某轎車車門防撞梁和鉸鏈的優化分析

夏 威，占 州，賴福林

（九江學院機械與材料工程學院，江西 九江332005）

0 引言

車門作為車身的關鍵組件，是汽車車身上的一個極其重要的總成。車門連接車內乘客與外部，從人機工程方面考慮，車門結構對汽車的舒適性和安全性來說有著巨大的影響。乘用車車門應具有足夠的強度、剛度，保證應對車門開關時的耐沖擊力以及與側碰時的耐撞性力等，不至于發生嚴重變形，影響安全性能。因此，在保證車門剛度和強度以及各項性能的前提條件下，滿足車門結構設計的要求，就顯得十分重要[1]。本文進行的前車門防撞梁和鉸鏈的優化分析，目的是為了使車門的結構設計更加合理，性能更加優越，在滿足車門質量的前提下，使其剛度及強度達到要求。

1 防撞梁和鉸鏈的結構分析

車門一般由車門門體、車門附件和車門內飾三部分組成[2]，本文主要針對前車門體的防撞梁和車門附件的鉸鏈進行結構設計。

1.1 車門防撞梁

車門防撞梁是指在車門內部加上橫梁的結構設計，目的是用來加強車輛側面剛度、強度，提高防撞抵抗的能力，以提升側面安全性能。查資料可得圓截面的吸能效果最好，因此采用圓管結構，根據車門內外板的長度和附件的布置設計，防撞梁長度取為1 011 mm，一般其截面半徑為33～36 mm，取R=35 mm，厚度為2 mm，兩端通過連接件焊接在門內部上。

本文中前車門防撞梁采用08Al優質碳素鋼材料，在進行防撞桿的結構強度驗證時，汽車受到側撞時可看成一個剛性物體對車門以及車門內部構件進行擠壓，故沖擊力的大小可以約等于在撞擊接觸面上受到的擠壓力，根據動量守恒定律得，該力的計算公式為：

式中：Fq為側面碰撞中的撞擊局部的接觸力，單位為N。

m為撞擊車輛的質量與駕駛員質量之和；本文所選汽車質量為1 515 kg；人的質量取正常成人的體重，取駕駛員的質量65 kg，故m=1 580 kg。

v為撞擊速度：在高速碰撞情況下，碰撞速度取1 201 km/h，即 33 m/s。

t為撞擊時間：正常情形下汽車撞擊的時間短，作用時間取為120 ms。

根據上述取值，并代入（1）中得，

根據材料力學對桿類零件強度的設計標準：

其中，接觸截面的應力計算公式如下所示：

A為圓管截面的面積，將R=35 mm，t=2 mm，r=R-t=33 mm，故本文中防撞桿截面面積計算公式如下所示：A= π（R2-r2）= π（352-332）＝427.04 mm2

將 Fq＝ 434 500 N，A=427.04 mm2，其中，根據所選材料代入式（2）得，

通過驗證，本文中的防撞梁桿在汽車高速碰撞時，不會發生斷裂而失去吸收撞擊能的作用，符合許用應力要求，因此防撞梁設計滿足要求。

1.2 車門鉸鏈

上、下兩個鉸鏈將車門安裝在門柱上，實現車門與門柱的連接。在車門關閉狀態下，由兩個鉸鏈、門鎖及定位器共同支撐車門重力，而在車門開啟狀態下，由鉸鏈來支撐車門的全部重力。鉸鏈軸線的布局位置會改變車門的開度大小，上、下鉸鏈的間距L與車門長度Z之比為L/Z＜1/3，而且上鉸鏈的上部與下鉸鏈的下部之間的距離≥330 mm[3]。

下式中F1表示作用在車門手柄上沿豎直方向的分力，F2、F3分別表示作用在鉸鏈處的沿水平和豎直兩個方向的分力，G為車門重力。

由材料力學理論得，可忽略剪應力F3的作用，則下鉸鏈處的應力可表示以下形式為：

由式（6），車門外型和附件設計基本確定后，F1、G、a、b為定值。為減小σ1，只有加大鉸鏈中心線高度，或加大鉸鏈的橫截面積[4]。當F2減小時，σ1減小，則鉸鏈提高，有利于防止車門的下垂。一般情況下，L=300-500 mm，本文取為415 mm，Z/L約為0.345，稍大于1/3。本設計中F1=（17.9±1.4）N，取為18 N，h=12 mm，a=660 mm，b=1 000 mm，l=50 mm，將數據代入公式（4）、（5）、（6）得：

2 車門易損件的優化分析

2.1 車門易損件的三維模型的建立

車門防撞梁結構通過的拉伸、抽殼即可得到其三維模型，如圖1所示。其兩端連接部分為鈑金件可由沖壓命令得到。車門鉸鏈分為三部分分別為上部、下部和連接銷釘。在零件設計平臺，利用草圖編輯器繪制基本輪廓，再通過拉伸、凹槽、抽殼等命令得到三維模型，然后在轉配設計中按相對位置進行裝配，從而得到鉸鏈的三維模型。如圖2所示。

圖1 車門防撞梁的三維模型

圖2 車門鉸鏈的三維模型

2.2 車門防撞梁的優化分析

將車門防撞梁導入至ANSYS軟件中進行線性靜力結構分析，本文所建立的車門防撞梁網格單元體尺寸設置為10 mm，四邊形形狀。可得車門防撞梁在受載荷101.75 MPa下，車門防撞梁的主要應力、應變變形在中部和兩端位置，最大變形位移為2.596 mm，受到的最大應力為511 450 MPa，如圖3，4所示。為加強剛度，可在防撞梁兩端設置加強板，中部設置支承部件，以減少振動和變形[5]。

圖3 車門防撞梁的應力分析云圖

圖4 車門防撞梁的應變分析云圖

2.3 車門鉸鏈的優化分析

本文所建立的鉸鏈的劃分為六面體網格，鉸鏈施加約束和載荷的方法與防撞梁相似，分別在上、下鉸鏈上設置固定約束，并在鉸鏈轉動板處施加一個Z方向的-150 N的力，即承受車門豎直向下的自身重力，鉸鏈在承受車門自重150 N后，上鉸鏈的最大應變位移為2.27×10-4mm，下鉸鏈的最大應變位移為1.76×10-4mm，如圖5、圖6所示。上鉸鏈的最大應力為45.06 MPa，下鉸鏈的最大應力為35.19 MPa。上下鉸鏈的應力集中在銷軸位置，且其值遠小于鉸鏈許用應力值280 MPa，如圖7、圖8所示。

圖5 上鉸鏈的應變分析云圖

圖6 下鉸鏈的應變分析云圖

圖7 上鉸鏈的應力分析云圖

由于車門鉸鏈在車門的頻繁開啟和關閉中，在這種循環載荷的作用下就有可能會出現疲勞失效，故對其進行疲勞壽命分析，可得車門上、下鉸鏈的壽命分析云圖，如圖9、圖10所示，本文采用結構鋼的鉸鏈的疲勞壽命均為次，達到鉸鏈耐久性的要求。

圖9 下鉸鏈壽命分析云圖

圖10 下鉸鏈壽命分析云圖

3 結語

本設計從安全性出發，進行汽車前車門的優化設計，保證駕乘人員的安全。通過分析車門易損件的結構和應力分布，很好地改善車門易損件的結構。前車門的安全設計對駕乘人員有重要的保護作用，具有一定的意義。