某車型車身排氣結構設計與分析

張智峰

某車型車身排氣結構設計與分析

張智峰

Zhang Zhifeng

（江西昌河汽車有限責任公司，江西景德鎮333000）

針對某款車型在樣車測試中發現的車輛關門力大問題，經對比不同車型的排氣孔面積和車輛乘員艙體積，發現問題產生的主要原因是排氣孔面積不足。通過有限元方法對車身鈑金件增加排氣孔后的車身剛度、強度進行分析優化，結果顯示優化后車身扭轉剛度降低0.63%，彎曲剛度降低0.81%，車身剛度仍滿足設計要求，排氣孔處的應力值分別為56 MPa和54 MPa，低于材料屈服強度，驗證了優化方案的可行性和可靠性。

白車身；仿真分析；扭轉剛度；彎曲剛度

0　引言

車門關閉力是直接影響客戶體驗感的重要指標之一，同時也體現了整車廠的產品設計和制造水平。車門關閉力主要受限位器、密封膠條、鉸鏈、門鎖、車門質量、氣體泄漏量等因素影響[1]，并且氣體泄漏量對內腔體積較小的車輛的車門關閉力影響較大[2]。

對某款車型的試制樣車進行測試，得到關門速度平均值為1.15 m/s，車門關閉力偏大，超出設計要求。該車型乘員艙體積為4.6 m3，排氣孔數量為1個，排氣孔尺寸為212 mm×71 mm，排氣孔面積為15 052 mm2。對比其他多款車型，發現排氣孔通常有2個，排氣孔面積為20 000～35 000 mm2，布置在車輛尾部或者尾部兩側對稱位置，如圖1、圖2所示，乘員艙容積為3.5～5.5 m3。對比后發現，測試車型的排氣孔面積過小，使車門關閉力增大。綜合考慮設計變更的實施位置、改善效果、修模成本、整改周期等因素，最終確定優化方案為在車身后組合燈安裝板處左、右兩側各增加一個125 mm×55 mm的方孔，孔翻邊3 mm以增強開口處結構強度，如圖3所示。

圖1　排氣孔布置在車輛尾部

車身剛度、強度對整車的承載能力、疲勞強度、可靠性、安全性等均有影響[3]，剛度不足時會降低車身上總成、附件的性能和使用壽命[4]；通過對比車身在扭轉工況和彎曲工況下剛度、強度變化情況，驗證優化方案的可行性和可靠性[5]。

1　模型創建

1.1　模型描述

車身質量約為290 kg，運用前處理軟件采用殼單元進行建模，網格尺寸為8 mm×8 mm，單元總數約為124萬，節點總數約為125萬。點焊選用ACM單元模擬[6]，螺栓、燒焊和塞焊采用RBE2單元模擬，粘膠采用SOLID+RBE3單元模型。后組合燈安裝板材料為DC04，材料屈服強度為170 MPa，其他零件材料參數見表1。

1.2　加載與邊界約束

1.2.1加載

（1）扭轉工況：在右前減振器安裝孔中心點處施加載荷，方向豎直向上。

×/2=2 000 Nm （1）

式中：為左前、右前減振器安裝孔中心點的橫向距離，取值1 096 mm。

由式（1）可得=3 650 N。

（2）彎曲工況：前排座椅2個R點沿軸負向分別加載1 500 N集中力。后排座椅安裝孔中心點及其周圍螺母墊板用RBE2剛性連接，沿軸負向施加3 000 N集中力，加載點與座椅安裝孔中心點用RBE3柔性連接。

1.2.2約束

（1）扭轉工況：車身后緩沖塊安裝處，左側約束、、3個方向的平動自由度，右側約束、2個方向的平動自由度，如圖4所示。

（2）彎曲工況：車身前減振器安裝孔中心處，左側約束、2個方向的平動自由度，右側約束向平動自由度；車身后緩沖塊安裝處，左側約束、、3個方向的平動自由度，右側約束、2個方向的平動自由度。如圖5所示。

注：SPC（Single Point Constraint，單點自由度約束）。

圖5　彎曲工況邊界條件

2　仿真結果

2.1　扭轉工況

（1）應力：優化方案的仿真結果顯示，后組合燈安裝板開孔后的整體應力略大于開孔前，最大應力位置為與周邊零件的焊接邊搭接處，最大應力值分別為129 MPa和130 MPa；開孔處最大應力值為56 MPa，低于材料屈服強度170 MPa；優化前、后應力分布如圖6、圖7所示。

圖6　優化前應力分布（扭轉工況）

（2）扭轉剛度：提取優化前、后模型扭轉工況左、右縱梁上測點的最大位移量，計算位移平均值Δ和車身扭轉剛度t。

圖7　優化后應力分布（扭轉工況）

位移平均值Δ計算式為

式中：Δ1、Δ2分別為左、右側縱梁上的測點沿向的位移量，mm。

相對扭轉角由近似計算得到，即

車身扭轉剛度t計算式為

式中：為作用在白車身上的扭矩，Nm；為白車身相對扭轉角，°。

由式（2）～（4）計算得到車身扭轉剛度值，見表2。

表2　車身扭轉剛度值

注：平均位移變化量=優化后平均位移－優化前平均位移；扭轉剛度變化率=(優化后扭轉剛度－優化前扭轉剛度)/ 優化前扭轉剛度×100%。

從表2可以看出，扭轉工況下后組合燈安裝板測點在優化前、后平均位移的變化量非常小，扭轉剛度值降低了0.63%，但剛度值仍在設計目標范圍（＞13 000Nm/°），優化方案滿足要求。

2.2　彎曲工況

（1）應力：優化方案的仿真結果顯示，后組合燈安裝板開孔后的整體應力略大于開孔前，最大應力位置為與周邊件的焊接邊搭接處，優化前、后最大值分別為106 MPa和106 MPa；開孔處最大應力值為54 MPa，低于材料屈服強度，優化前、后應力分布如圖8、圖9所示。

圖8　優化前應力分布（彎曲工況）

（2）彎曲剛度：提取優化前、后模型彎曲工況左、右縱梁上測點的最大位移量，計算位移平均值和車身彎曲剛度，測點位置如圖10所示。

圖10　計算彎曲剛度的車身測量點

位移平均值的計算式為

式中：1、2分別為左、右側縱梁上測點處最大位移，mm。

車身彎曲剛度計算式為

式中：為加載總力，取值6 000 N；為左、右側縱梁測點最大位移的平均值，mm。由式（6）計算得到車身彎曲剛度值，見表3。

表3　車身彎曲剛度值

注：平均位移變化量=優化后平均位移－優化前平均位移；彎曲剛度變化率=(優化后彎曲剛度－優化前彎曲剛度)/ 優化前彎曲剛度×100%。

由表3可以看出，彎曲工況下后組合燈安裝板測點優化前、后的位移變化量非常小，彎曲剛度值降低了0.81%，但剛度值仍在設計目標值范圍（＞16 000N/mm），優化方案滿足要求。

3　結論

本文通過有限元仿真對車身剛強度進行分析，分別從扭轉工況和彎曲工況考察相關零部件的應力變化和剛度變化。在扭轉和彎曲工況下，后組合燈安裝板增加排氣孔后位置的應力值小于材料屈服強度，車身扭轉剛度和彎曲剛度變化率很小，均在設計目標范圍，驗證了優化方案的可行性和可靠性，為解決車門關閉力大問題提供理論依據。

[1]尹培苗，汪建濤，顧翔．車門關門力的影響因素[J].裝備工程，2017（5）：44-45.

[2]朱建華，劉晶，蒙永種．整車氣體泄漏量對關門力的影響研究[J]. 企業科技與發展，2019（7）：47-49.

[3]汪躍中，賀鑫，董華東．某純電動汽車白車身彎曲剛度分析與優化設計[J].汽車零部件，2019（7）：50-52

[4]李鐵柱，華睿，黃維．基于拓撲優化的白車身扭轉剛度性能設計[J]. 汽車實用技術，2019（17）：180-182.

[5]袁夏麗，劉俊紅，劉丹，等．某轎車白車身剛度分析與結構優化[J]．汽車實用技術，2018（14）：80-81．

[6]蔣兵，夏瓊，王克飛，等. 某SUV白車身靜態扭轉剛度分析[J]. 汽車零部件，2018（6）：25-28.

2022-07-21

1002-4581（2023）02-0016-04

U463.83

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2023.02.004