基于硬點斷面的某車型緊湊化設計研究

許可 楊興龍 楊雪峰 湯小虎

（一汽奔騰轎車有限公司奔騰開發院，長春 130000）

1 前言

乘用車產品的升級換代更加關注造型和駕乘人員的體驗需求，使汽車的裝備極大豐富、結構日趨復雜，需要更多的內部空間進行布置，并導致汽車的尺寸增大，質量和成本增加，在汽車設計過程中，總是希望在有限的整車尺寸范圍內通過緊湊化設計來解決上述矛盾。緊湊化設計通過結構緊湊化和布置緊湊化使結構件尺寸更小，通過壓縮結構占用空間獲得更大的內部使用空間，同時兼顧造型、碰撞安全性、整車輕量化等多個維度因素。

現有研究中，針對發動機艙[1]和前、后輪室[2]的緊湊化分析較多。段昭等[3]在發動機結構分析基礎上提出了降低發動機本體高度和動力總成布置高度的方案，改善發動機艙行人保護空間。石強等[4]通過對電驅動總成、高壓部件總成的布置優化分析，論述了采用部件集成優化機艙布置空間的方法。在車內乘坐空間設計方面，張英等[5]提出總布置設計過程中需要考慮整車內外部尺寸和人機要求，通過典型截面協調解決造型設計和工程設計間的矛盾，實現內部設計目標的思路。Reed 等[6]為了探究安全導致的車頂厚度增加對駕駛員頭部空間感知的影響，進行了系列試驗研究，結果表明，各百分位駕駛員對低車頂狀況的反饋均為不可接受。由此可見，在乘用車設計中，乘員對頭部空間非常敏感。

本文主要以乘員艙區域側圍門洞的布置設計研究為例，詳細闡述緊湊化設計的原則、方法和技術方案，并盡可能保證人機內部空間和上下車方便性具有一定優勢。

2 門洞結構特征

2.1 門洞基礎結構

側圍門洞是乘員艙區域的重要組成部分，其基礎結構包括頂蓋邊梁、門檻、立柱，及相關布置單元等，在外特征上可以簡化為由頂蓋邊梁特征線、門檻下沿線、立柱線等特征線包圍的結構，如圖1和表1 所示。對門洞有影響的結構還包括車門鈑金、玻璃、車門附件、水切線等。

圖1 門洞區域示意

表1 門洞結構

門洞基礎結構對造型、碰撞安全、人機空間、上下車方便性及輕量化等影響很大，是實現乘員艙空間增大的關鍵要素。

特征線是由一些離散點擬合形成的，特征線的趨勢反映了整車外觀和內飾的造型比例，在門洞特征線上選取若干硬點，將這些硬點與人機R點關聯（見圖1），便能控制其整體走勢，實現工程可控。

2.2 門洞基礎斷面和硬點

根據側圍門洞特征，可在門洞區域截取11個關鍵斷面，各斷面連接在一起形成了門洞區域的基礎結構，如圖2所示。

圖2 斷面分布示意

門洞斷面[7-10]上與特征線相交的點即為工程中要控制的硬點，本文通過其中的8 個關鍵硬點及其相關尺寸驅動上述斷面，如表2 和圖3 所示，并結合斷面開展多維度分析和參數化設計。

圖3 參數分布示意

表2 關鍵硬點和關鍵尺寸

3 緊湊化設計的原則和方法

3.1 標準化設計

進行標準化結構形式定義和標準化布局設計是實現緊湊設計的首要原則。門洞密封條、車門密封條、窗框密封條等的結構形式均可以固化從而形成標準結構，門檻護板腔內布局和頂棚兩側腔內布局等通過前期梳理固化也能形成標準化設計模塊。

3.2 極限化設計

在標準化設計的基礎上探討極限化設計方案，從而獲得更大的空間。

3.2.1 布置極限化

通過布置位置的極限化調整和內外布置的壓縮可以提供更大的內部空間[11-21]。

布置位置的極限化依賴于對硬點分布趨勢的詳細分析，從而對斷面及其包含的硬點在整車上的布置位置進行優化調整。

內部布置主要是減小布置間隙、優化布局、集成化設計，外部布置主要受固定在斷面上的結構影響。

3.2.2 斷面尺寸最小化

斷面寬度、斷面高度要保證足夠大的材料面積和腔體面積，從而保證斷面強度，但是在具體設計時為了保證整車空間需求、上下車方便性需求和輕量化需求，需要盡量減小斷面寬度和高度尺寸。

門檻處的鈑金斷面尺寸對門洞結構的碰撞安全性能影響很大，其斷面高度SZ主要集中在160～180 mm 范圍內，寬度SY主要集中在130～150 mm 范圍內，如圖4 所示，但某些車型采用了更小的斷面，開發時需要根據具體車型進行分析確認。

圖4 斷面尺寸示意

3.3 性能和輕量化的兼顧

斷面性能參數包括斷面系數和慣性矩。本文在評估斷面性能時，結構與性能的關系用以下公式表達：

式中，W為斷面系數；σ為斷面正應力；M為斷面彎矩；RS為最大計算半徑，是斷面尺寸最遠點與斷面質心中性軸的距離；A為斷面面積；I為斷面對質心中性軸的慣性矩。

斷面相對于質心中性軸y向、z向的慣性矩分別為Iy、Iz：

式中，RSY、RSZ分別為y向、z向尺寸。

由式（1）～式（5）可知，斷面尺寸與斷面系數、斷面慣性矩相關性很強，而斷面系數與斷面慣性矩成正相關，如圖5 所示，因此，當斷面尺寸趨向于極限時，理論上斷面性能也會趨向于極限，緊湊化設計時要在人機空間極限化的基礎上進行取舍，確保碰撞安全要求達成。

圖5 斷面系數與斷面慣性矩的關系

3.4 緊湊化系數定義

按照硬點定義進行硬點分布趨勢分析，找到硬點分布的均值和極值，建立硬點參數分布曲線，并定義緊湊化系數用于驅動斷面設計。

3.4.1 空間利用系數定義及其硬點分析

在X向橫切斷面內，R1、R2、C1、C2、S1等特征點越靠近車輛外側，車內空間（頭部空間、肩部空間、臀部空間）就越大，其中R2反映了最終的空間分布情況。本文將這些特征點相對整車Y0平面的距離的2倍與整車寬度的比值稱為空間利用系數，空間利用系數反映了內部空間利用率。

空間利用系數總體上與造型比例要求、碰撞性能要求存在一定的矛盾。圖6所示為將某款美系車型和德系車型的車身按整車左右對稱中心Y0 面和車頂重合后，針對頂蓋邊梁和水切對比的結果。通過對比可發現，在整車寬度和造型風格相差較大的情況下，通過特征點的調整，完全可以在小尺寸車型上獲得相當的頭部空間。

圖6 不同車身的頭部空間對比

圖7所示為通過專業對標數據庫車型（部分車型引用A2MAC1 數據）統計梳理進行的空間利用系數均值和極值分析結果，從圖7中可以看出，實際R1和R2的分布更趨向于均值偏下，這種分布有利于獲得較好的造型比例，但是會犧牲一部分乘員頭部空間。C2和S1的分布更趨向于均值，在保證足夠大的乘員肩部和臀部空間的同時，也有利于造型比例的實現。

圖7 空間利用系數均值/極值分析

一般情況下，R1處的空間利用系數集中在0.68～0.71 范圍內，R2處的空間利用系數集中在0.64～0.67范圍內，如圖8所示，過大和過小的比值都要通過結構調整進行確認。

圖8 R2處空間利用系數分布情況

3.4.2 上下車方便性系數定義及其硬點分析

門洞Z向高度J、X向開口尺寸L、門檻外側相對人體R點的Y向距離W710和K等，均影響乘員的上下車方便性，本文將R 點和R 點前200 mm 范圍內門洞高度J與整車高度的比值、K與整車寬度的比值、W710與整車寬度的比值統稱為上下車方便性系數。上下車方便性系數與空間利用系數相互矛盾，但是和造型比例要求趨于一致。

K的理想范圍一般為150～200 mm，盡量不隨車寬發生太大的變化。W710的理想范圍為不超過490 mm，盡量不隨車寬發生太大的變化。

通過分析發現，J與整車高度的比值隨整車高度增加略有減小，如圖9所示。

圖9 J與整車高度的比值分布情況

3.4.3 緊湊化系數定義

綜合上述參數的范圍進行篩選并分別定義y向、z向緊湊化系數：

式中，W20為乘員R點與整車對稱中心的距離；W103為整車寬度；H100為整車高度。

基于緊湊化系數可形成多個參數化設計方案，并綜合考慮造型最優、空間最優、上下車方便性最優、結構最輕、安全性最好等極限情況進行結構優化。

4 結構設計方案

4.1 結構詳細分析

4.1.1 密封條

密封條包含窗框密封條、車門密封條、門洞密封條，通過品牌梳理和對標分析可以抽象出2 種成熟結構，即歐系密封條和日系密封條。與歐系密封條匹配的窗框結構常采用沖壓結構，如圖10 所示，與日系密封條匹配的窗框結構常采用輥壓結構或輥壓/沖壓復合結構，如圖11 所示。由于結構特征原因，日系密封條Y向尺寸相對更小，在頂蓋邊梁外側造型特征不變的情況下，能夠保證門洞翻邊沿Y向和Z向相應外移、上移。

圖10 歐系密封條匹配沖壓結構窗框

圖11 日系密封條

表3所示為某車型的歐系和日系典型對標車型密封條和窗框結構尺寸對比分析結果，其中WR1-Y0、HR1-Y0分別為頂蓋最高點到邊梁特征線的Y向、Z向距離，WR1-R2、HR1-R2分別為頂蓋邊梁特征線到門洞止口的Y向、Z向距離。從表3中可以看出，日系密封條窗框結構尺寸更緊湊，能為設計優化預留更大的空間。

表3 歐系、日系車型密封條和窗框結構尺寸對標 mm

4.1.2 頂蓋邊梁鈑金

通過對BMW X3 和BMW X5 的分析，頂蓋邊梁內、外鈑金斷面采用扁平結構，如圖12、圖13 所示，可減小該處的Z向斷面尺寸，有利于增大頭部空間，改善上下車方便性。設計時在造型認可的前提下，應保證外特征點R1、R2、R3盡量外移。

圖12 BMW X3頂蓋邊梁斷面結構

圖13 BMW X5頂蓋邊梁斷面結構

4.1.3 頂棚兩側腔內布局

受側氣簾、頂蓋邊梁鈑金、密封條等的影響，頂棚兩側形狀最終反映了車內乘員頭部空間的大小和上下車方便性的優劣。門洞及頂棚要盡量遠離乘員眼睛和頭部，側氣簾、門洞密封條等要盡量上移、外移，降低頭部壓迫感，避免乘員上下車時碰頭。

以側向、斜向頭廓包絡線的相交點作為頂棚下邊緣的極限點，根據眼橢圓中心點到頂棚下邊緣R3點的Y向距離WEY和Z向距離WEZ建立頭部壓迫感評價曲線，如圖14所示，曲線上頂棚邊緣與人眼距離越遠，壓迫感越小，也越符合上下車方便性和車內空間的需求。

圖14 頭部壓迫感曲線

通過典型車型對標梳理，可獲得斜30°頭部空間W27、水平頭部空間W35極小值點和極大值點（見表4），通過2個極值點設置一個矩形區域（矩形長度方向與Y0平面垂直），該矩形區域即為頂棚下邊緣的可選范圍。為了增大ky、改善壓迫感和增大kz，理想狀態是R1、R2、R3均趨向于極大值。本文在極值范圍內進行了嘗試性分析，希望首先能獲得一個接近于極值的可行方案。通過密封條結構形式的調整使鈑金斷面尺寸減小，調整結構外移并帶動R2外移，調整側氣簾布置使側氣簾與鈑金和頂棚間隙為0，得到一個極值方案，即方案1，由于側氣簾布置間隙為0，理論上方案不可行，因此在方案1基礎上適當回調保證側氣簾間隙3 mm 得到方案2。2 種方案及其對比分別如表4、圖15所示。方案2是本文中所述理論上接近于極大值的方案，但是其位置并不唯一，受ky和kz影響。

表4 頂棚下邊緣點方案設計 mm

圖15 頂棚下邊緣點方案

依據壓迫感曲線對上述結果進行評價，頂棚下邊緣在視野范圍區域以外，不存在壓迫感情況，空間和人機便利性極佳。

4.1.4 車門玻璃傾角

加大側窗傾角，有利于獲得更好的外觀比例，減小玻璃傾角有利于增大車內空間，尤其是頭部空間。

研究發現，繞水切點C2，玻璃傾角每減小1°，R1、R2、R3的外移量至少可以使Y向頭部空間增加7 mm，車門厚度相應減薄，達到輕量化效果。車門厚度減薄也有利于增加肩部和臀部空間。

4.1.5 車門玻璃曲率

車門玻璃[22]常用腰鼓形面雙曲率玻璃，玻璃面橫向曲率半徑不小于1 500 mm，縱向曲率半徑不小于20 000 mm。為了更好地滿足造型需求，一般會盡量增大橫向曲率半徑。

研究發現，隨著車門玻璃橫向曲率半徑的增大，車門外板Y向外移，整體趨勢是隨著曲率增加，車門外板Y向外移增量逐漸減小，最后趨于收斂。當橫向曲率半徑從1 500 mm增加到2 000 mm時，車門防撞梁處的外表面至少沿Y向外移了25 mm，如圖16、圖17所示。

圖16 車門玻璃橫向曲率變化與車門外表面的關系

圖17 車門玻璃橫向曲率與車門外板外移量的關系

為了保證車門外板Y向外移量不致過大，需通過控制輪口與車門落差的方式限制車門最外側位置，在造型無特殊要求時，該值最好控制在5～10 mm范圍內，避免車門外側超出前翼子板最寬處。

4.1.6 門檻側圍鈑金結構

門檻側圍鈑金結構分為A 類、B 類、C 類3 種形式，如圖18 所示。A 類和B 類的左側邊界受造型創意的限制較大，C 類的斷面寬度最小，有利于改善上下車方便性。這3類斷面的寬度和高度尺寸基準均為門洞下止口點S1，外移門洞下止口和減小門檻鈑金寬度，可以有效提高內部空間利用率，改善上下車方便性。

圖18 門檻側圍鈑金結構分類

4.1.7 門檻護板腔內布局

門檻護板布置分為Ⅰ型、Ⅱ型、Ⅲ型3 種形式，如表5和圖19所示。

圖19 門檻護板布置形式分類

表5 門檻護板結構分類

當采用I 型結構時，護板寬度較小，地毯寬度最大，采用Ⅱ型結構時，護板寬度較小，地毯寬度比Ⅰ型略小，采用Ⅲ型結構時，護板寬度最大，影響內部空間。

4.1.8 鉸鏈和門鎖

車門鉸鏈和門鎖布置影響門洞止口S1點位置，尤其是門檻止口到鉸鏈軸線的距離L1，設計時要保證車門最外側位置和車門開關運動間隙要求，并依據布置結果確認門洞X向尺寸L，如圖20、圖21所示。

圖20 立柱俯視圖

圖21 立柱前視圖

4.1.9 動力電池布置

動力電池包布置時，電池包側向到同側門檻側向必須預留足夠的安全潰縮距離，避免碰撞時電池包受擠壓變形引發起火和爆炸[23-24]。動力電池包的安全潰縮距離與門檻結構、門檻WS1、地板結構、電池包結構等密切相關，理論上門檻S1點確定后，門檻外側與電池包側向的距離應不小于150 mm，如圖22所示。

圖22 動力電池布置示意

4.2 參數化設計優化

建立緊湊化系數ky、kz的參數化設計表，調整硬點位置和斷面尺寸進行多方案優化分析，如表6～表8 所示。其中，方案A～方案G 采用歐系密封條和Ⅰ型護板內腔，方案H～方案Y 采用日系密封條和Ⅰ型護板內腔，按照門檻極限、頂蓋邊梁極限、J值極限的順序開展多方案分析。方案A、方案H 門檻斷面尺寸相同且斷面尺寸最小，方案A～方案G、方案H～方案P、方案Q～方案U 門檻斷面尺寸依次增大，方案Y、方案C、方案L、方案Q 門檻斷面尺寸相同。

表6 R點位置參數狀態（玻璃傾角不變）

表7 R點位置參數狀態（玻璃傾角變化）

表8 R點前200 mm位置參數狀態

從表6～表8 中可以看出，采用日系密封條配合門檻斷面尺寸調整，緊湊化系數優于采用歐系密封條，在空間、上下車方便性和造型方面能夠優化出更合理的方案。在方案選擇上，方案A 斷面尺寸最小，但是在進行門檻護板腔內布置時，車身線束布置空間受限，方案B 車身線束與門檻護板僅有1 mm間隙，方案Y 間隙足夠，通過硬點外移，其緊湊化系數最大，滿足空間最大化和上下車方便性最優要求，造型特征也可接受，但是因其斷面尺寸較小，所以需要進行性能分析驗證。方案F、方案G、方案O、方案P、方案U 會導致車門外板表面超出前翼子板外表面，前門分縫結構設計難度較大。方案E、方案N 空間利用系數略低于方案Y，斷面尺寸略大于方案Y。

與其他車型進行對比，上述方案中緊湊化系數ky≥0.655、kz≥0.61 能保證空間最優或略優于行業平均水平，頭部壓迫感評價也具有一定優勢，如圖23、圖24所示。

圖23 各方案緊湊化系數ky分布

圖24 各方案緊湊化系數k分布

4.3 性能驗證

方案Y通過斷面極限化設計實現了空間和上下車方便性最大化，但是，由于斷面尺寸減小，其斷面包絡面積、斷面系數和斷面慣性矩也大幅減小，斷面性能大幅降低，為了驗證變化情況，對方案B、緊湊系數最大的方案Y、中間方案E 的斷面參數和性能進行了對比，如表9所示。

表9 門檻斷面多方案優化

為了解決緊湊化系數提高后性能降低的問題，首先在不改變斷面外廓尺寸的情況下，在方案B、方案Y 的內部4 個角分別增加角加強板，方案1～方案3 在方案B 基礎上依次累加加強板，方案4在方案Y 基礎上直接增加3 個加強板，以此增加斷面材料面積，提高斷面的慣性矩，形成方案1～方案4，提高斷面性能和門洞整體結構性能，如表10 所示。

表10 斷面系數進一步優化

進行CAE仿真發現，材料面積增加后，結構耐碰撞性能得到加強，但是結構質量也相應增加，如表11所示。

表11 性能分析結果

基于緊湊化設計原則，確保結構質量增加控制在合理范圍內，也是必須考慮的因素，在繼續優化時，嘗試采用高強度鋼板材料，同時適當加大斷面外廓尺寸（考慮對緊湊化系數的影響）的方案E、方案N 進行分析，最終形成方案5，可獲得較好的設計效果，如表12所示。

表12 性能分析結果

針對上述方案5 進行了實車評價和碰撞驗證，進一步證明了方案的有效性。

5 結束語

本文分析了門洞結構的硬點參數和典型斷面模型，探索通過定義緊湊化系數和建立多方案參數化設計表的方法進行門洞結構的緊湊化設計分析，從而盡可能在有限的整車尺寸范圍內改善人機空間和上下車方便性，并更好地兼顧造型、碰撞安全、輕量化等多維度要素。所提出的方法經過CAE 分析驗證、實車評價和實車碰撞試驗證明有效。

本文提出的緊湊化設計方法首先需要進行極限化分析，但是緊湊化設計的目的并不是實現極限化，最終的緊湊化方案要綜合考慮多方面因素制定，尤其是性能達成。

設計開發時，需要同步考慮動力電池的布置可行性，進行前瞻性預留，為后續方案升級預留空間。