基于ADAMS仿真的滑移門關門能量分析與預測

高云凱 常夢杰 段月星 童佳馳

（同濟大學，上海 201804）

主題詞：滑移門 關門能量 動力學仿真 氣壓阻 密封條阻尼力

1 前言

車門系統開閉性能優劣會直觀地反饋給用戶[1-3]。滑移門在高端商務豪華MPV與物流運輸商用車領域均有廣泛應用[4]。但由于運動形式的需求，滑移門相比旋轉式車門增設了導向系統，其運動軌跡較為復雜[5]。因此，在滑移門設計的前期階段，通過建立虛擬樣機模型對其關閉能量影響因素進行準確分析，對汽車滑移門開發具有重要意義。

國內外學者對關門能量開展了研究，由于旋轉門的普遍應用，針對旋轉門的研究已有較為成熟的成果。Wagner 等[6]通過非線性有限元法分析了密封條在車門關閉過程中的能量消耗；Kavthekar 等[7]建立旋轉門模型，計算了關門能量并進行了模型優化；Qiu 等[8]利用Abaqus 建立有限元模型預測最小關門力及關門速度；Nayak等[9]利用ADAMS建立旋轉門模型，仿真分析了車門全開與全關運動所需的最小能量；Anthonysamy 等[10]建立旋轉門ADAMS 模型，模擬分析影響關門力的車門子系統，并針對關門力進行了優化。高云凱等[11]采用數學建模的方式，基于EXCEL 平臺對車門關閉能量進行了計算；李春芳等[12]對密封條等進行簡化數學建模，并提出了改善車門關閉輕便性的多種方法；張孟俊等[13-14]建立旋轉式車門數學模型，利用EXCEL VBA 開發了預測軟件；陳梓銘等[15]基于ADAMS 與Simulink 聯合仿真，預測了車門所需的最小關門能量。

因滑移門動力學的研究資料較少，參考旋轉式車門成熟的研究成果，并借鑒其研究方法，在此基礎上探索針對滑移門關門能量的計算與分析方法，并全面考慮對關門能量具有明顯影響的緩沖塊、定位扣和密封條阻尼力、摩擦力等因素，本文運用虛擬仿真軟件建立滑移門系統動力學模型，對車門系統中影響滑移門關閉性能的氣壓阻力、密封條彈性力、密封條非線性阻尼力與摩擦力、車門質量、門鎖、緩沖塊、定位扣、輪軌摩擦及中鉸鏈彈簧等影響因素進行模擬，仿真分析最小關門能量與各子系統耗能，在開發設計階段對關閉性能進行預測，便于后續的模型修正。

2 滑移門關閉系統建模

2.1 滑移門機構導向系統建模

滑移門主要由上、中、下鉸鏈組成，依靠導軌對3個鉸鏈的水平導向輪和垂向承重輪的約束實現車門的開閉，各構件間連接關系如表1 所示。首先將各部件的CATIA 模型導入ADAMS 仿真軟件，賦予各部件材料屬性，然后按表1所示的連接關系建立滑移門機構導向系統模型（見圖1）。

表1 滑移門機構各構件連接關系

圖1 滑移門系統導向系統模型

2.2 密封條建模

密封條對車廂密封性、關門輕便性與NVH 性能具有關鍵作用[16]。在滑移門關閉過程中，密封條受到車門內板與車身側圍的持續擠壓產生變形而吸收能量。密封條的性能主要由材料壓縮負荷（Compression Load Deflection，CLD）曲線、密封條安裝位置以及壓縮量決定，密封條CLD 曲線由壓縮負荷試驗獲得，圖2 所示為本文采用的某段密封條的試驗數據。在ADAMS中將密封條以100 mm 長度為單位分段[10]，然后在每一段密封條模型的中心處建立三向作用力，包括法向的密封條彈性力與阻尼力和側向的摩擦力，如圖3所示。

圖2 密封條壓縮負荷曲線

圖3 ADAMS中密封條反力建模

2.2.1 彈性力

將對應每段密封條中心點，分別位于車身側圍與車門上的2 個點的Y向距離作為該段密封條壓縮的法向距離，在車門全關位置這2 個點重合。通過ADAMS 中Y向距離函數DY計算該段密封條法向壓縮量。在滑移門關閉仿真過程中，根據各段密封條法向的壓縮量，在CLD曲線上進行插值得到相應的密封條彈性力。

2.2.2 排氣孔阻尼力

車門密封條結構形式一般采用中空型，并設計有排氣孔。在密封條壓縮時，腔內氣體溢出產生非線性阻尼力[17]。排氣孔阻尼力對關門能量有顯著影響，不可忽略，其大小取決于排氣孔的大小和間距，簡化模型如圖4所示[18]。

圖4 密封條簡化模型示意[18]

考慮密封條非線性阻尼力即研究流體運動狀態和力的函數關系[19]，需通過歐拉方程并結合伯努利積分建立計算模型。假設排氣孔內氣體的流動為理想流體運動，且不考慮表面張力，則流場中沿某路徑的微元線矢為：

式中，s為氣體流動微元方向矢量；i、j、k分別為微元線矢在x、y、z方向上的分量。

式中，u為流體線速度矢量；u為流體速度，與微元位置x與時刻t相關；ω為角速度矢量；f為流體微元法向矢量；ρ為流體密度；?p為壓力梯度。

綜合式（1）、式（2）可得：

式中，p為流體壓強，與微元位置x相關。

因為空氣從排氣孔流出為無旋流動，忽略流體中的重力場作用并沿流線路徑積分得：

式中，C為常數。

式中，|s|=L∕2-x；L為排氣孔間距，則ds=-sdx∕|s|；pex為排氣孔逸出流體壓強；uex為排氣孔逸出流體速度。

其中：

式中，w為密封條有效寬度；h為有效高度；Ahole為排氣孔的面積。

單位長度密封條非線性阻尼力為：

綜合式（6）～式（10）可得：

式中，D為排氣孔直徑，在計算中作為常量。

將車身側圍與車門上對應于每段密封條中心點的2個點的Y向相對速度作為該段密封條的有效高度變化率，通過ADAMS 中VY 函數得到，即式中，密封條有效寬度變化率，在ADAMS 中根據式（11）計算阻尼力大小并賦予密封條模型。

2.3 門鎖力建模

通過門鎖嚙合力試驗獲得如圖5 所示的門鎖力曲線，在固定于側圍的鎖扣與車門上的鎖舌接觸位置建立阻止車門關閉的力，使用鎖扣與鎖舌接觸點在關門過程中的距離計算門鎖嚙合距離，通過ADAMS 中DM 距離函數與樣條線性插值函數AKISPL 控制門鎖力的大小，如圖6a所示。

圖5 滑移門后鎖嚙合力曲線

圖6 滑移門系統關門能量影響因素的模擬

2.4 緩沖塊建模

滑移門關閉瞬間，車門具有較大的瞬時速度，若僅通過密封條對車門進行緩沖，容易造成密封條過壓且對門鎖的沖擊也會較大[20]。因此，在滑移門前端與B柱接觸側上下兩端、車身側圍C柱與滑移門接觸部位布置緩沖塊，滑移門運動到一定開度時與緩沖塊接觸，車門通過緩沖塊的反作用力減緩運動速度，從而達到緩沖目的。通過ADAMS中DM距離函數測量緩沖塊和側圍接觸點對應的分別位于側圍與車門上的2個點間的距離，計算緩沖塊的壓縮量，最后使用樣條線性插值函數AKISPL在緩沖塊彈性力與壓縮量曲線上插值獲得彈性力。緩沖塊反力的模擬方式如圖6b所示。在緩沖塊反力測定試驗中擬合推桿位移與推桿力，獲得緩沖塊彈性反力曲線如圖7所示。

圖7 滑移門B柱緩沖塊力曲線

2.5 定位扣建模

滑移門的運動軌跡除受導軌的控制外，在關閉終了階段，還受到車門定位扣凸起與車身定位扣凹槽的約束，以確保車門關閉的位置精度，如圖6c所示。在配合過程中產生的沖擊與摩擦會消耗關門能量。將定位扣CATIA 三維模型直接導入ADAMS，賦予相對應的材料屬性并建立車身定位扣與車門定位扣之間的接觸關系。

2.6 輪軌摩擦

在滑移門閉合過程中導向系統的導向輪、承重輪與導軌之間存在摩擦力，輪軌摩擦做功消耗車門關閉能量。在ADAMS 中建立滾輪與導軌間的接觸關系，設置接觸參數與摩擦因數[21]。

2.7 中鉸鏈彈簧

在設計中一般采用在中支架兩旋轉鉸鏈處增設一扭轉彈簧，該彈簧具有助開作用，使車門開啟輕便，但在車門關閉過程中則形成阻礙，是影響滑移門關門能量的因素之一。如圖6d 所示，在中鉸鏈旋轉軸上建立扭簧作用力，輸入扭簧剛度與阻尼，關門仿真過程中中鉸鏈旋轉時扭簧產生反作用力阻礙車門關閉。

2.8 車門質量

滑移門通過滾輪在導軌內的滾滑運動實現車門的閉合，滑移門中、下導軌一般都設計有0.8°～2°的傾角以使車門關閉更加輕便。將車門與導軌的CATIA 三維模型導入ADAMS后賦予質量屬性。

2.9 氣壓阻效應

氣壓阻力的計算主要是對乘員艙內、外壓強差的求解[22-23]。車門關閉時大量氣體被向內旋轉的車門壓入乘員艙，又通過車內的泄壓閥和車身部件間的間隙流到車外，根據空氣質量守恒定律可建立如下微分方程：

式中，V為乘員艙內氣體體積與車門關閉過程中掃過氣體體積之和；ve為空氣泄漏速度；Ae為固定泄漏面積與變化泄漏面積之和；A1為車門泄壓閥泄漏面積；A2為車門與側圍間有效泄漏面積，如圖8所示。

圖8 滑移門關門過程氣體泄露面積示意

根據氣體的等熵變化過程，有：

式中，pa=101.3 kPa為大氣壓強；ρa=1.225 kg∕m3為大氣密度。

將式（15）代入式（14），有：

式中，7∕5為空氣等熵系數；ve1為艙內壓強為p時氣體通過固定泄漏面積流出的速率；ve2為氣體通過車身與車門的間隙泄漏速度；dV為在dt時間內氣體體積V的改變量，即滑移門所掃過的氣體體積。

根據理想氣體伯努利方程得到：

將式（17）代入式（16）可得：

使用數值積分和循環迭代方法，通過計算滑移門關閉過程中艙內、外壓強差，求解得到如圖9 所示的關門過程中車門受到的氣壓阻力曲線[15]。建立隨車門運動且方向始終垂直于車門的力，輸入氣壓阻力曲線，模擬關門過程中車門受到的氣壓阻力。

圖9 滑移門關門過程氣壓阻力曲線

3 滑移門最小關門能量與各子系統耗能計算

將以上影響因素在ADAMS 中完成建模后，可以通過動力學仿真獲得滑移門關閉的最小能量。具體流程如下：

a.為滑移門賦予初始速度，即賦予滑移門初始動能。

b.在ADAMS中完成動力學仿真。

c.查看仿真結果：如果滑移門未達到全關位置，則增大賦予滑移門的初始速度再次進行動力學仿真；如果滑移門達到全關位置但仍具有剩余動能，則減小賦予滑移門的初速度再次進行動力學仿真；如果滑移門達到全關位置且剩余動能為0 則此時滑移門的初始動能為滑移門關閉所需的最小關門能量，如圖10所示。

圖10 動力學仿真關門過程滑移門最小關門能量曲線

分別針對各子系統在ADAMS 中做失效（Deactivate）處理，多次仿真分析不同工況車門最小關門能量，結果如圖11 所示，與未做失效處理的最小關門能量作差，即可得不同子系統耗能量，結果如表2 所示。根據仿真分析結果，氣壓阻力在耗能各影響因素中占比最大，其次為密封條，門鎖、緩沖塊、定位扣、輪軌摩擦較小，中鉸鏈彈簧影響最小。車門質量在關門過程具有重要助關作用。

表2 ADAMS滑移門動力學模型最小關門能量與各子系統耗能

圖11 關門過程車門能量隨車門移動距離變化曲線

4 試驗驗證

4.1 試驗準備

為驗證前文所建立的滑移門各子系統模型的準確性，設計關門能量試驗測量滑移門最小關門能量及各子系統在關門過程中所消耗的能量。

試驗的主要設備為如圖12 所示的加能炮（Slam Canon）。炮頭由其前部的撞頭彈簧和刻度尺組成，經標定后可直接讀出能量數值[24]。

圖12 試驗對象與加能炮

在滑移門前鎖安裝平面距鎖扣200 mm處安裝電磁測速儀[17]，為保證測量精度，應使得車門外板上布置磁鐵能切割速度儀的磁感線區域，如圖13所示。

圖13 測速儀

4.2 試驗步驟

在滑移門導軌參數及總成質量確定后，車門質量對關門能量的影響即已確定，試驗中僅對其他7個因素進行測量[25-26]。試驗方案設計如表3所示。

表3 關門能量試驗方案

4.3 數據處理

試驗測得的數值不能直接得到各子系統的能量消耗結果，還需進一步對數據進行處理。測量試驗數據及處理結果如表4、表5所示。

表4 滑移門各子系統消耗能量

表5 輪軌摩擦消耗能量

4.4 試驗與軟件計算結果對比

將軟件計算結果與試驗結果進行對比，結果如表6 所示。由表6 可知，仿真結果中密封條耗能與試驗結果相差最大，密封條的誤差源于未考慮實際變形中截面揉搓、密封條的永久壓縮變形、非線性阻尼力計算模型的簡化等。對關門能量影響最大的氣壓阻力誤差為4.1%，原因是在氣壓阻力的仿真計算中簡化了車門外形，關閉過程中車門上附件的影響也難以考慮。緩沖塊、定位扣與門鎖的誤差主要來源于安裝誤差，且實際關門過程中的動態過程會導致實際力曲線發生變化。由于動力學模型未對車門進行柔性化，且試驗中只測得直線段摩擦耗能，因此輪軌摩擦的耗能計算中會產生計算誤差。由最終結果可得，各子系統誤差均低于10%，最終的最小關門能量數值誤差為1.4%。

表6 試驗與計算結果對比

5 結束語

本文在ADAMS 中建立了包括氣壓阻力、密封條彈性力、密封條非線性阻尼力與摩擦力、車門質量、門鎖、緩沖塊、定位扣、輪軌摩擦、中鉸鏈彈簧等影響因素的滑移門關門系統動力學模型，分析了滑移門最小關門能量與各子系統的能量消耗，由結果可知，在滑移門的關門過程中，氣壓阻是耗能最大的子系統，其次是密封條，與實車對標試驗結果進行比較驗證，動力學模型仿真分析各子系統的耗能誤差低于10%，最小關門能量誤差為1.4%，分析精度較高，可用于在車型的開發設計與模型修正階段對滑移門關閉性能的分析評估。