某車型側門關門能量優化

朱建華，李瑞榮，劉晶

(上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西柳州 545000)

0 引言

汽車側門的開關門感知質量是整車感知質量的重要組成部分。顧客在選購汽車時，都會打開和關閉汽車側門，所以側門的開關門感知質量是顧客早期就能感受到的感知質量。汽車側門開關門感知質量主要包括擋位力感知質量、關門力感知質量和關門聲音品質感知質量。擋位力感知質量是指側門解鎖后，把側門從接近0°(文中指3°)打開到最大角度，再關閉到接近0°(未上鎖)整個過程的感知質量。關門力感知質量是指接近0°時，側門是否好關閉(使側門完全上鎖)的感知質量。關門聲音品質感知質量是指側門關閉時，所發出聲音是否悅耳的感知質量。顧客通過感知開關門過程，來初步判斷目標車型是否高檔，質量是否可靠，而這個初步判斷是一個很重要的“第一印象”，對顧客的認知和選購影響很大。

關門力感知質量和關門聲音品質感知質量兩者并不是完全獨立、互不影響的。因為有了關門力，才會有側門與側圍的碰撞，而這個碰撞就是一個初始激勵，導致側門發出聲音，但發出什么樣的聲音，不僅與激勵有關，還與側門的具體結構有關。一般來說，關門力越小，關門聲音響度越小，引起的顫振、雜音、延時也越小，顧客的感知質量越好[1]，所以降低關門力，不僅讓顧客感覺關門輕便，提高關門力感知質量，還能提高關門聲音品質感知質量，因此降低關門力對提高開關門感知質量有重要意義。

目前主流的評價關門力的指標為最小關門速度(簡稱關門速度或關閉速度，單位m/s)和最小關門能量(簡稱關門能量，單位J)，兩者的關系如下：

(1)

式中：E為關門能量；J為側門的轉動慣量；v為關門速度；R為關門速度v對應的轉動半徑。兩個評價指標各有優缺點：關門速度指標測量方便，便于在線質量監控，但不便用于深入分析研究；關門能量便于拆分分配和研究，但測量繁瑣(側門轉動慣量J難以獲得)。

綜上所述及結合具體問題，本文作者采用關門能量為分析指標(即文中所述“關門力”等同于“關門能量”)，對某車型的關門力進行優化。

1 問題來源及描述

該車型在項目開發后期及量產初期，科室經理、部門總監及公司領導均反饋前、后側門難關。該車型量產1年后，售后反饋前、后側門難關，約引起85%的顧客抱怨。

1.1 顧客感知質量調研

顧客的主觀感受是感知質量研究的最根本目的和最高評價指標。顧客感知質量調研的目的，就是獲得真實的顧客主觀感受信息，并找到顧客感受與關門能量之間的關系。顧客感知質量的調研，是一個非常復雜、系統、長期的過程，考慮到可行性，本文作者進行了一個小范圍的顧客感知質量調研，形式為打分。

(1)調研對象：從同事中挑選12人，且體現性別、身高、體重的差異。

(2)調研車型：從市場上主流的SUV車型中挑選(優化對象為SUV)，且有檔次、價位的差異。

(3)采用5分制：1分為非常不滿意、2分為不滿意、3分為一般、4分為滿意、5分為非常滿意。

(4)同一批人，對同一批車進行兩輪打分。

調研的原始數據如表1、表2所示。

表1 第一輪顧客評分 分

表2 第2輪顧客評分 分

通過對兩輪評分值的分析，發現顧客蒙××和劉××兩輪的評分值差異較大(大于15%)，說明兩位顧客評分值的重復性差，為“噪點”數據，予以剔除。

匯總所有車型的評分均值及對應側門的關門能量，如表3所示。

根據各車型的評分和關門能量，擬合出關門能量與顧客滿意度的關系模型為

y=-0.029 6x2+0.059 7x+3.983 9

(2)

擬合度R2=0.959 1，如圖1所示。

表3 平均評分和關門能量

圖1 關門能量與顧客滿意度關系模型

通過顧客調研，可得出如下結論。

(1)該車型的顧客評分為1.6分，介于非常不滿意和不滿意之間，表明某車型的側門難關問題確實存在。

(2)根據擬合出的關門能量與顧客滿意度的關系模型，若要達到3分的顧客評分(顧客感知一般)，關門能量應小于6.86 J；若要達到3.5分的顧客評分(顧客感知介于一般和滿意之間)，關門能量應小于5.17 J。

1.2 該車型的關門力分析

隨機在線抽取30臺該車型車，每臺車4個側門，共120個樣本，測量其關門能量，如圖2所示。

由統計數據發現：該車型的關門能量均值為8.28 J，有20%超過10 J。

綜上所述，根據顧客調研和大樣本數據采集，顧客對該車型的關門能量感知質量評分很低，關門能量很大，問題確實存在。

圖2 該車型關門能量統計

2 優化改進目標的確定

選擇廠內主打的4款車型為對象(每種車型選5臺)，測量其關門能量，與該車型(重新選5臺)進行均值對比，如圖3所示。

圖3 前、后側門關門能量對比

根據測量數據，廠內4款車型的關門能量均值：前門4.12 J，后門5.57 J。

綜合上文所述的顧客感知質量調研和廠內車型關門能量分析，綜合考慮目標的實現難度，確定該車型的關門能量優化目標為：前門由7.3 J減小到5.17 J(減小2.13 J)，后門由7.04 J減小到5.57 J(減小1.47 J)，同時顧客感知質量評分大于3分。

3 優化方案的確定

3.1 優化對象的確定

影響關門能量的因素主要有：整車氣阻耗能、主/次密封條耗能、車門抬升量耗能、鉸鏈系統耗能、門鎖系統耗能和限位器系統耗能[2]。

其中：

(1)整車氣阻耗能占關門能量的30%以上，主要影響因素為整車內腔體積和整車氣體泄漏量，對于量產車型，這兩個值無法改變，故可排除在優化范圍之外。

(2)主/次密封條耗能占關門能量的25%左右，主要影響因素為壓縮量(單位mm)和壓縮力[3](簡稱CLD，單位N/102mm)，可通過改變膠條的截面尺寸進行優化，周期費用也在可接受范圍。同時，對比廠內車型的密封條壓縮量和CLD數據如表4所示。該車型的前/后門的主/次密封的壓縮量在5個車型中，屬于較小值，不具備優化空間；該車型的前/后門主密封CLD在5個車型中，屬于較大值，具有優化空間；該車型的前/后門次密封CLD在5個車型中，屬于較小值，不具備優化空間。因此，該車型的前/后門主密封的CLD可確定為潛在優化目標。

表4 廠內車型密封條設計參數對比

(3)車門抬升量耗能占關門能量20%左右，一般都為負數(即車門抬升量為側門的關閉提供助力)，主要影響因素為鉸鏈軸線的內傾、外傾角[單位：(°)，內外傾角越大越好，但一般不超過3°]和側門質心位置。對于已量產的該車型來說，側門質心位置已不可變；而鉸鏈軸線的內外傾角可通過改變鉸鏈尺寸進行優化，周期費用可接受；同時，對比廠內車型的鉸鏈傾角數據如表5所示。該車型的前門內傾角在5個車型中屬于較高水平，不具備優化空間，前門后傾角在5個車型中，屬于較小值，但考慮到后傾角對車門抬升量的影響很小，且容易造成與周邊零件干涉，認為它不具備優化空間；該車型后門的內傾角在5個車型中，屬于較小值，具備優化空間，后門后傾角不考慮。因此，該車型的后門抬升量可確定為潛在優化目標。

表5 廠內車型鉸鏈傾角對比

(4)鉸鏈系統耗能占關門能量不到5%，可排除在優化范圍以外。

(5)門鎖系統耗能占關門能量10%左右，主要影響因素為鎖內部的彈簧力，因該車型的鎖為借用件，且與整車安全相關，所以將門鎖系統排除在優化范圍以外。

(6)限位器系統耗能占關門能量不到5%，可排除在優化范圍以外。

3.2 優化方案的確定

對于前、后門主密封的CLD，主要影響因素為膠條泡子的壁厚和減力槽數量，該車型的前后主密封條的截面一樣，每根膠條的截面有兩種，如圖4所示。

圖4 前后門主密封膠條截面

基于強度和耐磨性要求，膠條的壁厚必須大于1 mm。目前該車型前后門主密封膠條的截面1壁厚為2.2 mm，截面2壁厚為1.8 mm，所以制定優化方案如表6所示。

表6 優化方案匯總

同時考慮膠條的密封防水防塵性，經過普氏分析，為截面1選定方案4、截面2選定方案2。通過CAE仿真分析，優化后前門密封系統耗能可減小1.75 J，后門密封系統耗能可減小1.3 J。

對于后門的內傾角優化，通過改變上、下鉸鏈的車身側懸臂長度來實現，同時需要考慮開關門的運動間隙，且內傾角要小于3°，根據這些條件，通過普氏分析[4]，確定后門鉸鏈傾角由1.0°改為2.2°(具體措施為上鉸鏈車身側的懸臂長度由49 mm減小到40.8 mm，下鉸鏈車身側的懸臂長度由45 mm增大到47.1 mm)。通過UG的虛擬仿真分析，此時車門抬升耗能可減小1.4 J。

將上述方案相結合，前門關門力預計可減小1.75 J，后門可減小2.7 J，前門略差于目標，后門遠優于目標，但考慮整車氣阻耗能的相應減小(關門速度降低會導致整車氣阻耗能減小)，之前定的優化目標仍有可能實現。

4 優化方案的驗證

根據確定的優化方案，制造樣件：5套前門主密封條、5套后門主密封條、5套后門上/下鉸鏈總成，裝配后產生5臺樣車，測量關門能量如表7所示，前門的關門能量均值為4.397 J，后門的關門能量均值為3.409 J。由此可知，優化方案可使關門力大幅度減小。

表7 樣車關門能量 J

5 結論

優化方案正式實施后，量產1個月，隨機抽測5臺車，前門關門能量均值為4.31 J，后門關門能量均值為3.33 J，再次進行顧客感知質量調研，平均評分為3.712 分，原定的優化目標已實現。