況一樣，本文所研究的對開尾門的扭轉剛度和強度也分別考慮了左右車門。

右門工況1約束方式：鉸鏈處約束123456方向自由度，上門鎖處約束1346方向自由度，中間主門鎖處約束1346方向自由度；載荷條件：在車門內板右上角腰線以下大約5 mm處施加900 N的X向的節點力。

工況2約束方式：鉸鏈處約束123456方向自由度，上門鎖處約束1346方向自由度，中間主門鎖處約束1346方向自由度；

載荷條件：在車門內板右下角內板圓角處施加900 N的X向的節點力。后將求解好的OBD文件導入Hyper View中進行后處理，得到右門的扭轉剛度變形位移云圖分別如圖5（a）、（b）所示，扭轉工況下應力變形云圖如圖6（a）、（b）所示。

圖5 右門扭轉剛度變形位移云圖

圖6 扭轉工況應力變形云圖

從變形云圖可以看出，右門上扭轉工況下，最大變形量約為3.18 mm；下扭轉工況下，最大變形量約為6.67 mm；右門上扭轉工況下，最大應力約為233.8 Mpa，主要分布于車門內板加載點處，其次，車門內板和中間主門鎖連接處也有分布；下扭轉工況下，最大應力約為233.2 Mpa，主要分布于車門內板加載點處和車門內板和中間主門鎖連接處。

對于左門來說，其工況和右門一樣，用同樣的方法可以求出左門上扭轉工況下，最大變形量約為0.69 mm；下扭轉工況下，最大變形量約為3.14 mm；左門上扭轉工況下，最大應力為186.8 Mpa，主要分布于車門主門鎖密封面一側；左門下扭轉工況下，最大應力為261.1 Mpa，主要分布于車門內板加載點處和車門內板和中間主門鎖連接處。而扭轉工況下目標值要求上扭轉工況下最大變形量小于10 mm，下扭轉工況下最大變形量小于7 mm，屈服強度為300 Mpa，通過計算值和目標值進行比較可知車門扭轉工況下的剛度和強度都是滿足設計要求的。

3 結 論

本文對某輕型商用車的對開尾門設計開發進行了CAE分析，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，對車門進行了模態分析、剛度和強度分析。通過計算的結果和目標值的對比分析表明，該車門的約束模態頻率很高，可見其抗共振性很好，同樣，車門的靜態剛度和強度也滿足設計要求。這樣一來就可以用此分析方法對其他類型的車門進行虛擬評估，從而對車門的設計、實驗、生產具有理論上的指導意義。

采用ABAQUS軟件能夠很好地模擬車門受力情況，方便建立車門鉸鏈和門內板之間的接觸關系，計算結果比較準確，尤其是在隱式非線性分析領域有著廣泛的應用。

［1］黃金陵.汽車車身設計［M］.北京：機械工業出版社，2007.

［2］顧海明.轎車車門系統CAE分析及優化設計［D］.哈爾濱：哈爾濱工業大學，2013.

［3］欒文哲.某轎車車門綜合性能的評價及優化設計［D］.太原：中北大學，2014.

［4］朱茂桃.基于Kriging模型的車門剛度和模態優化［J］.汽車工程，2013，35（11）：199-203.

［5］烏春霞.汽車車門的剛度仿真分析與實驗研究［D］.長春：吉林大學，2005.

［6］袁 理.MPV車門CAE分析與設計［J］.重慶理工大學學報，2013，（12）：12-16.

［7］李 超.某汽車車門動靜態及安全性能仿真研究［D］.鎮江：江蘇大學，2012.