陳宇楠，游道亮

（江鈴汽車股份有限公司，江西 南昌 330200）

引言

汽車門是汽車結(jié)構(gòu)中比較重要同時(shí)又相對(duì)獨(dú)立的系統(tǒng)，車門的模態(tài)性能對(duì)車輛的振動(dòng)特性影響較大，當(dāng)其頻率與車輛的工作頻率重合時(shí)，產(chǎn)生噪音和振動(dòng)，直接影響車輛的舒適性。車門的剛度性能對(duì)車輛的密封性影響較大，當(dāng)其剛度性能偏弱時(shí)，車門的變形會(huì)偏大，直接影響車門與車身的密封性，因此車門的模態(tài)性能和剛度性能對(duì)汽車的可靠性具有重大影響?？禎M等[1]基于有限元方法對(duì)某車門進(jìn)行剛度和模態(tài)性能分析，同時(shí)基于靈敏度分析方法對(duì)其厚度值進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，達(dá)到了減重5.87%的目標(biāo)。彭美青[2]等采用有限元軟件對(duì)某車門的窗框剛度進(jìn)行了仿真分析，針對(duì)其薄弱處進(jìn)行優(yōu)化，最后通過(guò)了實(shí)車驗(yàn)證。秦訓(xùn)彭等[3]采用響應(yīng)面方法對(duì)某車門的厚度進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，最終實(shí)現(xiàn)了結(jié)構(gòu)的輕量化。為了研究某新能源汽車后車門的模態(tài)特性和剛度特性，首先采用計(jì)算機(jī)輔助工程（CAE）技術(shù)對(duì)后車門進(jìn)行模態(tài)仿真分析，然后進(jìn)行模態(tài)測(cè)試，再對(duì)進(jìn)行其進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度分析。

1 后車門有限元模型

某新能源汽車后車門主要包括車門的外板、車門的內(nèi)板、外板加強(qiáng)板和防撞管梁，車門的材料均為鋼材，其材料牌號(hào)為DC01。將其三維模型轉(zhuǎn)換成STP格式，再將其導(dǎo)入Hypermesh軟件[4]中。先抽取車門各個(gè)部件的中面，再進(jìn)行幾何修補(bǔ)及簡(jiǎn)化處理。采用8 mm的四邊形單元對(duì)各個(gè)部件進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格模型中連接關(guān)系影響相互之間的受力傳遞，因此應(yīng)當(dāng)采用ACM單元模擬點(diǎn)焊，采用ADHESIVE單元模擬膠粘，采用RBE2單元模擬螺栓，以此建立后車門有限元模型，如圖1所示。

圖1 后車門有限元模型

2 模態(tài)性能仿真分析

為了得到后車門自由模態(tài)下的頻率參數(shù)，采用Nastran軟件[5]加載后車門有限元模型，不施加任何約束條件，對(duì)其進(jìn)行模態(tài)性能仿真分析，得到其第一階、第二階和第三階固有頻率分別為45.1 Hz、52.4 Hz和65.7 Hz。該后車門的固有頻率均處于外界激勵(lì)頻率范圍之外，不會(huì)產(chǎn)生共振，符合振動(dòng)特性設(shè)計(jì)要求。

如圖2所示，為后車門第一階模態(tài)陣型。由圖2可知，車門的振幅值最大為31.04 mm，表現(xiàn)為中間凸起。如圖3所示，為后車門第一階應(yīng)變能云圖。由圖3可知，車門的應(yīng)變能最大值為25.91，位于把手附近。

圖2 后車門第一階模態(tài)陣型

圖3 后車門第一階應(yīng)變能云圖

如圖4所示，為后車門第二階模態(tài)陣型。由圖4可知，車門的振幅值最大為38.35 mm，表現(xiàn)為窗框扭轉(zhuǎn)。如圖5所示，為后車門第二階應(yīng)變能云圖。由圖5可知，車門的應(yīng)變能最大值為144.7，位于鎖扣附近。

圖4 后車門第二階模態(tài)陣型

圖5 后車門第二階應(yīng)變能云圖

如圖6所示，為后車門第一階模態(tài)陣型。由圖6可知，車門的振幅值最大為39.89 mm，表現(xiàn)為外板凹陷。如圖7所示，為后車門第三階應(yīng)變能云圖。由圖7可知，車門的應(yīng)變能最大值為179.3，位于車門內(nèi)板。

圖6 后車門第三階模態(tài)陣型

圖7 后車門第三階應(yīng)變能云圖

3 模態(tài)頻率測(cè)試

采用懸掛的方式將車門自由吊起，在車門上安裝加速度傳感器，采用力錘法以單點(diǎn)激勵(lì)，測(cè)試各個(gè)點(diǎn)的響應(yīng)，并基于頻響函數(shù)法進(jìn)后處理，得到后車門的前兩階試驗(yàn)陣型和測(cè)試頻率值，如圖8和圖9所示。由圖8可知，后車門的第一階模態(tài)測(cè)試陣型為中間凸起，其頻率測(cè)試值為44.34 Hz，其誤差率為1.7%。由圖9可知，后車門的第二階模態(tài)測(cè)試陣型為窗框扭轉(zhuǎn)，其頻率測(cè)試值為50.31 Hz，其誤差率為4.2%。因此驗(yàn)證了有限元仿真的準(zhǔn)確性。

圖8 后車門第一階測(cè)試陣型

圖9 后車門第二階測(cè)試陣型

4 剛度性能仿真分析

為了獲取后車門的扭轉(zhuǎn)剛度性能，基于Abaqus軟件約束車身鉸鏈的所有自由度，同時(shí)約束門鎖扣處YZ方向的平動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng)自由度，在門鎖扣處分別加載繞X軸的扭矩±271 Nm，以此進(jìn)行靜態(tài)分析，得到其變形云圖，如圖10和圖11 所示。由圖10和圖11可知，后車門觀察點(diǎn)最大變形為1.627 mm和1.629 mm，均小于工程要求值，滿足扭轉(zhuǎn)剛度性能要求。

圖10 后車門受扭271 Nm的位移云圖

圖11 后車門受扭-271 Nm的位移云圖

5 結(jié)論

采用CAE技術(shù)對(duì)后車門進(jìn)行自由模態(tài)性能仿真，得到車門的第一階、第二階和第三階固有頻率分別為45.1 Hz、52.4 Hz和65.7 Hz。車門的模態(tài)測(cè)試陣型和頻率測(cè)試值與仿真值基本相同，因此說(shuō)明有限元分析方法具有較高的可靠度。車門的扭轉(zhuǎn)剛度最大變形值為1.629 mm，能夠滿足剛度性能要求。