汽車下翻尾門的性能提升

庫才旗

上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西柳州 545007

0 引言

目前汽車尾門有掀背門、側開門、對開門及上掀下翻門等開啟形式，其中對開門及上掀下翻門均是將尾門分成兩部分，減少了尾門開啟后的長度或高度，有利于提升貨物取放便利性及尾門使用安全性。上掀下翻門的上掀部分與傳統掀背門結構形式類似，下翻部分在打開后可以增加尾門額外的承重功能，如翻轉后休憩及做置物臺用等。市面上BMW X5、SMART兩座、PSA 3008及Mini cooper等車型都設有下翻尾門，且具有承重功能，可承重為80～200 kg。

下翻開啟的汽車尾門有兩種結構類型：一種是復合材料尾門，尾門內外板均為復合材料，鈑金加強件通過緊固件安裝或嵌入到尾門內板上，尾門內外板通過周圈及局部黏膠連接；另一種是鈑金尾門，加強件與尾門內板焊接后，再與尾門外板周圈通過包邊連接。

1 下翻尾門的關鍵問題

下翻尾門的關鍵問題是開啟速度不受控且關閉力大。下翻尾門開啟時繞鉸鏈向后下旋轉，受其自身重力作用，勢能不斷轉化為動能，開啟速度越來越快。尾門關閉時，需要施加外力克服尾門重力，尾門越重，關閉力越大。下翻尾門的承載功能需要提高其整體強度,會導致尾門質量進一步增加,與提升下翻尾門操作舒適性相矛盾。

為解決上述問題，市場上有兩種常見的技術路線,如圖1所示。

圖1 對標車下翻尾門

(1)以SMART為代表的采用復合材料尾門輕量化結構，鋼絲繩柔性連接及限位方案，其尾門質量約6 kg，關閉力約53 N，可承重約100 kg。尾門開啟過程中容易傷到用戶，開啟至末端時，受鋼絲繩作用，尾門開啟速度瞬間降到0，存在震顫現象。該方案通過輕量化技術解決了尾門關閉力大的問題，但存在成本高、技術難度大等問題，同時未能解決尾門開啟速度不受控的問題。

(2)以BMW X5為代表的采用鈑金尾門結構，電撐桿系統連接及限位方案，其下翻尾門可承重約200 kg。該方案解決了下翻尾門開啟速度不受控且關閉力大的問題，但電撐桿系統存在布置空間大、成本高、開發周期長等問題。

寶駿新能源某款車型開發的下翻尾門，開辟了另一種低成本、高可靠性、短周期的技術路線，解決了下翻尾門的關鍵問題。

2 基于TRIZ的下翻尾門關鍵問題優化

2.1 問題描述及優化目標

為滿足差異化的用戶使用場景，結合前期市場調研結果，寶駿新能源某款車型尾門定義為下翻尾門，且滿足100 kg的承重要求。下翻尾門采用鈑金結構類型，為滿足造型顏色需求，并基于成本及制造可行性分析，尾門外板外側設計為包覆整個尾門的外裝飾板，導致設計狀態下的尾門關閉力約達99 N。由于受尾門造型尺寸及項目開發周期影響，無足夠空間布置電動撐桿系統且開發周期無法滿足項目要求，下翻尾門存在開啟至末端的震顫及關閉費力問題。結合對標分析，將下翻尾門的優化目標定為開啟至末端不出現震顫，即關閉力不大于60 N。

2.2 問題分析

2.2.1 系統分析

2.2.1.1 開門過程

對開門過程進行系統分析，發現了兩個問題：①過度作用：開門時，受重力作用持續加速，末端動能過大；②不足作用：拉繩剛度不足。開門過程系統分析如圖2所示。

圖2 開門過程系統分析

2.2.1.2 關門過程

對關門過程進行系統分析，找出了一個不足作用，即用戶施加關門力不足。關門過程系統分析如圖3所示。

圖3 關門過程系統分析

2.2.2 因果分析

2.2.2.1 開門過程

對開門過程進行因果分析，找出了關鍵問題1，即開門時末端動能大。開門過程因果分析如圖4所示。

圖4 開門過程因果分析

2.2.2.2 關門過程

對關門過程進行因果分析，找出關鍵問題2，即用戶施加關門力不足。關門過程因果分析如圖5所示。

圖5 關門過程因果分析

文中結合因果分析提煉解決問題入手點為以下3個方面：①解決尾門質量過大；②解決尾門重力臂過大；③解決尾門關門力臂不足。

2.3 問題解決

表1 技術矛盾分析結果

對第三個入手點進行物理矛盾分析，結果見表2。

表2 物理矛盾分析結果

對重力過度及拉繩剛度不足進行物場模型分析,結果如圖6所示。

圖6 物場模型分析

綜上分析可知，重力過度的概念方案為一種阻尼器、一種限位器、伸縮式拉繩及一種扭桿4個方案;拉繩剛度不足的概念方案為在車門與車身之間增加電磁鐵。

2.4 方案評價及實施

各概念方案評價結果見表3。表中對每個方案進行成本、周期、可行性及風險4個維度的評價，最終選定方案7及方案10的組合方案進行下翻尾門關鍵問題的優化。

表3 各概念方案評價結果

3 扭桿機構及阻尼器在下翻尾門系統的運用

3.1 扭桿機構在下翻尾門系統的運用

3.1.1 扭桿與周邊零件匹配結構設計

尾門鉸鏈(車身側)內側安裝面的翻邊臺階用于扭桿固定，尾門鉸鏈(尾門側)的翻邊與扭桿U形固定塊固定在一起。扭桿尾門端為L形，通過螺栓固定在尾門鉸鏈(尾門側)端的U形固定塊內；扭桿車身端設計為U形，固定在尾門鉸鏈(車身側)的翻邊臺階及翻邊上的孔內，在其運動包絡區域進行結構避讓，如圖7所示。

圖7 尾門扭桿及與尾門鉸鏈匹配

3.1.2 扭桿材料選擇、線徑及工作角度設計

用于制造扭桿的材料有65Mn、60Si2Mn、55SiCr及55SiCrA等彈簧鋼，基于車型量產取材、質量、使用壽命及成本因素，材料選定為中疲勞級55SiCr，其屬性值見表4。

⑥?????馬 克 思: 《資 本 論 》第 1 卷，人 民 出 版 社 2004 年版，第 587、209、587、229、97、104 頁。

表4 55SiCr屬性值

尾門質量為19.5 kg，重心坐標=2 782.27，=0，=511.65，尾門簡化模型如圖8所示，尾門重心到鉸鏈軸線的距離=270.9 mm，尾門重心與鉸鏈軸線連線和水平線夾角=11.8°，尾門關閉位置到鉸鏈軸線的距離=508.4 mm，尾門關閉位置與鉸鏈軸線連線和水平線夾角=5.2°。其關系式為：

·=·

(1)

=·cos

(2)

圖8 尾門簡化模型

根據力平衡原理，運用式(1)和式(2)，代入相應數值，計算得出設計狀態下尾門關閉力=98.7 N。引入扭桿機構以降低尾門關閉力達到優化目標的關閉力要求(不大于60 N)，故單根扭桿需提供約20 N的關閉助力。

尾門設計開啟角度為89°，為確保尾門關閉時的安全性，在尾門關閉至0°時，扭桿應有適當的扭力保證尾門繼續有關閉趨勢，確保尾門不會突然回落。考慮扭桿制造誤差等，扭桿的工作扭轉角應大于尾門的最小開啟角為8°左右。

根據材料力學，對圓形截面的扭桿有：

(3)

式中：為扭桿扭矩(N·mm);為扭桿直徑(mm);為扭桿有效長度(mm)，=510.5 mm;為材料剪切模量(Pa);為扭桿工作角度(°)，取97°。

由式(3)計算出扭桿的線徑并取整，扭桿數量為兩根，取線徑為5.5 mm。

3.1.3 扭桿CAE應力分析

運用Abaqus軟件對扭桿進行應力分析，計算模型如圖9所示，扭桿CAE應力圖如圖10所示。分析結果見表5，其分析工況為：車身側固定支架約束自由度為1～6;尾門最大開啟角度89°，即鉸鏈側固定頭扭轉角度=89°。

圖9 尾門扭桿CAE分析模型

圖10 扭桿CAE應力圖

表5 扭桿CAE應力分析結果 單位:MPa

由表4中扭桿的屬性值可知，55SiCr的屈服強度為1 300 MPa。CAE分析結果顯示最大應力區域在扭桿2的車身側U形端，應力約920 MPa，滿足材料要求。

3.2 阻尼器在下翻尾門系統的運用

阻尼器為一個密閉缸筒和可以在鋼筒內滑動的活塞及活塞桿組件組成的以油液將動能轉化為內能的彈性元件，阻尼器的阻尼力由內部油液的流動阻力產生，活塞運動的速度決定阻尼力的大小。

阻尼器門端與尾門鉸鏈(門側)通過支架連接，阻尼器車身端與后地板橫梁通過支架連接，阻尼器布置如圖11所示。

圖11 阻尼器布置

3.3 效果驗證

經過實車裝車驗證，尾門關閉力由優化前的99 N降低至46 N，達到了前期設定的優化目標，且優于對標車SMART兩座關閉力水平。在標定阻尼器參數后，尾門開啟速度平穩且開啟到末端時無震顫現象，所選方案解決了下翻尾門的關鍵問題。

4 結束語

文中闡述了下翻尾門系統開發中遇到的開啟速度不受控且關閉力大等問題，運用TRIZ對其進行優化，引入了扭桿機構及阻尼器在下翻尾門系統上的應用，成功解決了下翻尾門的關鍵問題，大幅提升下翻尾門操作舒適性及安全性。