微客滑移門系統的設計與運動學仿真

江蘇大學機械工程學院 江蘇鎮江 212013

1 研究背景

微客因成本低廉、用途廣泛而越來越受到消費者的關注。用于微客的滑移門，因為增加車門開度、車門開啟時占用外部空間較小等優點深受廣大用戶和車企的喜愛［1-2］。在設計車輛滑移門系統運動機構時，不僅要考慮車門的造型和車載空間的大小，還要考慮車門平順性和使用壽命的要求。滑移門系統的運動平順性是最能反映滑移門設計和制造質量的關鍵性指標，直接影響使用者對于整車的感受［3］。

近年來，關于滑移門的設計和仿真分析已經在逐步完善中。由文獻［4］可知滑移門相對于旋轉車門的優點及其結構原理。趙云梅等［5］針對滑移門導軌室的結構，對導軌室的設計要點及工藝性進行了研究。李乃鵬等［6］根據某微型面包車的斷面圖，討論了上、中、下導軌空間布置的方法和注意事項。然而，針對滑移門系統，從結構設計到性能分析驗證這一過程，國內外均較少有全面系統研究的文獻。筆者以某微客車型為實例，進行了滑移門系統運動機構的設計和運動學性能的分析研究，通過總結和分析，可以使滑移門系統設計的開發周期縮短，開發成本降低。

2 滑移門運動系統

滑移門系統的構件主要包括門板、導軌、鉸鏈、限位器、緩沖裝置、內外手柄、鎖體等［7］。滑移門的整個開閉過程是靠鉸鏈中的滾輪在導軌中進行滾動來完成的，因此，筆者重點對滑移門運動構件導軌、鉸鏈、限位器的設計進行介紹。為了避免滑移門在開閉過程中，車門與立柱、后側圍等固定件產生干涉，需要在結構設計之前，確定滑移門導軌的軌跡線。

2.1 導軌軌跡

滑移門導軌軌跡分為兩個階段，第一階段是車門為了避開滑移門后側立柱（C柱）和后側圍而向車身外后側方向移動，第二階段是車門沿Y方向平移運動直至車門的最大開度。第一階段的軌跡與Y方向成一定的角度，控制車門向外后側平移。為了更好地避開C柱，中導軌前段與Y方向的夾角取60°，上、下導軌前段與Y方向的夾角取30°。第二階段的軌跡與車身后側圍造型面平行，滑軌的終點由車門的開度決定。為了避免車門內飾板在車門開啟時與后側圍產生干涉，還需要確定三根導軌的起點與導軌后端的Y方向距離，取上導軌起點與后端的Y方向距離為98 mm，中導軌為78 mm，下導軌為112 mm。

根據以上設計要求，可以得出中、下導軌的軌跡線，以及上導軌軌跡所在的平面，再通過運動仿真得出上導軌的軌跡線。圖1所示滑移門導軌軌跡線是通過運動模擬得出的，模擬結果可以避免車門在運動過程中出現卡滯的現象。

2.2 導軌結構

根據導軌軌跡線，完成導軌斷面的設計，并將導軌斷面沿軌跡線掃掠，即可完成導軌的結構設計。

上導軌以焊接方式固定在車身上，上導軌截面結構如圖2所示。

中導軌通過螺栓固定連接在后側圍的腰部位置。中導軌的截面結構如圖3所示，可以提供鉸鏈滾輪的滑動空間。為了車身的美觀，通常會為中導軌設計專門的裝飾板。

下導軌位于中門的門檻位置，分為上、下滑槽兩個部分。上滑槽焊接在中門踏步上，提供鉸鏈Y方向滾輪的滑動空間。下滑槽焊接在白車身上，鉸鏈Z方向滾輪在其表面滾動。

下導軌的截面結構如圖4所示。

2.3 鉸鏈結構

上鉸鏈只有一個X方向運動的滾輪，不需要起到承重作用，因此結構通常較為簡單。上鉸鏈采用整體式結構，其優點在于結構簡單，并且能保證上鉸鏈在導軌中運動平穩。上鉸鏈結構與導軌如圖5所示。

中、下鉸鏈中有X和Z兩個方向運動的滾輪，X方向設置兩個滾輪，在Z方向滾輪過彎時起導向作用。中、下鉸鏈均采用鉸接式結構，其優點是能夠較好地控制車門走向，在保證車門運動平順的同時，又能起到降低車門運動噪聲的作用。圖6和圖7所示分別為中、下鉸鏈與導軌結構。

設計鉸鏈時，懸臂長度直接影響鉸鏈的剛度，懸臂的長度越長，鉸鏈的剛度越差，滑移門下垂的可能性也就越大。上鉸鏈懸臂的長度為100 mm，中鉸鏈懸臂的長度為56 mm，下鉸鏈懸臂的長度為163 mm。

為了避免滾輪與導軌之間碰撞并產生異響，要確定合適的鉸鏈滾輪與導軌之間的配合間隙。鉸鏈的X方向滾輪與導軌之間的配合間隙單邊取0.1 mm，中、下鉸鏈的Z方向滾輪在運動過程中會產生變形，因此在設計時，Z方向滾輪與導軌需要留有1 mm的干涉量。

2.4 限位器結構

滑移門的限位器可以分為兩類：開門限位器和關門限位器，以下主要介紹開門限位器的結構設計。開門限位器是防止滑移門在打開的情況下，車門不會自動關閉的裝置。筆者采用的是一種可拆卸式開門限位器，其結構如圖8所示。開門限位器通過螺栓連接的方式固定于下踏步上。當滑移門打開時，下鉸鏈滾輪下壓彈簧片凸臺，使彈簧片給予鉸鏈一個反向的推力，從而對車門起到限位的作用，同時反向推力的大小可以通過彈簧片凸臺的高低來調節。

3 多體動力學模型

基于ADAMS/View軟件對滑移門系統進行動力學仿真分析，建立滑移門的多體動力學模型。根據滑移門系統在真實運動時各構件之間的運動關系，建立適當的約束［8-9］，見表 1。

表1 模型約束

根據靜摩擦因數表，選取滾輪與導軌之間的靜摩擦因數為0.15。根據動摩擦因數表，選取滾輪與導軌之間的動摩擦因數為0.05。在滾輪與導軌之間的接觸約束中添加相應的摩擦力。

▲圖1 滑移門導軌軌跡線

▲圖2 上導軌截面結構

▲圖3 中導軌截面結構

▲圖4 下導軌截面結構

▲圖5 上鉸鏈結構與導軌

▲圖6 中鉸鏈結構與導軌

▲圖7 下鉸鏈結構與導軌

▲圖8 開門限位器結構

模擬滑移門從關閉到開啟至最大開度的時間要小于2.5 s，在滑移門的手柄位置處添加分別指向X、Y、Z方向的三分量力作為驅動，其中一個分量是沿Y方向的恒力，即為指向車門開啟方向的拉力，大小為27 N；另一個分量是沿X方向的恒力，即為指向車門外側的拉力，大小為8 N，保證車門能夠在2.5 s內完成開啟過程。仿真結果中滑移門從關閉到完全開啟需要的時間為 2.3 s。

4 運動平順性分析

通過后處理模塊中的數據處理功能，可以得到滾輪在導軌運動時的受力情況。以滾輪在導軌中受力的大小和方向變化來評估車門的運動平順性。

4.1 上鉸鏈滾輪

如圖9所示，上鉸鏈滾輪主要承受導軌施加的X方向載荷，起到側向的導向作用。車門剛開啟時，受到一個向外的拉力，滾輪受到的載荷有一個突變的現象。隨著車門的開啟，滾輪上受到的載荷趨于平緩。從圖9中可以看出，上鉸鏈滾輪的載荷始終為正向載荷，說明滾輪始終沿導軌的外側運動。

▲圖9 上鉸鏈滾輪載荷變化曲線

4.2 中鉸鏈滾輪

中鉸鏈X方向滾輪1的載荷變化曲線如圖10所示，可以看出X方向滾輪1主要起到X方向的導向作用，除了在車門開啟的瞬間載荷出現突變以外，載荷均沒有產生較大的變化，并且始終為正向載荷，說明滾輪1始終沿著導軌的外側運動。

▲圖10 中鉸鏈X方向滾輪1載荷變化曲線

中鉸鏈X方向滾輪2的載荷變化曲線如圖11所示，可以看出X方向滾輪2主要起到X方向的導向作用，變化趨勢基本與滾輪1相同，但始終為負向載荷，說明滾輪2始終沿著導軌的內側運動。

▲圖11 中鉸鏈X方向滾輪2載荷變化曲線

中鉸鏈Z方向滾輪的載荷變化曲線如圖12所示，可以看出Z方向滾輪主要起到Z方向的支撐作用，除了車門開啟瞬間，其Z方向載荷的變化范圍均較小，基本穩定在100～250 N之間，均方根值為149.4 N，滾輪運動較為平穩。

▲圖12 中鉸鏈Z方向滾輪載荷變化曲線

4.3 下鉸鏈滾輪

下鉸鏈X方向滾輪1的載荷變化曲線如圖13所示，可以看出X方向滾輪1主要起到X方向的導向作用，除了在車門開啟的瞬間，載荷均沒有產生較大的變化，并且始終為負向載荷，說明滾輪1始終沿著導軌的內側運動。

▲圖13 下鉸鏈X方向滾輪1載荷變化曲線

下鉸鏈X方向滾輪2的載荷變化曲線如圖14所示，可以看出X方向滾輪2主要起到X方向的導向作用，除了在車門開啟的瞬間，載荷均沒有產生較大的變化，并且始終為負向載荷，說明滾輪2始終沿著導軌的內側運動。

▲圖14 下鉸鏈X方向滾輪2載荷變化曲線

下鉸鏈Z方向滾輪的載荷變化曲線如圖15所示，可以看出Z方向滾輪主要起到Z方向的支撐作用，除了車門開啟的瞬間，其Z方向載荷的變化范圍均較小，基本穩定在0～550 N之間，均方根值為181.9 N，滾輪運動較為平穩。

▲圖15 下鉸鏈Z方向滾輪載荷變化曲線

4.4 分析結果

由以上各滾輪載荷變化曲線，可得滾輪所受載荷情況的對比，見表2～表3。

表2 鉸鏈X方向滾輪載荷對比 N

表3 鉸鏈Z方向滾輪載荷對比 N

由表2可知，上導軌承受的X方向載荷最大，最大值為158.2 N；中導軌X方向滾輪1和滾輪2所受的X方向載荷大小基本相同；下導軌X方向滾輪1和滾輪2所受的X方向載荷大小比較接近。由表3可知，中、下鉸鏈滾輪承受的Z方向載荷的均方根值大小之和為331.3 N，基本等同于車門自身的重力，下鉸鏈的Z方向滾輪承受的載荷更大。

綜上所述，各鉸鏈滾輪所受載荷均沒有出現較大的突變，且受力方向基本沒有變化，說明滑移門系統在整個運動過程中運動平順性較好。

5 NVH性能分析

滑移門系統的NVH性能指滑移門在運動過程中的噪聲、振動、聲振粗糙度［10-11］，筆者僅對其噪聲進行分析和研究。滑移門系統中產生噪聲的原因有兩個方面，一個是上、中、下鉸鏈的滾輪在導軌中滾動時由于摩擦產生的噪聲，另一個是滑移門系統的車門由于振動產生的噪聲。筆者在分析時只考慮車門內、外板由于振動產生的振動噪聲，這可以通過考察車門運動過程中的振動加速度變化來體現。

如圖16所示，車門質心加速度始終位于1～3 m/s2之間，加速度峰值出現在車門運動初期，這是因為滾輪在導軌中需要轉向，使車門的運動加速度產生較大的變化。滾輪在導軌中沿Y方向平移運動時，車門的質心加速度值較為穩定，沒有發生較大的突變。

考察車門質心的加速度來體現車門的NVH性能，計算|amin-aaverage|/aaverage和|amax-aaverage|/aaverage，根據相關要求，這兩個數值要小于30%［12］。由表4可以看出，車門的質心加速度變化符合要求，即車門內、外板的振動特性符合要求，NVH性能良好。

▲圖16 車門質心加速度變化曲線

表4 車門質心加速度結果分析

6 總結

筆者以某微客車型滑移門系統為例，對滑移門系統的設計方法和動力學仿真分析進行了研究。詳細介紹了滑移門系統中相關運動構件的設計方法，包括導軌軌跡、導軌結構、鉸鏈結構、限位器結構，構建了滑移門運動系統的三維模型。

通過對滑移門系統進行動力學仿真，分析鉸鏈滾輪所受載荷的變化情況和車門質心的振動加速度變化情況，考察滑移門的運動平順性和NVH性能，驗證了滑移門的設計方法合理可行。這一研究為滑移門系統的開發提供了參考。