曾維和， 茍黎剛， 張德彬， 任豪放， 張 俊， 廖慧紅

（吉利汽車研究院（寧波）有限公司，浙江，寧波 315336）

車門密封條一般由裝在門上的頭道條和車身側(cè)的二道條兩道密封條組成，其能填充車身與車門匹配時(shí)的間隙，可密封防止雨水通過(guò)間隙流入車內(nèi)，阻斷車外路噪、風(fēng)噪傳導(dǎo)至乘員艙內(nèi)提高整車NVH 性能；另一方面，車門動(dòng)態(tài)快速關(guān)閉（簡(jiǎn)稱車門slam）內(nèi)板壓縮密封條變形做功，其能提供一定的支承反力，吸收快速關(guān)門一部分能量［1］，減少車門關(guān)閉瞬間門內(nèi)板與側(cè)圍碰撞沖擊對(duì)車門結(jié)構(gòu)的損傷，因此密封條對(duì)車門結(jié)構(gòu)疲勞耐久性能有重要影響。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者和汽車主機(jī)廠工程師已經(jīng)就密封條對(duì)車門性能的影響進(jìn)行了大量研究。WAGNER等［2］建立非線性有限元計(jì)算模型仿真分析了密封條吸收關(guān)門能量效應(yīng)。國(guó)內(nèi)一汽、比亞迪、國(guó)外STELLANTIS 等主機(jī)廠商研究了密封條在確定車門靜態(tài)關(guān)閉力的作用［3-5］。張黎宏等［3］推導(dǎo)出車門關(guān)閉力計(jì)算簡(jiǎn)化模型，優(yōu)化設(shè)計(jì)參數(shù)調(diào)整密封條反力優(yōu)化靜態(tài)關(guān)閉力改善車門關(guān)閉感知質(zhì)量和舒適性。王超［4］通過(guò)大量試驗(yàn)結(jié)果總結(jié)分析了影響關(guān)門力的幾個(gè)關(guān)鍵因素，發(fā)現(xiàn)密封條的影響最大。美國(guó)通用汽車公司SANKAR 等［6］在研究轎車行李廂蓋動(dòng)態(tài)開閉疲勞仿真建模方法時(shí)指出密封條能吸收約30%的關(guān)門總動(dòng)能。車門關(guān)閉時(shí)先壓縮車門前部的密封條，擠壓密封條炮管內(nèi)空氣向車門后端未被壓縮的區(qū)域流動(dòng)，車門關(guān)閉瞬間速度較快，密封條泡管內(nèi)空氣不能及時(shí)通過(guò)排氣孔排出產(chǎn)生氣墊效應(yīng)其支撐反力會(huì)放大［7］，相比緩慢低速關(guān)門密封條系統(tǒng)會(huì)消耗更多的能量，從而降低關(guān)閉瞬間鎖扣撞擊力減少門板結(jié)構(gòu)損傷。因此，車門slam仿真時(shí)考慮密封條中空型腔內(nèi)空氣排出阻尼效應(yīng)對(duì)提高分析精度有重要意義。

本研究針對(duì)車門動(dòng)態(tài)關(guān)閉仿真鎖扣載荷過(guò)大導(dǎo)致車門疲勞損傷與試驗(yàn)結(jié)果誤差大的問題，首先考慮到密封條泡管內(nèi)空氣流動(dòng)對(duì)壓縮反力影響，使用Abaqus 仿真計(jì)算了不同壓縮速度下密封條反力-壓縮量曲線，然后根據(jù)仿真結(jié)果構(gòu)建壓縮反力與壓縮量、壓縮速度的關(guān)系模型；然后建立車門動(dòng)態(tài)關(guān)閉slam 分析模型，分析時(shí)考慮密封條內(nèi)因空氣流動(dòng)反力的非線性曲線關(guān)系，slam 仿真得到鎖點(diǎn)載荷瞬態(tài)響應(yīng)并與試驗(yàn)測(cè)試力值響應(yīng)結(jié)果進(jìn)行對(duì)標(biāo)驗(yàn)證；最后經(jīng)車門開閉耐久試驗(yàn)測(cè)試，車門順利通過(guò)10 萬(wàn)次開閉耐久測(cè)試，驗(yàn)證了仿真方法的有效性。

1 密封條動(dòng)態(tài)壓縮仿真分析

1.1 密實(shí)橡膠材料本構(gòu)模型選擇

車門密封膠結(jié)構(gòu)由鉗口和壓縮泡管兩部分組成，鉗口和泡管常用EPDM 密實(shí)橡膠和EPDM 海綿橡膠。由于橡膠變形呈現(xiàn)超彈性且高度非線性，所以描述橡膠材料變形行為的應(yīng)力應(yīng)變理論模型相當(dāng)復(fù)雜。

大型商用有限元軟件Abaqus中提供9種基于應(yīng)變能函數(shù)表征的模擬超彈性材料本構(gòu)模型，如Marlow，Mooney-Rivlin，Neo Hooke，Polynomial，Van Der Waals，Ogden 等。1940 年MOONEY［8］率先提出以變形張量不變量為自變量描述超彈性體應(yīng)變能函數(shù)模型：

式中：W為應(yīng)變能；I1，I2分別為變形張量第1，第2不變量；D1，D2為常數(shù)。

1951 年Rivlin 在式（1）Mooney 函數(shù)基礎(chǔ)上提出更一般的本構(gòu)模型表達(dá)式［9］：

式中：W為應(yīng)變能；I1，I2為變形張量第1，第2 不變量；m，n為非負(fù)整數(shù)；Dmn為常數(shù)。

式（2）即是所熟知的Mooney-Rivlin 模型，但后期大量實(shí)踐應(yīng)用表明其不適用于所有的變形模式，因此，Mooney-Rivlin 并不是真正有實(shí)用價(jià)值的描述超彈性材料本構(gòu)模型［10］。

Ogden 直接采用橡膠變形主伸長(zhǎng)比λ做自變量，于1972 年提出了一種全新的描述超彈性不可壓縮橡膠應(yīng)變能函數(shù)模型［11］：

式中：W為應(yīng)變能；N為階數(shù)；λi為主伸長(zhǎng)率；ρi為 次 伸 長(zhǎng) 率；αi，μi，βi為 材 料 常 數(shù)；J為 總 體積比。

研究表明，Ogden 模型是目前模擬超彈性不可壓縮密實(shí)橡膠材料最準(zhǔn)確的應(yīng)變能函數(shù)［12-13］，鉗口三元乙丙（EPDM）密實(shí)橡膠在車門密封條壓縮變形時(shí)主要起支撐泡管作用，體積變化極小應(yīng)變能不高，可近似當(dāng)作不可壓縮超彈性材料處理，因此，仿真時(shí)EPDM 密實(shí)橡膠材料本構(gòu)選擇Ogden 模型，階數(shù)N取3。

1.2 海綿橡膠材料本構(gòu)模型選擇

海綿橡膠由EPDM 橡膠發(fā)泡而成，是一種可壓縮超彈性材料。Abaqus中提供一種可高精度模擬可壓縮橡膠超彈性非線性材料力學(xué)性能的Hyperfoam模型［14］，其應(yīng)變能密度函數(shù)表達(dá)式為：

式中：W為應(yīng)變能；N為階數(shù)；λi為主伸長(zhǎng)率；ρi為次伸長(zhǎng)率；αi，μi，βi為材料常數(shù)；J為總體積比；Je為彈性體積比；Jt為溫度體積比；εt為總體積比。

密封條泡管材料使用海綿橡膠，車門關(guān)閉時(shí)首先擠壓泡管本體材料變形和發(fā)泡氣孔孔隙變形，當(dāng)車門完全關(guān)閉時(shí)，泡管擠壓體積變化大應(yīng)變能高，因此，進(jìn)行超彈性泡管壓縮非線性力學(xué)性能仿真時(shí)，海綿橡膠材料應(yīng)變能函數(shù)選擇Hyperfoam 模型，階數(shù)N=3。

1.3 密封條有限元建模

以某SUV 車型前車門密封條為研究對(duì)象，車門與車身側(cè)圍之間兩道密封，頭道條使用3M 膠粘貼或者塑料卡扣固定在車門內(nèi)板上，二道條鉗口夾持側(cè)圍鈑金安裝在車身上，密封條3D模型如圖1所示，圖2a 和b 分別清晰展示了二道條和頭道條的截面結(jié)構(gòu)。

圖1 車門頭道/二道密封條3D數(shù)模

二道密封條結(jié)構(gòu)由EPDM 海綿橡膠泡管、EPDM 密實(shí)橡膠鉗口和嵌入鋼支撐骨架組成，其結(jié)構(gòu)如圖3a 所示。頭道條截面結(jié)構(gòu)如圖3b 所示，頂部泡管材料為可壓縮超彈性EPDM 海綿橡膠，底部起支撐作用材料為不可壓縮EPDM密實(shí)橡膠。

圖3 密封條結(jié)構(gòu)示意圖

相較于截面尺寸，車門密封條軸向尺寸（長(zhǎng)度）夠大，車門擠壓密封條時(shí)壓縮變形主要在截面內(nèi)，垂直于截面方向（軸向）應(yīng)變影響有限，可忽略不計(jì)，所以可將求解密封條壓縮變形問題簡(jiǎn)化為平面應(yīng)變問題處理，采用二維平面應(yīng)變模型仿真，縮減計(jì)算規(guī)模。為離散后充分體現(xiàn)截面圓弧特征，網(wǎng)格劃分時(shí)單元平均尺寸設(shè)置為0.15 mm，網(wǎng)格類型為三角形四邊形混合，但為保證計(jì)算精度，三角形網(wǎng)格數(shù)量占比控制在5%以內(nèi)。Abaqus 平面應(yīng)變分析密實(shí)膠和海綿膠單元類型選擇CPE_H（雜交平面應(yīng)變）單元，密實(shí)橡膠中嵌入的金屬骨架單元類型為平面應(yīng)變單元。

Abaqus模擬密封條壓縮變形泡管內(nèi)空氣向管外流動(dòng)，沿密封條腔體內(nèi)輪廓線建立一圈F2D2單元，F(xiàn)2D2 單元首尾相接形成封閉曲線完成創(chuàng)建密封條內(nèi)流體型腔；在泡管型腔內(nèi)任意位置建一參考節(jié)點(diǎn)定義型腔內(nèi)空氣流體域，密封條外任意位置定義一參考節(jié)點(diǎn)代表外部環(huán)境空氣流體域，F(xiàn)LINK 單元連接腔內(nèi)空氣參考節(jié)點(diǎn)和外部空氣域參考節(jié)點(diǎn)，計(jì)算時(shí)管內(nèi)外空氣可通過(guò)FLINK單元流通。

相較于橡膠密封條，車門和車身側(cè)圍鈑金變形幾近于0，所以將車門鈑金和側(cè)圍鈑金簡(jiǎn)化成剛度無(wú)限大的剛體，鈑金使用解析剛體建模。實(shí)際使用中二道條鉗口觸須與車身鈑金緊貼、頭道條底部輪廓與車門內(nèi)板鈑金粘貼，所以這些位置約束全部自由度，位移為0。剛體與密封條頂部輪廓建立接觸對(duì)，隨著壓縮量增大密封條自身變形嚴(yán)重可能自身會(huì)發(fā)生接觸，因此，在可能密封條截面內(nèi)外輪廓可能發(fā)生接觸的區(qū)域建立自接觸，接觸摩擦因數(shù)設(shè)置為0.1。在剛體參考點(diǎn)施加沿-Y向強(qiáng)制位移10 mm，模擬車門關(guān)閉密封條被正壓，輸出位移、應(yīng)變和加載點(diǎn)反力，查看密封條壓縮變形趨勢(shì)和壓縮負(fù)荷情況。建立的車門頭道、二道密封條動(dòng)態(tài)壓縮模型及邊界條件如圖4所示。

圖4 壓縮仿真有限元模型

1.4 動(dòng)態(tài)壓縮結(jié)果分析

1.4.1 壓縮變形應(yīng)變能分布

分別以不同壓縮速率1 mm/s、500 mm/s、1 000 mm/s、1 500 mm/s、2 000 mm/s 進(jìn)行車門密封條壓縮仿真，查看密封條變形和應(yīng)變分布。圖5和圖6 分別列出了準(zhǔn)靜態(tài)（壓縮速率1 mm/s）壓縮時(shí)二道條和頭道條密封條變形形狀和應(yīng)變結(jié)果。由圖5 可知，隨著車門向下運(yùn)動(dòng)壓縮，泡管型腔被逐步壓縮空氣排出腔體，壓頭向下位移壓縮7 mm 時(shí)，泡管壁和腔體變形嚴(yán)重，密封條空腔內(nèi)壁有自接觸發(fā)生。觀察應(yīng)變能分布可知：密封條壓縮時(shí)有兩處位置應(yīng)變能集中，應(yīng)變相對(duì)較高，一處位于泡管內(nèi)壁中間位置；另一處在海綿橡膠與密實(shí)橡膠交界處，其原因是兩種材料剛度不一致，同等壓縮負(fù)荷條件下密實(shí)橡膠變形遠(yuǎn)小于海綿橡膠變形量，這樣存在剛度不連續(xù)變形不協(xié)調(diào)位置易產(chǎn)生應(yīng)變集中。頭道密封條海綿橡膠泡管和空氣型腔壓縮變形變化趨勢(shì)與二道條變形規(guī)律類似，其應(yīng)變能分布如圖6所示。由圖可知，應(yīng)變集中較高的位置在管內(nèi)壁圓弧過(guò)渡部位，其原因是密封條壁厚在此處突然減小，圓弧過(guò)渡特征變化急劇，剛度突變處變形不均勻?qū)е聭?yīng)變較高。

圖5 二道密封條壓縮變形應(yīng)變?cè)茍D

圖6 頭道密封條壓縮變形應(yīng)變?cè)茍D

1.4.2 密封條支反力-壓縮量曲線

密封條動(dòng)態(tài)壓縮提供的支反力來(lái)源于兩部分，一部分是密封條橡膠壓縮變形，由于橡膠材料非線性超彈性特征，密封條壓縮反力計(jì)算可比作非線性彈簧系統(tǒng)，若非線性系統(tǒng)剛度為Kseal，壓縮量xseal，壓縮負(fù)載可描述為［5］：

另一部分壓縮反力來(lái)源是密封條空腔內(nèi)氣體通過(guò)排氣孔流出產(chǎn)生的非線性阻尼力，泡管空腔內(nèi)氣體流動(dòng)如圖7 所示。車門slam 時(shí)關(guān)門速度快，鈑金壓縮密封條速率高空腔內(nèi)氣體流動(dòng)速度加快，排氣孔沿密封條以一定間隔（一般設(shè)計(jì)間距100～150 mm）線性規(guī)律排列，泡管被擠壓腔內(nèi)空氣加速通過(guò)排氣孔流向密封條外，這種空氣流動(dòng)現(xiàn)象呈現(xiàn)出非線性阻尼效應(yīng)［7］。密封條內(nèi)空氣通過(guò)排氣孔排氣產(chǎn)生的非線性阻尼力可表述為：

圖7 密封條腔體空氣流動(dòng)示意圖

式中：Fdamp為泡管內(nèi)空氣流動(dòng)產(chǎn)生的阻尼力；L為密封條長(zhǎng)度；p(x)為密封條表面壓力；pex為排氣孔氣體壓力。

分別以不同速度v=500 mm/s、1 000 mm/s、1 500 mm/s、2 000 mm/s 壓縮車門密封條，得到車門頭道條、二道條動(dòng)態(tài)壓縮載荷-壓縮量曲線如圖8所示。由圖可知，隨著壓縮量增加，密封條反力逐步增加，由于密封條剛度變形非線性和排氣孔變形高度飛行非線性，密封條反力隨壓縮量非線性增長(zhǎng)，隨壓縮變形增加，曲線變得陡峭曲率增加，壓縮力增長(zhǎng)速度越快；另一方面，相同壓縮量時(shí)，壓縮速率越高密封條提供反力越大，這主要與腔內(nèi)氣體通過(guò)排氣孔流出非線性阻尼效應(yīng)有關(guān)，根據(jù)式（10）可知關(guān)門速度越快密封條壓縮變形速率越高，腔內(nèi)排氣孔流出速度越高非線性阻尼力越大。

圖8 密封條動(dòng)態(tài)壓縮負(fù)荷-壓縮量曲線及關(guān)系擬合

分析圖8 中密封條壓縮負(fù)荷隨壓縮量、壓縮速率變化趨勢(shì)，使用不同函數(shù)類型擬合數(shù)值，發(fā)現(xiàn)用冪指數(shù)函數(shù)擬合相關(guān)性最好，且均方差較小，擬合效果最佳，以壓縮量u、壓縮速率v作為自變量描述其動(dòng)力學(xué)行為，動(dòng)力學(xué)方程可描述為：

式中：F為密封條支反力，單位N；u為壓縮量，單位mm；v為壓縮速率，單位mm/s；C，E_u，E_v為常數(shù)。

使用式（11）分別擬合車門頭道條、二道條不同速度下動(dòng)態(tài)壓縮密封條反力-壓縮量數(shù)值，得到C，E_u，E_v的值，擬合后的曲線如圖8 所示。頭道密封條動(dòng)態(tài)壓縮數(shù)值結(jié)果擬合得到C=0.003 1，E_u=3.22，E_v=0.256，所以頭道條動(dòng)態(tài)壓縮變形行為表達(dá)式為：

擬合二道密封條動(dòng)態(tài)壓縮變形-壓縮載荷數(shù)值結(jié)果得到C=0.013，E_u=3.18，E_v=0.11，因此，二道條動(dòng)態(tài)壓縮變形行為可描述為：

2 車門動(dòng)態(tài)關(guān)閉仿真及試驗(yàn)驗(yàn)證

2.1 車門動(dòng)態(tài)關(guān)閉有限元建模

根據(jù)車身和車門結(jié)構(gòu)幾何模型抽取中面，利用二維殼單元離散劃分網(wǎng)格，單元類型為三角形、四邊形混合網(wǎng)格，單元平均尺寸設(shè)置為5.4 mm?；趲缀芜B接信息建立部件間連接：使用RBE3-HEXARBE3 模擬膠粘和焊點(diǎn)連接，螺栓連接使用RBE2-CBAR-RBE2 建模。模型包括車身、車門鈑金、內(nèi)飾及車門上玻璃導(dǎo)軌、揚(yáng)聲器、電機(jī)、門鎖等附件，若車門附件沒用網(wǎng)格建模使用集中質(zhì)量單元替代，避免因質(zhì)量缺失對(duì)計(jì)算結(jié)果產(chǎn)生影響。為縮減計(jì)算規(guī)模截?cái)嗖糠周嚿磉M(jìn)行仿真分析，根據(jù)工程實(shí)踐：截?cái)嗝媾c車門距離應(yīng)當(dāng)超出400 mm，否則影響結(jié)果精度。車身截?cái)嗝嫣幑?jié)點(diǎn)約束1-6 自由度，為模擬車門關(guān)閉能繞車身側(cè)鉸鏈旋轉(zhuǎn)，鉸鏈應(yīng)釋放旋轉(zhuǎn)自由度。建立的車門動(dòng)態(tài)關(guān)閉模型及約束如圖9a所示。

圖9 車門動(dòng)態(tài)關(guān)閉仿真建模

密封條采用RBE3-CBUSH-RBE3簡(jiǎn)化建模連接車門內(nèi)板與車身側(cè)圍，如圖9b 所示。車門slam 仿真時(shí)CBUSH 彈簧單元能提供支撐剛度，彈簧壓縮支撐剛度模型如圖10 所示。彈簧剛度需考慮兩方面因素，一方面是密封條靜態(tài)壓縮載荷變形（簡(jiǎn)稱CLD），車門密封條靜態(tài)CLD 曲線如圖11 所示。另一方面是動(dòng)態(tài)壓縮排氣產(chǎn)生粘滯阻尼效應(yīng)，其特征形式根據(jù)式（11）確定。此外，為考慮密封條橡膠材料自身阻尼的影響，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)仿真將CBUSH 單元屬性阻尼設(shè)置為0.08。

圖10 密封條彈簧單元?jiǎng)偠饶Ｐ?/p>

2.2 動(dòng)態(tài)關(guān)閉過(guò)程仿真分析及鎖扣載荷試驗(yàn)對(duì)標(biāo)

基于2.1 節(jié)中搭建的車門動(dòng)態(tài)關(guān)閉有限元分析模型，使用nastran 瞬態(tài)分析求解器Sol 129 求解車門動(dòng)態(tài)關(guān)閉過(guò)程，計(jì)算出模型力、位移、速度和應(yīng)力響應(yīng)。企業(yè)在車門開閉耐久開發(fā)驗(yàn)證過(guò)程中一般采用的關(guān)閉速度為1.5 m/s，因此，仿真時(shí)車門遠(yuǎn)端初始速度v=1 500 mm/s，車門遠(yuǎn)端旋轉(zhuǎn)半徑r=937.11 mm，初始角速度ω=v/r=1 500/937.11=1.600 rad/s，此初始角速度作為nastran 計(jì)算車門動(dòng)態(tài)關(guān)閉初始條件的輸入，瞬態(tài)分析總時(shí)長(zhǎng)0.2 s，計(jì)算步長(zhǎng)0.001 s。分別計(jì)算密封條考慮和未考慮密封條動(dòng)態(tài)壓縮阻尼效應(yīng)對(duì)車門鎖點(diǎn)載荷響應(yīng)曲線的影響。

為驗(yàn)證仿真結(jié)果的有效性，根據(jù)車門開閉耐久驗(yàn)證試驗(yàn)規(guī)范設(shè)計(jì)了車門slam試驗(yàn)測(cè)試鎖點(diǎn)力響應(yīng)曲線。在車身端鎖鉤與門鎖嚙合點(diǎn)附近布置傳感器，為避免車門關(guān)閉門鎖機(jī)構(gòu)與車身端鎖扣嚙合撞壞傳感器，粘貼傳感器位置應(yīng)避開嚙合區(qū)但需盡最大限度貼近門鎖撞擊點(diǎn)，傳感器在鎖扣的位置如圖12a 所示，試驗(yàn)測(cè)試時(shí)粘貼的傳感器如圖12b所示。傳感器類型為單向應(yīng)變式傳感器，傳感器固定牢固后第1 步：進(jìn)行標(biāo)定試驗(yàn)得到應(yīng)變信號(hào)與鎖扣力對(duì)應(yīng)關(guān)系式，傳感器具體標(biāo)定過(guò)程不再贅述；第2 步：進(jìn)行初始關(guān)閉速度1.5 m/s 的車門slam 試驗(yàn)，采集記錄傳感器應(yīng)變響應(yīng)信號(hào)；第3 步：根據(jù)標(biāo)定的關(guān)系式將采集的應(yīng)變響應(yīng)信號(hào)處理變換得到力值響應(yīng)曲線。

車門關(guān)閉初始速度1.5 m/s，有限元仿真計(jì)算和物理試驗(yàn)測(cè)試得到的鎖點(diǎn)載荷動(dòng)態(tài)響應(yīng)曲線如圖13所示。由圖可知，仿真計(jì)算的鎖點(diǎn)載荷響應(yīng)曲線與測(cè)試曲線相位基本一致，鎖點(diǎn)沖擊載荷均在0.07 s左右出現(xiàn)最大值，此時(shí)車門運(yùn)動(dòng)至最低點(diǎn)，隨后車門反彈，在0.09 s 時(shí)刻反彈至最高點(diǎn)，這時(shí)反彈載荷達(dá)到峰值。但比較仿真的鎖點(diǎn)載荷瞬態(tài)響應(yīng)與測(cè)試力值動(dòng)態(tài)響應(yīng)容易發(fā)現(xiàn)：只考慮密封條靜態(tài)壓縮剛度計(jì)算的載荷響應(yīng)與試驗(yàn)響應(yīng)曲線偏差很大，最大沖擊力和反彈力約是測(cè)試值的2 倍，此外，反彈至最高點(diǎn)后0.09～0.20 s 時(shí)間段內(nèi)鎖點(diǎn)載荷未趨近平穩(wěn)仍在波動(dòng)，說(shuō)明關(guān)門剩余能量較多，車門需經(jīng)過(guò)多輪往復(fù)運(yùn)動(dòng)才能耗散未吸收的剩余能量；考慮密封條動(dòng)態(tài)壓縮腔內(nèi)空氣流動(dòng)粘滯阻尼效應(yīng)仿真的鎖點(diǎn)載荷響應(yīng)曲線與測(cè)試響應(yīng)相當(dāng)接近，反彈極值729 N，測(cè)試反彈最大載荷629 N，兩者誤差約15%，在工程可接受誤差范圍內(nèi)，0.09 s 時(shí)刻反彈至最高點(diǎn)后，車門往回運(yùn)動(dòng)載荷衰減，0.11 s 后車門運(yùn)動(dòng)幅度很小鎖點(diǎn)載荷趨近于平穩(wěn)，這與試驗(yàn)測(cè)試動(dòng)態(tài)響應(yīng)變化趨勢(shì)接近。

圖13 鎖扣載荷動(dòng)態(tài)響應(yīng)曲線仿真與試驗(yàn)對(duì)標(biāo)驗(yàn)證

仔細(xì)分析車門關(guān)閉過(guò)程，根據(jù)能量守恒原理，車門slam能量可表述為：

式中：Etotal為關(guān)門總能量；Eseal為密封條靜態(tài)壓縮吸收能量；Elatch為門鎖吸收能量；Echecklink為門限位器吸收能量；Esealcavity為密封條型腔空氣流出阻尼效應(yīng)吸收能量；Eresidual為剩余未被吸收能量。

車門關(guān)閉速度一定即關(guān)門總能量Etotal一定，若仿真時(shí)不考慮密封條動(dòng)態(tài)壓縮型腔內(nèi)空氣排出粘性阻尼效應(yīng)吸收的能量即Esealcavity=0，這樣必會(huì)導(dǎo)致式（14）中其他部分能量數(shù)值增大，而Eresidual剩余能量主要靠車門往復(fù)運(yùn)動(dòng)和自身材料阻尼耗散。因此，產(chǎn)生了圖13 中只考慮密封條靜態(tài)壓縮特性鎖點(diǎn)力值響應(yīng)曲線偏差大且多次震蕩未平穩(wěn)的現(xiàn)象。研究表明［5］，密封條空氣流動(dòng)阻尼效應(yīng)消耗的能量能達(dá)到關(guān)門總能量的11%。綜上所述，為提高車門slam 仿真精度，考慮密封條動(dòng)態(tài)空氣流動(dòng)阻尼效應(yīng)尤為關(guān)鍵。

3 車門slam疲勞損傷計(jì)算及試驗(yàn)驗(yàn)證

3.1 車門鈑金和焊點(diǎn)疲勞損傷計(jì)算比較

基于nastran 瞬態(tài)響應(yīng)分析求解器SOL 129 仿真計(jì)算車門初始關(guān)閉速度1.5 m/s動(dòng)態(tài)關(guān)閉過(guò)程，輸出車門鈑金應(yīng)力和焊點(diǎn)節(jié)點(diǎn)力瞬態(tài)響應(yīng)結(jié)果，然后使用專業(yè)疲勞仿真工具nCode Designlife 計(jì)算車門鈑金及焊點(diǎn)疲勞損傷和壽命。焊點(diǎn)損傷、壽命分析使用nCode 焊點(diǎn)疲勞求解器計(jì)算，點(diǎn)焊疲勞分析使用的應(yīng)力幅-疲勞壽命（S-N）曲線如圖14 所示。大量工程實(shí)踐顯示，車門slam載荷幅值范圍大，鈑金應(yīng)變變化范圍廣，結(jié)構(gòu)在彈性應(yīng)變和塑性應(yīng)變范圍內(nèi)均會(huì)造成損傷，相比彈性應(yīng)變部分損傷，塑性范圍內(nèi)低周疲勞部分的損傷更加關(guān)鍵［15］。因此，為提高計(jì)算精度鈑金疲勞分析選用E-N 法［16］，E-N 法疲勞計(jì)算需考慮平均應(yīng)力修正和彈塑性應(yīng)力修正，平均應(yīng)力修正方法選擇Smith-Watson-Topper（簡(jiǎn)稱SWT），彈塑性應(yīng)力修正選擇Neuber 法則。車門內(nèi)板材料為DC56D，其應(yīng)變幅-壽命（E-N）對(duì)應(yīng)關(guān)系曲線如圖15 所示。企業(yè)車門開閉耐久試驗(yàn)規(guī)范一般要求前車門要承受開關(guān)門10 萬(wàn)次以上的使用次數(shù)，且不發(fā)生疲勞開裂，因此，前門slam疲勞損傷計(jì)算循環(huán)數(shù)設(shè)為10萬(wàn)次。

圖14 焊點(diǎn)S-N曲線

圖15 車門內(nèi)板材料E-N曲線

車門slam關(guān)閉速度快，車門與車身及密封條間發(fā)生劇烈沖擊從而產(chǎn)生動(dòng)應(yīng)力響應(yīng)，動(dòng)應(yīng)力過(guò)高開閉循環(huán)可能導(dǎo)致結(jié)構(gòu)疲勞產(chǎn)生。鈑金與焊點(diǎn)疲勞損傷計(jì)算遵從Miner 法則， 累積損傷算法原理［17-18］為：

式中：D為總損傷；Ni為某一應(yīng)力輻△σ下的壽命；ni為某應(yīng)力幅下發(fā)生的循環(huán)次數(shù)。

根據(jù)Miner 損傷疊加原理計(jì)算的不考慮密封條排氣阻尼產(chǎn)生阻尼力時(shí)車門結(jié)構(gòu)疲勞損傷如圖16所示。由圖可知，鈑金和焊點(diǎn)損傷較大的區(qū)域在車門內(nèi)板左下角防撞梁與門內(nèi)板搭接處，該處鈑金最大損傷達(dá)到27.91，焊點(diǎn)損傷高達(dá)4.84，遠(yuǎn)大于1；內(nèi)板門鎖安裝區(qū)域損傷值也較高，達(dá)到1.57。工程上一般認(rèn)為損傷超出1 會(huì)有疲勞開裂風(fēng)險(xiǎn)，可見按此方法仿真計(jì)算的車門slam疲勞必有開裂風(fēng)險(xiǎn)。

圖16 不考慮密封條動(dòng)態(tài)壓縮效應(yīng)車門疲勞損傷計(jì)算結(jié)果

車門動(dòng)態(tài)關(guān)閉仿真考慮密封條動(dòng)態(tài)壓縮排氣孔粘滯阻尼力，循環(huán)10 萬(wàn)次計(jì)算的車門slam 內(nèi)板和焊點(diǎn)累積疲勞如圖17 所示。由圖可知，損傷較大區(qū)域與圖16 中分布一致，但總損傷值明顯減小，內(nèi)板與焊點(diǎn)最大損傷均為0.85，損傷值D未超過(guò)1，根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)判斷不會(huì)有開裂風(fēng)險(xiǎn)。

圖17 考慮密封條動(dòng)態(tài)壓縮效應(yīng)車門疲勞損傷計(jì)算結(jié)果

3.2 車門動(dòng)態(tài)開閉耐久試驗(yàn)驗(yàn)證

為進(jìn)一步驗(yàn)證疲勞仿真結(jié)果的有效性，以3.1節(jié)中車門slam疲勞仿真的同等條件進(jìn)行車門動(dòng)態(tài)開閉疲勞試驗(yàn)，初始關(guān)門速度1.5 m/s。循環(huán)次數(shù)10萬(wàn)次，試驗(yàn)測(cè)試完成后拆開門內(nèi)飾仔細(xì)觀察車門鈑金和焊點(diǎn)是否有疲勞開裂發(fā)生，拆解結(jié)果如圖18所示。車門slam 疲勞耐久試驗(yàn)結(jié)果表明：前門經(jīng)10萬(wàn)次開閉循環(huán)，鈑金和焊點(diǎn)均完好無(wú)損，疲勞計(jì)算的損傷較大區(qū)域未見焊點(diǎn)和鈑金開裂現(xiàn)象，試驗(yàn)結(jié)果與圖17 中結(jié)果高度吻合?？梢娫谲囬Tslam 仿真中考慮密封條氣孔排氣粘性阻尼效應(yīng)，此方法計(jì)算的結(jié)果可靠，精確度高。

圖18 車門動(dòng)態(tài)開閉疲勞耐久試驗(yàn)驗(yàn)證

4 結(jié)論

1）有限元仿真分析不同壓縮速率下車門密封條壓縮載荷與壓縮量變化規(guī)律，經(jīng)曲線擬合，結(jié)果顯示可用F=C×uE_u×vE_v冪指數(shù)關(guān)系式描述其動(dòng)態(tài)壓縮變形行為。

2）密封條壓縮型腔內(nèi)空氣通過(guò)排氣孔流出產(chǎn)生阻尼效應(yīng)，密封條支反力增大，車門slam動(dòng)態(tài)關(guān)閉仿真考慮密封條動(dòng)態(tài)壓縮阻尼效應(yīng)能有效減小鎖扣載荷，對(duì)比分析仿真與物理試驗(yàn)測(cè)試的車門動(dòng)態(tài)關(guān)閉過(guò)程鎖點(diǎn)力動(dòng)態(tài)響應(yīng)曲線，結(jié)果顯示：考慮密封條動(dòng)態(tài)壓縮動(dòng)力學(xué)行為的仿真結(jié)果與試驗(yàn)值偏差小，仿真精度高。

3）對(duì)比分析車門slam 疲勞耐久仿真與試驗(yàn)結(jié)果，研究表明：如果只考慮密封條靜態(tài)壓縮支撐剛度，車門動(dòng)態(tài)關(guān)閉疲勞損傷結(jié)果超標(biāo)，與車門耐久試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果不符；將密封條動(dòng)態(tài)壓縮動(dòng)力學(xué)行為考慮在內(nèi)，仿真計(jì)算的車門損傷與試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果高度吻合。還進(jìn)一步驗(yàn)證了密封條動(dòng)態(tài)壓縮阻尼效應(yīng)對(duì)車門slam仿真精度提升的重要意義。