周杰，陳眾，李濤

(泛亞汽車技術中心有限公司 ，上海 201201)

0 引言

隨著汽車工業(yè)的快速發(fā)展，車門關門力成為客戶滿意度的重要指標，POWER中也有專門的一項對新車的關門力進行調(diào)研。隨著國內(nèi)汽車開發(fā)能力的不斷提升，主機廠聯(lián)合高校對汽車關門時所需能量進行了深入的理論分析，并開發(fā)了關門力分析軟件，可以在項目開發(fā)階段對車門的關門力(使車門從開啟狀態(tài)到完全關閉所需的最小能量)進行預判和問題原因分析，從而有效地控制關門力，提升客戶滿意度[1]。

目前市面上中大型多用途汽車(MPV)的側(cè)后門一般采用滑移門，其沿著導軌軌跡滑動實現(xiàn)車門的開關，相比旋轉(zhuǎn)車門，其運動原理完全不同，使得旋轉(zhuǎn)車門的關門力分析方法不能應用到滑移門開發(fā)中。而且中大型MPV的車門尺寸及質(zhì)量較大，客戶關閉車門時更加費勁，因此有關滑移門的關門力抱怨一直存在。

通過多款滑移門車型的開發(fā)，發(fā)現(xiàn)密封條和緩沖塊是滑移門關門力大的主要影響因素之一，文中通過系統(tǒng)的理論分析和實車測量校核，探討了密封條、緩沖塊和間隙控制對滑移門關門力影響的快速計算方法，從而制定了合理的滑移門密封條斷面和CLD要求，以及合理的緩沖塊干涉和剛度要求，在滿足密封、定位性能的同時降低對關門力的影響。

1 滑移門關門力影響因素簡介

汽車滑移門系統(tǒng)由門鈑金、導軌、滾輪支架、門鎖、密封條、輔助定位系統(tǒng)等零部件組成，如圖1所示，滑移門通過滾輪支架在上、中、下3根導軌內(nèi)滑動實現(xiàn)開關。

圖1 滑移門相關零件爆炸圖

滑移門關閉時，需要克服乘客艙內(nèi)空氣被壓縮的阻力，以及密封條、門鎖、緩沖塊、定位扣等零部件接觸或壓縮產(chǎn)生的反力，因此客戶在關門時，需要提供足夠的能量來克服這些反力，當客戶需要提供非常大的能量才能關閉車門時，就會感到費力，從而引起客戶不滿[2]。影響關門力的因子如圖2所示。

圖2 滑移門關門力影響因子

2 滑移門關門力影響分析

汽車滑移門關門力可以分為空氣壓阻和系統(tǒng)阻力兩大部分，其中空氣壓阻主要是由于滑移門關閉時，乘客艙內(nèi)的空氣不能順暢地排出被壓縮，從而產(chǎn)生反力阻礙車門關閉。根據(jù)某MPV車型的實際測量，發(fā)現(xiàn)空氣壓阻對關門力的貢獻與系統(tǒng)阻力基本呈現(xiàn)1∶1的關系，因此當降低系統(tǒng)阻力時，空氣壓阻也會隨之降低，從而有效地改善關門力。

滑移門系統(tǒng)阻力又可以分為兩大塊，其中一塊是由滑門自重和導軌傾角帶來的，為了降低關門力，導軌布置時一般會前傾一定角度，從而滑門自重就可以提供助關的能量；另一塊是由滑移門相關的零部件在滑移門關閉時接觸或壓縮產(chǎn)生反力消耗能量阻礙車門關閉?；诨崎T的實際測量，每個零部件消耗的能量大致如圖3所示。

圖3 滑移門相關零部件消耗能量分配圖

從圖3可知，密封條系統(tǒng)反力對關門力的影響較大。但是從圖1滑移門的零件爆炸圖可以發(fā)現(xiàn)，滑移門在關閉位置，由于約束系統(tǒng)的需要，相比旋轉(zhuǎn)門，滑移門多了B、C柱的緩沖塊。緩沖塊是滑移門定位約束不可或缺的一部分，緩沖塊設計恰當可以對滑移門起到很好的約束作用，同時對滑移門的關門力帶來較小的影響。合理的關門能量的組成中，緩沖塊對關門能量的影響約占5%。但不合理的緩沖塊設計，會對關門能量帶來較大的影響，如某款MPV開發(fā)過程中，為了解決滑移門約束問題，加大緩沖塊干涉量和反力，導致緩沖塊對關門能量的影響占比翻番。

更重要的是，為了滑移門穩(wěn)定的約束系統(tǒng)和較小的關門能量，密封條和緩沖塊的反力需要協(xié)調(diào)開發(fā)，在保證滑移門穩(wěn)定性的同時，將關門力降到最小。因此文中將著重對密封條和緩沖塊相關的影響進行深入的理論分析和物理驗證，制定合理的密封、緩沖策略。

3 密封條對滑移門關門力的影響分析

滑移門關閉時密封條被壓縮，其彈性會給滑移門一個反力，阻礙滑移門關閉，同時密封條被壓縮時，其內(nèi)部的空氣由于排氣速度慢也會被壓縮形成密封條自身的空氣壓阻。

3.1 密封條彈性力

滑移門密封條如圖1所示，其安裝在門框上，滑移門關閉時壓縮密封條，從而起到密封作用。密封條被壓縮時，就會對車門提供一定的反力。將密封條分割成N小段，每段長度一定，通過疊加每一小段密封條的能量消耗得到整段密封條的能量消耗。Fi為第i段密封條所受的壓縮力。

則密封條壓縮消耗能量[3-4]為：

Eseal=∑Fi·iseali

如圖4所示，正方形為密封條4個端點圍成的密封條區(qū)域，三角形為車門關閉位置上中下支架確定的滑移門參考平面；以關閉位置下鉸鏈為原點，建立滑移門參考平面局部坐標系。

圖4 密封條壓縮量計算模型

根據(jù)密封條相對于參考平面位置不變原理，可計算出此時密封條的全局Y向位移為：

該密封條點在關閉位置圧縮量為hmax，則車門開度為Slp時的壓縮量為：

hlp=hmax-Ys-zgap

式中:zgap為密封條上該點的密封間隙調(diào)整值；根據(jù)壓縮量和CLD曲線，可插值得到該位置下密封條彈性力Fi。

3.2 密封條排氣孔壓阻

密封條上每隔一定間距分布著排氣孔，可以加快空氣從密封條系統(tǒng)內(nèi)流出?？諝鈴呐艢饪琢鞒龅倪^程是一種非線性阻尼機構(gòu)，阻尼力的大小取決于排氣孔的大小和間距，對關門能量的影響比較顯著。

假定空氣為無黏流動，且不可壓縮，則廣義伯努利積分可表示為：

根據(jù)對稱性要求，流動速度U(x,t)須垂直于控制體積表面，如圖5所示。

圖5 密封條內(nèi)控制體積示意

假定沿流線路徑的流動加速度為常量，則密封條內(nèi)外壓力差為：

則作用在密封條上的排氣孔阻尼力為：

作用在單位長度密封條上的排氣孔阻尼力為：

代入上述各式可得：

假定密封條受壓時，垂向高度變化率遠大于橫向?qū)挾茸兓?，則可將上式簡化為：

4 密封條設計優(yōu)化

4.1 不同區(qū)域密封條彈性力對關門力的影響計算

密封條生產(chǎn)為擠出工藝，滑移門一圈密封條的泡型一致，但裝到側(cè)圍鈑金上之后，由于壓縮方向不同，如圖6所示，密封條相對滑移門B柱、C柱、Roof和Rocker的壓縮距離不同，同時，同一泡型在不同的位置對滑移門產(chǎn)生的彈性力也不一樣，從而導致每個區(qū)域密封條能耗不同。

圖6 滑移門不同區(qū)域密封條壓縮方向示意

以某滑移門的C柱和Rocker為例，車門密封條采用等截面結(jié)構(gòu)設計，由于壓縮方向不同，根據(jù)CAE分析結(jié)果，這兩個區(qū)域的CLD差別很大，如圖7和圖8所示，C柱區(qū)域密封條CLD為3.86 N/100 mm，Rocker區(qū)域密封條CLD為4.53 N/100 mm，可見，Rocker密封條CLD比C柱密封條CLD大很多。

圖7 C柱區(qū)域密封條受力分析

圖8 Rocker區(qū)域密封條受力分析

以該密封條CLD力值曲線，基于第3節(jié)理論分析計算，C柱區(qū)域密封條反彈力能耗0.68 J，Rocker區(qū)域密封條反彈力能耗0.25 J，整個關門過程中，C柱密封條反彈力做功是Rocker密封條的2.7倍，同樣方法可以計算出其他區(qū)域密封條能耗。

再基于某滑移門的實際測量，各區(qū)域密封條消耗的能量(不含密封條空氣壓阻)如圖9所示，顯然滑移門C柱密封條貢獻最大，是其他區(qū)域(包括rocker)的3倍，和理論分析結(jié)果基本一致，所以通過降低C柱密封條在關門過程中的能耗可以有效降低滑移門關門力。

圖9 滑移門不同區(qū)域密封條耗能示意

4.2 不同排氣孔尺寸對關門力的影響計算

隨著汽車市場愈加成熟，客戶對車輛的外觀要求也越來越高。受限于密封條斷面尺寸和拐角半徑，當密封條排氣孔大于4 mm、間距小于100 mm時，將不可避免地產(chǎn)生外露問題，在設計時應予以避免。

根據(jù)第3.2節(jié)理論分析，密封條排氣孔尺寸越大，排布越密集，密封條在受到擠壓時空氣排出密封條的速度也越快，空氣壓阻也就越小。如圖10所示，通過計算，當排氣孔直徑小于3 mm時，隨著排氣孔尺寸增大，關門力急劇降低;當排氣孔直徑增大到4 mm后，隨著排氣孔的增大，關門力變化已經(jīng)非常不明顯。同樣，如圖11所示，當排氣孔間距小于120 mm后，排氣孔間距對關門能量影響趨緩。

圖10 關門能量和排氣孔尺寸關系

圖11 關門能量和排氣孔間距關系

基于以上分析，將排氣孔直徑由3 mm變?yōu)? mm，排氣孔間距由150 mm變?yōu)?20 mm， 在保證排氣孔不外露的情況下，滑移門關門能量可以降低22%。基于某滑移門的實際測量，排氣孔直徑和間距更改前后，關門能量改善2 J。

4.3 密封間隙對關門力的影響分析

確定了密封條的設計策略，如果不能保證穩(wěn)定的密封間隙，同樣會帶來關門力的問題[5]。比如，設計的密封間隙為15.0 mm，實車密封間隙偏小，將導致關門力大大增加。以某滑移門密封間隙波動為例，如圖12所示，橫坐標為密封間隙測量點，1～20點均分布在滑移門一圈，縱坐標為密封間隙實測值。當制造出現(xiàn)波動，密封間隙均值從15 mm調(diào)整到13.5 mm時，B柱密封條CLD增加到4.2 N/100 mm，Rocker密封條CLD增加到7.2 N/100 mm。關門能量可以由20 J增加到24 J。

圖12 密封間隙對關門力影響示意

5 緩沖塊的影響分析和優(yōu)化

5.1 緩沖塊反力對關門力的影響分析

如圖3所示，緩沖塊對關門力的影響沒有密封條顯著，但不合理的緩沖塊反力也會造成關門力大的問題。當滑移門關閉時，緩沖塊開始接觸車身，對車門產(chǎn)生反作用力，阻礙關門運動。

緩沖塊在時間步長dt內(nèi)所做的功等于緩沖塊對車門的作用力乘以緩沖塊沿運動方向的位移：

ΔEb=Fb·Δdb

式中：Fb為緩沖塊對車門作用力， Δdb為車門在時間步長dt內(nèi)所移動的距離。

從緩沖塊開始接觸車身，到車門完全關閉，需要消耗的能量：

Eb=∑ΔEb

在實際應用中發(fā)現(xiàn)，緩沖塊對關門能量的影響不是簡單的線性關系。同樣的緩沖塊，同樣的壓縮量，在不同的關門速度下，緩沖塊對關門能量的貢獻是不同的。如圖13所示，某一車門緩沖塊在1.0 m/s的速度下壓縮的反力是在0.5 m/s速度下壓縮反力的2倍左右。將緩沖塊的這一特性稱之為動態(tài)剛度特性，在計算緩沖塊對關門能量影響時，應考慮緩沖塊的動態(tài)剛度特性。

圖13 緩沖塊動態(tài)剛度

5.2 緩沖塊設計優(yōu)化

如圖1所示，滑移門緩沖塊分為滑前后向約束的B柱緩沖塊和里外向約束的C柱緩沖塊。以起到前后約束作用的滑移門B柱為例，它們除了約束作用，還能有效提高滑移門系統(tǒng)模態(tài)，避免壞路振動異響[6]。因此，為避免壞路異響，首先緩沖塊要有足夠的剛度，其次在制造波動范圍內(nèi)，緩沖塊都要起到約束作用，也就是要保證緩沖塊始終和車身貼合。如圖14(b)所示，滑移門相對車身靠后時，緩沖塊仍要起到作用，那么在設計理論位置時，緩沖塊就得是干涉設計，但當滑移門相對車身靠前時，緩沖塊就會被過分干涉，導致反力加劇，影響關門力。

由此，設計變剛度緩沖塊來平衡關門反力和壞路異響尤為重要，如圖14(c)所示，變剛度緩沖塊設計狀態(tài)壓縮2 mm，這可以保證緩沖間隙變大時，緩沖塊仍能和車身接觸，緩沖間隙變小時，緩沖塊過分壓縮時反力不會急劇增加。

圖14 緩沖塊形式

為了確保緩沖塊始終接觸，設計干涉量2 mm，因此滑移門與側(cè)圍的緩沖塊間隙不能出現(xiàn)大范圍波動，需要定義該間隙的尺寸波動在±1.5 mm以內(nèi)。采用變剛度緩沖塊后，在密封間隙波動范圍內(nèi)，當緩沖塊間隙走上極限偏差時，緩沖塊對關門能量的影響小于0.1 J，當密封間隙走下極限差時，緩沖塊對關門能量的影響約為0.8 J，當密封間隙在名義值時，緩沖塊對關門能量的影響約為0.3 J。

緩沖塊除了起到平衡定位和關門力的作用外，在大力關滑移門時，還需要起到防止滑移門撞擊到其他零件的風險，因此當車門的過關量超出目標值，客戶在特定工況下大力關門時，存在滑移門和其他零件干涉的風險。如圖15所示，滑移門以1.7 m/s速度關門時，車門過關量的目標值不大于3 mm，當緩沖塊剛度減小時，過關量達到5 mm。

圖15 緩沖塊對車門過關量的影響

6 結(jié)論

密封條和緩沖塊是影響滑移門關門力的關鍵因素，有效控制密封條和緩沖塊對關門力的影響，可以降低整車空氣壓阻的貢獻量，從而大大降低關門力，提升滑移門操作感知質(zhì)量。

(1)密封條泡型設計時，要重點考慮C柱壓縮方向的CLD，設定合理的壓縮量和反力可以有效降低對關門力的影響。

(2)密封條的排氣孔尺寸和排布距離，不僅影響美觀，也是影響關門力的關鍵因素之一，在保證外觀質(zhì)量的同時要盡量增大排氣孔尺寸，縮小排布距離，增加空氣流通，降低對關門力的影響。

(3)B、C柱緩沖塊都要采用變剛度設計，在設計狀態(tài)時，緩沖塊干涉2～3 mm，當滑移門制造波動，緩沖塊間隙變大時，仍能始終保持接觸狀態(tài)，緩沖塊間隙變小時，緩沖塊反力增加有限。

(4)穩(wěn)定的密封間隙和緩沖塊也是控制關門力的關鍵因素，日常生產(chǎn)時要加強對密封間隙的監(jiān)控，確保其穩(wěn)定性，從而保證關門力的穩(wěn)定性。