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(nèi)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(cè)碰時的耐撞性力等，不至于發(fā)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(yōu)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(yōu)越，在滿足車門質(zhì)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(nèi)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(nèi)部加上橫梁的結構設計，目的是用來加強車輛側(cè)面剛度、強度，提高防撞抵抗的能力，以提升側(cè)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(jù)車門內(nèi)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(nèi)部上。

本文中前車門防撞梁采用08Al優(yōu)質(zhì)碳素鋼材料，在進行防撞桿的結構強度驗證時，汽車受到側(cè)撞時可看成一個剛性物體對車門以及車門內(nèi)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(jù)動量守恒定律得，該力的計算公式為：

式中：Fq為側(cè)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(zhì)量與駕駛員質(zhì)量之和；本文所選汽車質(zhì)量為1 515 kg；人的質(zhì)量取正常成人的體重，取駕駛員的質(zhì)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(jù)上述取值，并代入（1）中得，

根據(jù)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(jù)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(fā)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(xiàn)車門與門柱的連接。在車門關閉狀態(tài)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(tài)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，F(xiàn)2、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，F(xiàn)1、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(shù)據(jù)代入公式（4）、（5）、（6）得：

2 車門易損件的優(yōu)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(zhuǎn)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(yōu)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(wǎng)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(yōu)化分析

本文所建立的鉸鏈的劃分為六面體網(wǎng)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(zhuǎn)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(huán)載荷的作用下就有可能會出現(xiàn)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(fā)，進行汽車前車門的優(yōu)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。