摘 要： 汽車車門鉸鏈布置是車身工程開發中的關鍵環節?；阢q鏈布置要素分析和斷面設計分析, 提出一種依據分縫線前后限制邊界的鉸鏈設計布置方法。介紹影響鉸鏈布置的關鍵參數, 基于最小限制邊界和工藝制造要求, 給出車門鉸鏈正向布置的設計方法, 最后結合工程實例, 利用該方法實現了車門鉸鏈的快速布置, 并通過DMU (Digital Mock-Up, 電子樣機) 運動仿真和性能驗證分析, 驗證了布置方法的有效性。

0 引言

在車門鉸鏈布置方面, 通常的設計開發流程是:造型部輸出新車型CAS (Concept A Surface, 汽車初步造型面) 給工程部門進行可行性分析, 由工程部門進行鉸鏈初始數據布置和運動校核分析, 通過設計修改迭代的方式, 完成鉸鏈的布置和分縫可行性分析反饋。這種設計方法往往要經過多版造型數據的修改和確認, 效率非常低;同時車門系統開發過程中, 門鎖、限位器、密封條、導軌設計布置[1]以及車門系統品質設計都需要圍繞著鉸鏈軸線進行定義;因此鉸鏈布置及其軸線定義直接影響著整車開發周期以及車門系統的性能設計品質。

基于鉸鏈布置要素分析、工藝制造和環境匹配參數分析研究, 提出了一種限制邊界的車門鉸鏈設計布置關鍵技術, 并結合某新車型開發, 采用該方法完成了車門鉸鏈設計參數布置, 并進行了DMU仿真分析和性能分析, 驗證設計方法符合要求。

1 鉸鏈設計布置開發原則

1) 通用化選用原則。

同平臺車型盡量選用相同規格鉸鏈進行布置開發, 減少模具投入, 縮短開發周期, 降低成本;

2) DMU運動保證原則。

車門鉸鏈的布置要滿足車門在理論狀態及調整狀態下的DMU設計要求;

3) 性能保證原則。

車門鉸鏈布置要滿足車門系統的垂向剛度等性能指標要求;

4) 關聯布置原則。

開發階段, 鉸鏈、門鎖、限位器等零部件進行協同布置, 以獲得較好的車門開關門品質設計參數。

2 鉸鏈布置要素分析

通過對多款車型的鉸鏈布置分析、主斷面設計和仿真運動分析研究, 鉸鏈軸心到鉸鏈車身側安裝面距離、鉸鏈間距、鉸鏈傾角以及鉸鏈在車身上的坐標空間位置是影響車門鉸鏈布置和運動分析的關鍵要素。

2.1 鉸鏈軸心到鉸鏈車身側安裝面距離

P是鉸鏈軸心到鉸鏈車身側安裝面的距離, 如圖1所示。當車門總成繞鉸鏈軸線旋轉至最大角度時, P值主要影響車門與鉸鏈車身側本體以及安裝螺栓之間的距離是否滿足最大開啟角度設計要求, 同時也是影響車門鉸鏈處主斷面A、B柱腔體Y向尺寸的關鍵因素之一, 影響其扭轉剛度和碰撞性能。因此, P值定義需要充分考慮以上限制要素, 規避各種開發風險和成本浪費。不同的A柱腔體Y向尺寸對碰撞剛度的性能影響見表1。

表1 Y向尺寸對碰撞性能的影響

圖1 鉸鏈軸心到鉸鏈車身側安裝面距離

2.2 車門鉸鏈間距

車門鉸鏈間距指的是車門下鉸鏈下端面至車門上鉸鏈上端面之間的距離。車門鉸鏈的間距需結合車門的整體尺寸, 以滿足車門使用剛度等性能要求為準進行定義。設計開發時, 通常基于以下原則:

1) 車門重心位置要落在以上、下鉸鏈、門鎖中心嚙合點所構成的三角形區域內;

2) 以上、下鉸鏈布置間距為基準形成的鉸鏈系統, 能夠滿足縱向、橫向載荷的國家標準要求, 滿足車門系統的設計性能定義要求;

3) 以上、下鉸鏈間距為基準形成的鉸鏈系統, 滿足車門系統下垂剛度使用規定要求。

2.3 鉸鏈傾角

鉸鏈傾角是影響車門開關門品質的關鍵參數之一[2]。不同的鉸鏈傾角, 影響車門的抬高量以及車門質量在車門鉸鏈法向平面的分量大小, 即影響車門的自關閉力矩。為獲得較好的自關閉力矩, 設計布置時, 通常采用參數化設計方法對其進行優化, 采用車門水平自關閉力矩圖對其進行評價, 如圖2所示, 以獲得最佳的車門開關門品質參數。

圖2 傾角對車門水平自關閉力矩的影響

2.4 車門鉸鏈空間位置定義

車門鉸鏈空間位置布置時, 首先通過參數化設計, 確定車門下鉸鏈安裝位置。

1) X方向, 基于造型提供的初版CAS面車門分縫線的位置為參考, 參照對標車型鉸鏈與分縫線的相對理論尺寸進行初步定義。

2) Y方向, 基于車門外板到車門內板的距離, 調整邊界距離以及鉸鏈軸中心至鉸鏈邊界的Y向距離。

鉸鏈軸心到車門外板A面的Y向距離為K。K值是鉸鏈Y向坐標定義的重要參數, K值的定義主要由主機廠依據工藝制造水平、內外板材料厚度、鉸鏈安裝調整許可空間等幾項指標確定。后視圖中鉸鏈調整的許可空間如圖3所示, 某車型K值參考指標設計如圖4所示。

圖3 鉸鏈最大調整間隙

K值定義為

其中s值為

式中, DTS (Dimensional Technical specification) 為面差值;otr為外板料厚;m為車門內外板最小間隙;inr為內板料厚;n為車門圓角到鉸鏈車門側安裝面邊界的距離;s為鉸鏈調整距離;q為鉸鏈車門側安裝面最外則邊界到鉸鏈軸線r向的距離。

圖4 鉸鏈邊界到外板A面的Y向距離

3) Z方向, 以車門門洞止口水平邊 (X向) 為基準, 向上偏移距離LZ, LZ為車門下鉸鏈下端面的位置[4]。

式中, LZ1為前門內板圓角半徑, LZ2為預留的Z向調整間隙。

待下鉸鏈安裝位置定義后, 依據車門鉸鏈間距及車門傾角的定義方法, 獲得相應的上鉸鏈位置。采用坐標變換, 將上、下鉸鏈移動至布置安裝位置。

3 車門鉸鏈布置及運動極限分析

根據鉸鏈布置關鍵影響要素, 以及結合工藝制造、面差調整等實際應用環境, 使得車門滿足空間運動要求。提出了以車門裝配極限位置為基準的車門鉸鏈布置方法, 從而進行車門鉸鏈位置定義和分縫線設計。

3.1 極限裝配狀態理論分析

車門在運動過程中, 與周邊環境件發生干涉的狀態為其運動的極限狀態, 找出極限狀態邊界及邊界條件下鉸鏈布置位置區間, 即可完成車門鉸鏈布置。

車門鉸鏈運動的邊界條件為

式中, Lmin為最小運動距離, Ls為運動安全距離, ∈為工藝條件不利影響距離。

在制造偏差、面差調整等影響下, Lmin最小極限距離為0 mm。即運動安全距離值Ls等于工藝條件不利影響距離值∈, 也就是車門運動過程中, 在考慮工藝條件的情況下, 以鉸鏈軸為中心, 車門外板包邊圓弧與翼子板等環境件輪廓邊界的相切位置。

3.2 往前極限位置分析

前門開閉運動時, 前門包邊圓角與翼子板相對極限位置分析如圖5所示。

圖5 分縫線最前極限位置

圖5為前門鉸鏈軸線前移1 mm、內移1.5 mm, 前門外板前移1 mm、外移1 mm, 以及前門鉸鏈軸線前移1 mm、外移1.5 mm, 前門外板前移1mm、外移1 mm 2種裝配狀態下的設計分析, 所獲得的外板輪廓曲線為圖中A、B。通過圖5可以看出, 在輪廓A條件下, 前門圓角與翼子板運動的極限狀態距離最小。Lmin最小距離發生在輪廓A與翼子板圓角相切時車門分縫所在位置。

因此, 前門鉸鏈軸線前移1 mm、內移1.5 mm, 前門外板前移1 mm、外移1 mm所獲得的邊界輪廓為前門與翼子板之間的最小極限條件。

同樣, 后門開閉運動時, 后門鉸鏈軸線前移1mm、內移1.5 mm, 后門外板前移1 mm, 前門外板內移3 mm (3 mm為鎖栓調整的過關狀態) 所獲得的邊界輪廓為后門與前門之間的最小極限條件。

3.3 往后極限位置分析

前門開閉運動時, 前門開啟至最大角度時, 前門外板與鉸鏈車身側及安裝螺栓之間極限距離分析如圖6所示。

圖6為前門鉸鏈軸線后移1 mm、內移1.5 mm, 前門外板前移1 mm、內移1 mm, 以及前門鉸鏈軸線后移1 mm、外移1.5 mm, 前門外板前移1mm、內移1 mm 2種裝配狀態下的設計分析, 所獲得的外板輪廓曲線為圖中C、D。通過圖6可以看出, 輪廓C為前門外板與鉸鏈車身側及安裝螺栓之間極限位置, 此時距離最小。Lmin最小距離發生在預留相應的安全距離位置。

圖6 分縫線往后極限位置

因此, 前門鉸鏈軸線后移1 mm、內移1.5 mm, 前門外板前移1 mm、內移1 mm所獲得最大角度位置, 為前門與鉸鏈車身側及安裝螺栓之間的最小極限條件。

同樣, 后門開閉運動時, 后門鉸鏈軸線后移1mm、內移1.5 mm, 后門外板前移1 mm、內移1 mm所獲得最大角度位置, 為后門與鉸鏈車身側及安裝螺栓之間的最小極限條件。

3.4 前后限制邊界

分縫線前后限制邊界通過上述往前和往后極限位置分析, 依據最小安全距離設計要求, 推導出的分縫線在X向往前和往后限制邊界, 以及鉸鏈中心點的空間區域位置, 如圖7所示。

圖7 分縫線前后限制邊界

3.5 基于限制邊界的車門鉸鏈布置及分縫線

在新車型開發可行性分析及車門鉸鏈布置時, 根據車門分縫線前后最大限制邊界理論, 可以獲得車門鉸鏈的布置位置及分縫線設計區域。前車門分縫線前后限制邊界及鉸鏈布置如圖8所示, 采用該方法獲得的某車型側車門分縫線及鉸鏈布置位置如圖9所示。

圖8 前車門分縫線前后邊界限制

4 數據分析和試驗驗證

4.1 DMU運動分析

DMU運動仿真分析可以用來檢驗車門鉸鏈的布置是否符合設計要求, 分縫線的位置是否滿足最小間隙要求。檢驗以該方法設計好的某車型前車門分縫線 (圖9) 。

圖9 側車門分縫線及鉸鏈布置位置

前車門鉸鏈軸線及車門處于理論位置, 前車門開啟至10.2°時, 車門與翼子板間隙最小, 為2.54mm, 大于工程設計要求的最小間隙2.5 mm。

前車門鉸鏈軸線及車門處于理論位置, 車門在過開3° (鉸鏈開度為71°+3°=74°) 時, 車門與鉸鏈的最小間隙為5.75 mm, 大于工程設計要求最小間隙3 mm。

4.2 車門系統性能分析

待車門鉸鏈位置確定后, 進行車門性能指標CAE分析, 通過計算分析, 車門Z向垂向剛度為215 N/mm, 最大殘余變形為0.15 mm, 符合設計要求。

樣車完成后, 對車門系統進行了10萬次開閉耐久試驗, 試驗結束后, 車門鉸鏈開啟功能正常且無異響, 車門下沉量為0.2 mm, 縱向載荷和橫向載荷滿足法規要求。

5 總結

采用基于限制邊界條件的車門鉸鏈正向設計方法, 充分考慮車門鉸鏈的關鍵設計要素和車身工藝制造要求, 規范鉸鏈布置的設計準則。通過DMU運動分析和性能分析, 驗證該方法用于車門鉸鏈布置切實有效可行, 能夠有效縮短車門鉸鏈的設計開發周期。