某電動車前門鉸鏈結構布置設計與強度分析*

萬長東， 魯春艷， 王 敏， 宋秦中， 朱 珠

(1.蘇州市職業(yè)大學 機電工程學院，江蘇 蘇州 215104； 2.江蘇省3C產品智能制造工程技術研究開發(fā)中心，江蘇 蘇州 215104；3.蘇州六者汽車科技有限公司，江蘇 蘇州 215104)

0 引 言

車門鉸鏈作為汽車車門的關鍵部件，其設計、布置、強度與剛度關系到車門使用性能，一些工程師和學者做了一些相關研究，同濟大學的孫從周與雷雨成，介紹了車門設計方法和過程,包括內外板、門鎖、鉸鏈布置，運動校核,玻璃升降器布置，車門玻璃的設計[1]。奇瑞商用車公司的張朝林，提出了車門鉸鏈軸線布置是設計人員需要考慮的重要因素，重點對車門鉸鏈軸線內傾角設計要點進行了分析[2]。湖北文理學院的秦濤等，采用有限元分析計算得到對應的剛度值[3]。江淮汽車的胡建鋒側開門鉸鏈類型選擇標準、設計性能要求、鉸鏈布置設計等進行了研究[4]。北京汽車的高尚鵬等，基于鉸鏈布置要素分析和斷面設計分析，提出一種依據(jù)分縫線前后限制邊界的鉸鏈設計布置方法[5]。同濟大學的劉漪青以某項目車門為例，在布置鉸鏈軸線以及鉸鏈位置時，需要綜合考慮鉸鏈間距、軸線傾角、車門開啟角度等各方面因素，同時還需滿足車門提升量、車門剛度以及車門運動校核等要求[6]。徐州工程學院于瓊，以某斷裂的汽車車門鉸鏈為研究對象,進行了失效分析，材料化學成分不達標、應力狀態(tài)不理想是造成汽車車門鉸鏈斷裂的根本原因[7]。江淮汽車的王大鵬闡明了鉸鏈軸線傾角設計在某車型車門設計過程中的應用方法與思路，論述了鉸鏈軸線傾角設計在車門系統(tǒng)設計開發(fā)中的重要性[8]。一汽的王丹，基于行業(yè)標準及有限元仿真分析，進行某輕型車后門鉸鏈、鉸鏈加強板、后門鈑金結構的優(yōu)化設計[9]。江淮汽車的李文璽介紹了在造型設計階段基于造型CAS面的車門鉸鏈布置方法及其評價指標，同時基于產品制造公差進行車門鉸鏈布置和車門分縫布置分析校核[10]。

上述研究主要集中在車門鉸鏈的設計與布置，對其力學性能驗證的文獻較少，筆者首先進行鉸鏈的軸線、鉸鏈間距等方面的布置，并進行運動校核，進而依據(jù)國標進行承載計算。最終表明鉸鏈設計與布置結果滿足設計要求，為進一步開發(fā)提供了重要參考。

1 車門鉸鏈概述

(1) 車門鉸鏈基本構成

車門鉸鏈是與車門和車身相聯(lián)接，能夠繞上下方向的同一軸線回轉且相互結合部件的總稱。

如圖1，車門上下鉸鏈，由固定件、旋轉件和鉸鏈銷三部分組成。旋轉件通過螺栓與車門相連接，固定件與車身相連接。在車門開閉過程中旋轉件和車門圍繞鉸鏈軸做旋轉運動。固定件對車門要求有限位保護作用。鉸鏈軸和轉動件間裝有軸套，鉸鏈軸套采用高耐磨材料制成。

圖1 車門鉸鏈結構圖

(2) 車門鉸鏈布置要求

車門鉸鏈是車門總成中的受力構件也是運動構件，當車門關閉時，車門上的承力件為門鎖和鉸鏈；當打開車門時，車門的重力完全由鉸鏈來承受。鉸鏈軸線的布置會影響車門的開度、門柱的尺寸、以及車門開縫線的位置和形狀。

鉸鏈的布置設計包括鉸鏈軸線的確定、鉸鏈間距確定和開啟角度的確定三個步驟。在鉸鏈布置設計中，鉸鏈軸線確定和鉸鏈間距是重要的設計硬點。

在布置鉸鏈時，應注意以下幾方面的問題：①根據(jù)外表面及車門分縫，確定鉸鏈軸線；②鉸鏈軸線布置越靠近車門外板和車門前端就越有利，避免干涉；軸線越靠近車門前端，門旋轉時，其對A、B柱的侵入量就越??；③車門繞鉸鏈旋轉的過程中，保證車門與翼子板的間隙在3.5 mm以上；④車門上下鉸鏈的跨距應大于車門橫向長度的1/3；⑤車門上下鉸鏈一定要同軸；⑥鉸鏈旋轉軸線一般都會要求有一定的內傾角和前傾角，角度一般在1°～3°，來保證車門足夠的開度，而且可以避免車門打開的時候碰撞到路邊的臺階；使車門有自關力。

2 車門鉸鏈軸線的確定

根據(jù)以上布置要求，對車門鉸鏈軸線進行確定。鉸鏈軸線在整車坐標下的XZ和YZ平面內的位置是確定的，因此分別對軸線在兩個平面上的投影線進行拉伸得到兩個面，這兩個面相交線即為鉸鏈的軸線。在設計過程中做兩條投影線時，要按照以上講述的原則和要求進行約束，如圖2，XZ平面上鉸鏈軸線與垂直方向夾角為α，YZ平面上鉸鏈軸線與垂直方向夾角β。最后按前述布置鉸鏈的注意事項，要通過不斷地調整這兩條直線的位置來得到合適的鉸鏈軸線，如圖3所示。通過上述布置設計得到鉸鏈軸線的布置結果：軸線內傾角3°，后傾角3°。

圖2 XZ平面與YZ平面鉸鏈軸線夾角

圖3 鉸鏈軸線 圖4 鉸鏈間距

3 鉸鏈間距的確定

如果鉸鏈布置空間允許，鉸鏈間距設置得越大越好。越大，鉸鏈在“X”縱向方向上受力越小，同時，也可以有效地防止門下垂。但實際設計中，由于受到各種條件的制約，比如車身、A柱、B柱的形狀等，常導致鉸鏈間距無法設置得足夠大；

但經驗表明，鉸鏈間距Lh與鉸鏈鎖柱間距Ld的比值不小于1/3。如圖4所示。

則：

式中：Lh=404 mm，Ld=957 mm。

4 鉸鏈運動仿真校核

在車門開閉過程中，可能出現(xiàn)的干涉位置只有前門與A柱翼子板、門與鉸鏈。在裝配設計模塊對可能出現(xiàn)干涉的位置做剖面，然后在DMU運動機構模塊將車門沿中心線旋轉，從圖中可以得知車門和A柱翼子板間有足夠的安全距離。如圖5～7所示，經過上述校核過程，得出鉸鏈的布置結果符合要求。

圖5 鉸鏈YZ平面剖面 圖6 鉸鏈XY平面剖面(車門關閉)

5 車門鉸鏈的承載計算

(1) 邊界條件

按照國標《GB 15086-2013 汽車門鎖及車門保持件的性能要求和試驗方法》，規(guī)定每個門鉸鏈系統(tǒng)應承受11 110 N縱向負荷，不能脫開；每個門鉸鏈系統(tǒng)應能承受9 000 N的橫向載荷和11 000 N的縱向載荷，與車身連接鉸鏈座固定，如圖8所示。

圖7 鉸鏈XY平面剖面(車門開啟) 圖8 車門上下鉸鏈受力情況

(2) 材料參數(shù)

鉸鏈座和鉸鏈板的材料為汽車結構鋼SAPH440，軸等零件材料為45#鋼，如表1所列。

表1 鉸鏈結構材料參數(shù)

(3) 網(wǎng)格劃分

如圖9所示，鉸鏈構件劃分網(wǎng)格，單元尺寸按2 mm進行控制，采用高階單元，單元以六面體為主，網(wǎng)格數(shù)量64 659，節(jié)點數(shù)量186842。

圖9 鉸鏈單元網(wǎng)格

(4) 有限元計算結果

①X向載荷工況下的結果 如圖10所示，上鉸鏈最大應力366 MPa，如圖11上鉸鏈軸最大應力246 MPa。如圖12上鉸鏈軸最大應力127 MPa，下鉸鏈軸最大應力224 MPa。

圖10 上鉸鏈X方向載荷應力結果 圖11 下鉸鏈X向載荷應力結果

圖12 上下鉸鏈軸X方向載荷應力結果

②Y向載荷工況下的結果 如圖13所示，上鉸鏈最大應力126 MPa，如圖14，下鉸鏈最大應力118 MPa，如圖15，上鉸鏈軸最大應力149 MPa，下鉸鏈軸最大應力115 MPa。

圖13 上鉸鏈Y方向載荷應力結果 圖14 下鉸鏈Y方向載荷應力結果

圖15 上下鉸鏈軸X方向載荷應力結果

對表2所列，三種工況(XYZ向)進行比較，可以看到三種工況剛度及強度均能夠滿足評價要求。

表2 鉸鏈強度比較分析

6 結 論

通過對車門鉸鏈軸線及間距重要參數(shù)進行布置設計，然后開展強度剛度計算，最終滿足了鉸鏈設計布置及力學性能要求，為進一步產品開發(fā)提供了較好的設計依據(jù)。

(1) 鉸鏈軸線決定著內傾角及前傾角，對車門的回正和承載等有重要影響，鉸鏈軸線的布置結果為軸線內傾角3°，后傾角3°。

(2) 上下鉸鏈間距，對車門剛度有重要影響，鉸鏈間距Lh與鉸鏈鎖柱間距Ld的比值為0.42，滿足了不小于1/3的要求。

(3) 鉸鏈在承受縱向和橫向載荷時，鉸鏈及鉸鏈軸滿足了鉸鏈滿足了國標GB15086-2013對鉸鏈的強度要求。