基于ADAMS仿真的滑移門關(guān)門能量分析與預(yù)測

高云凱 常夢杰 段月星 童佳馳

（同濟大學(xué)，上海 201804）

主題詞：滑移門 關(guān)門能量 動力學(xué)仿真 氣壓阻 密封條阻尼力

1 前言

車門系統(tǒng)開閉性能優(yōu)劣會直觀地反饋給用戶[1-3]?；崎T在高端商務(wù)豪華MPV與物流運輸商用車領(lǐng)域均有廣泛應(yīng)用[4]。但由于運動形式的需求，滑移門相比旋轉(zhuǎn)式車門增設(shè)了導(dǎo)向系統(tǒng)，其運動軌跡較為復(fù)雜[5]。因此，在滑移門設(shè)計的前期階段，通過建立虛擬樣機模型對其關(guān)閉能量影響因素進行準(zhǔn)確分析，對汽車滑移門開發(fā)具有重要意義。

國內(nèi)外學(xué)者對關(guān)門能量開展了研究，由于旋轉(zhuǎn)門的普遍應(yīng)用，針對旋轉(zhuǎn)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(guān)閉過程中的能量消耗；Kavthekar 等[7]建立旋轉(zhuǎn)門模型，計算了關(guān)門能量并進行了模型優(yōu)化；Qiu 等[8]利用Abaqus 建立有限元模型預(yù)測最小關(guān)門力及關(guān)門速度；Nayak等[9]利用ADAMS建立旋轉(zhuǎn)門模型，仿真分析了車門全開與全關(guān)運動所需的最小能量；Anthonysamy 等[10]建立旋轉(zhuǎn)門ADAMS 模型，模擬分析影響關(guān)門力的車門子系統(tǒng)，并針對關(guān)門力進行了優(yōu)化。高云凱等[11]采用數(shù)學(xué)建模的方式，基于EXCEL 平臺對車門關(guān)閉能量進行了計算；李春芳等[12]對密封條等進行簡化數(shù)學(xué)建模，并提出了改善車門關(guān)閉輕便性的多種方法；張孟俊等[13-14]建立旋轉(zhuǎn)式車門數(shù)學(xué)模型，利用EXCEL VBA 開發(fā)了預(yù)測軟件；陳梓銘等[15]基于ADAMS 與Simulink 聯(lián)合仿真，預(yù)測了車門所需的最小關(guān)門能量。

因滑移門動力學(xué)的研究資料較少，參考旋轉(zhuǎn)式車門成熟的研究成果，并借鑒其研究方法，在此基礎(chǔ)上探索針對滑移門關(guān)門能量的計算與分析方法，并全面考慮對關(guān)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(tǒng)動力學(xué)模型，對車門系統(tǒng)中影響滑移門關(guān)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(zhì)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(guān)門能量與各子系統(tǒng)耗能，在開發(fā)設(shè)計階段對關(guān)閉性能進行預(yù)測，便于后續(xù)的模型修正。

2 滑移門關(guān)閉系統(tǒng)建模

2.1 滑移門機構(gòu)導(dǎo)向系統(tǒng)建模

滑移門主要由上、中、下鉸鏈組成，依靠導(dǎo)軌對3個鉸鏈的水平導(dǎo)向輪和垂向承重輪的約束實現(xiàn)車門的開閉，各構(gòu)件間連接關(guān)系如表1 所示。首先將各部件的CATIA 模型導(dǎo)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(guān)系建立滑移門機構(gòu)導(dǎo)向系統(tǒng)模型（見圖1）。

表1 滑移門機構(gòu)各構(gòu)件連接關(guān)系

圖1 滑移門系統(tǒng)導(dǎo)向系統(tǒng)模型

2.2 密封條建模

密封條對車廂密封性、關(guān)門輕便性與NVH 性能具有關(guān)鍵作用[16]。在滑移門關(guān)閉過程中，密封條受到車門內(nèi)板與車身側(cè)圍的持續(xù)擠壓產(chǎn)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(shù)據(jù)。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(cè)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(yīng)每段密封條中心點，分別位于車身側(cè)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(guān)位置這2 個點重合。通過ADAMS 中Y向距離函數(shù)DY計算該段密封條法向壓縮量。在滑移門關(guān)閉仿真過程中，根據(jù)各段密封條法向的壓縮量，在CLD曲線上進行插值得到相應(yīng)的密封條彈性力。

2.2.2 排氣孔阻尼力

車門密封條結(jié)構(gòu)形式一般采用中空型，并設(shè)計有排氣孔。在密封條壓縮時，腔內(nèi)氣體溢出產(chǎn)生非線性阻尼力[17]。排氣孔阻尼力對關(guān)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(tài)和力的函數(shù)關(guān)系[19]，需通過歐拉方程并結(jié)合伯努利積分建立計算模型。假設(shè)排氣孔內(nèi)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(guān)；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(guān)。

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(shù)。

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(cè)圍與車門上對應(yīng)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(shù)得到，即式中，密封條有效寬度變化率，在ADAMS 中根據(jù)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(cè)圍的鎖扣與車門上的鎖舌接觸位置建立阻止車門關(guān)閉的力，使用鎖扣與鎖舌接觸點在關(guān)門過程中的距離計算門鎖嚙合距離，通過ADAMS 中DM 距離函數(shù)與樣條線性插值函數(shù)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(tǒng)關(guān)門能量影響因素的模擬

2.4 緩沖塊建模

滑移門關(guān)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(cè)上下兩端、車身側(cè)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(shù)測量緩沖塊和側(cè)圍接觸點對應(yīng)的分別位于側(cè)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(shù)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(dǎo)軌的控制外，在關(guān)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(guān)閉的位置精度，如圖6c所示。在配合過程中產(chǎn)生的沖擊與摩擦?xí)年P(guān)門能量。將定位扣CATIA 三維模型直接導(dǎo)入ADAMS，賦予相對應(yīng)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(guān)系。

2.6 輪軌摩擦

在滑移門閉合過程中導(dǎo)向系統(tǒng)的導(dǎo)向輪、承重輪與導(dǎo)軌之間存在摩擦力，輪軌摩擦做功消耗車門關(guān)閉能量。在ADAMS 中建立滾輪與導(dǎo)軌間的接觸關(guān)系，設(shè)置接觸參數(shù)與摩擦因數(shù)[21]。

2.7 中鉸鏈彈簧

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

2.8 車門質(zhì)量

滑移門通過滾輪在導(dǎo)軌內(nèi)的滾滑運動實現(xiàn)車門的閉合，滑移門中、下導(dǎo)軌一般都設(shè)計有0.8°～2°的傾角以使車門關(guān)閉更加輕便。將車門與導(dǎo)軌的CATIA 三維模型導(dǎo)入ADAMS后賦予質(zhì)量屬性。

2.9 氣壓阻效應(yīng)

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

式中，V為乘員艙內(nèi)氣體體積與車門關(guān)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(cè)圍間有效泄漏面積，如圖8所示。

圖8 滑移門關(guān)門過程氣體泄露面積示意

根據(jù)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(shù)；ve1為艙內(nèi)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(nèi)氣體體積V的改變量，即滑移門所掃過的氣體體積。

根據(jù)理想氣體伯努利方程得到：

將式（17）代入式（16）可得：

使用數(shù)值積分和循環(huán)迭代方法，通過計算滑移門關(guān)閉過程中艙內(nèi)、外壓強差，求解得到如圖9 所示的關(guān)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(guān)門過程中車門受到的氣壓阻力。

圖9 滑移門關(guān)門過程氣壓阻力曲線

3 滑移門最小關(guān)門能量與各子系統(tǒng)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(xué)仿真獲得滑移門關(guān)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(xué)仿真。

c.查看仿真結(jié)果：如果滑移門未達到全關(guān)位置，則增大賦予滑移門的初始速度再次進行動力學(xué)仿真；如果滑移門達到全關(guān)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(xué)仿真；如果滑移門達到全關(guān)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(guān)閉所需的最小關(guān)門能量，如圖10所示。

圖10 動力學(xué)仿真關(guān)門過程滑移門最小關(guān)門能量曲線

分別針對各子系統(tǒng)在ADAMS 中做失效（Deactivate）處理，多次仿真分析不同工況車門最小關(guān)門能量，結(jié)果如圖11 所示，與未做失效處理的最小關(guān)門能量作差，即可得不同子系統(tǒng)耗能量，結(jié)果如表2 所示。根據(jù)仿真分析結(jié)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(zhì)量在關(guān)門過程具有重要助關(guān)作用。

表2 ADAMS滑移門動力學(xué)模型最小關(guān)門能量與各子系統(tǒng)耗能

圖11 關(guān)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(zhǔn)備

為驗證前文所建立的滑移門各子系統(tǒng)模型的準(zhǔn)確性，設(shè)計關(guān)門能量試驗測量滑移門最小關(guān)門能量及各子系統(tǒng)在關(guān)門過程中所消耗的能量。

試驗的主要設(shè)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(jīng)標(biāo)定后可直接讀出能量數(shù)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(yīng)使得車門外板上布置磁鐵能切割速度儀的磁感線區(qū)域，如圖13所示。

圖13 測速儀

4.2 試驗步驟

在滑移門導(dǎo)軌參數(shù)及總成質(zhì)量確定后，車門質(zhì)量對關(guān)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(shè)計如表3所示。

表3 關(guān)門能量試驗方案

4.3 數(shù)據(jù)處理

試驗測得的數(shù)值不能直接得到各子系統(tǒng)的能量消耗結(jié)果，還需進一步對數(shù)據(jù)進行處理。測量試驗數(shù)據(jù)及處理結(jié)果如表4、表5所示。

表4 滑移門各子系統(tǒng)消耗能量

表5 輪軌摩擦消耗能量

4.4 試驗與軟件計算結(jié)果對比

將軟件計算結(jié)果與試驗結(jié)果進行對比，結(jié)果如表6 所示。由表6 可知，仿真結(jié)果中密封條耗能與試驗結(jié)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(guān)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(guān)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(guān)門過程中的動態(tài)過程會導(dǎo)致實際力曲線發(fā)生變化。由于動力學(xué)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(chǎn)生計算誤差。由最終結(jié)果可得，各子系統(tǒng)誤差均低于10%，最終的最小關(guān)門能量數(shù)值誤差為1.4%。

表6 試驗與計算結(jié)果對比

5 結(jié)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(zhì)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(guān)門系統(tǒng)動力學(xué)模型，分析了滑移門最小關(guān)門能量與各子系統(tǒng)的能量消耗，由結(jié)果可知，在滑移門的關(guān)門過程中，氣壓阻是耗能最大的子系統(tǒng)，其次是密封條，與實車對標(biāo)試驗結(jié)果進行比較驗證，動力學(xué)模型仿真分析各子系統(tǒng)的耗能誤差低于10%，最小關(guān)門能量誤差為1.4%，分析精度較高，可用于在車型的開發(fā)設(shè)計與模型修正階段對滑移門關(guān)閉性能的分析評估。