張黎宏 董超 郭曉青

（1.一汽轎車(chē)股份有限公司奔騰開(kāi)發(fā)院，長(zhǎng)春 130012；2.中國(guó)第一汽車(chē)股份有限公司研發(fā)總院，長(zhǎng)春 130013）

主題詞：靜態(tài)關(guān)閉力 密封條反力 壓縮載荷

1 前言

車(chē)門(mén)關(guān)閉的舒適性是車(chē)輛靜態(tài)商品性評(píng)價(jià)的重要評(píng)分項(xiàng)，車(chē)門(mén)關(guān)閉困難問(wèn)題是用戶(hù)的主要抱怨點(diǎn)，逐漸被越來(lái)越多的車(chē)企重視。目前，關(guān)于車(chē)門(mén)關(guān)閉舒適性的研究[1]很多，但都是從能量角度出發(fā)進(jìn)行推理計(jì)算，方法復(fù)雜，且實(shí)車(chē)驗(yàn)證受限于設(shè)備、操作要求高等問(wèn)題，不易掌握和實(shí)際應(yīng)用。

本文著重從密封條反力角度出發(fā)總結(jié)其簡(jiǎn)化計(jì)算方法，建立了車(chē)門(mén)靜態(tài)關(guān)閉力的計(jì)算模型，并結(jié)合某車(chē)型出現(xiàn)的關(guān)門(mén)力大、車(chē)門(mén)關(guān)閉困難問(wèn)題，從設(shè)計(jì)和生產(chǎn)兩個(gè)方向優(yōu)化密封條反力，改善車(chē)門(mén)靜態(tài)關(guān)閉力，實(shí)現(xiàn)車(chē)門(mén)關(guān)閉輕便的目標(biāo)。

2 靜態(tài)關(guān)閉力理論分析

車(chē)門(mén)靜態(tài)關(guān)閉力指門(mén)鎖開(kāi)始嚙合前，在門(mén)鎖嚙合點(diǎn)對(duì)應(yīng)的車(chē)門(mén)外板處垂直于車(chē)門(mén)施加的使車(chē)門(mén)能夠關(guān)閉的最小外力。

關(guān)門(mén)時(shí)重力勢(shì)能釋放、限位器彈力釋放、鉸鏈和限位器旋轉(zhuǎn)摩擦阻力以及空氣阻力不影響靜態(tài)關(guān)閉力[2]。靜態(tài)關(guān)閉力Fj為：

式中，F(xiàn)mf為密封條反力，由門(mén)洞密封條反力和車(chē)門(mén)密封條反力組成；Fs為門(mén)鎖鎖止力；Fh為緩沖塊和門(mén)燈開(kāi)關(guān)反力。

2.1 靜態(tài)關(guān)閉力的計(jì)算方法

2.1.1 門(mén)洞密封條反力

密封條會(huì)因自身壓縮變形產(chǎn)生反力，如圖1所示，取100 mm長(zhǎng)密封條逐漸壓縮變形，其產(chǎn)生的反力稱(chēng)為壓縮載荷，繪制壓縮載荷隨壓縮量的變化曲線(xiàn)，如圖2所示。門(mén)洞密封條在理論壓縮量為d0時(shí)，其壓縮載荷為Fm，則單位長(zhǎng)度密封條的反力為F=Fm/100，設(shè)門(mén)洞密封條的長(zhǎng)度為lm，將密封條按單位長(zhǎng)度分成N段，則N=lm/(1 mm)，其中第x段密封條到鉸鏈軸的距離為L(zhǎng)x，如圖3所示，則門(mén)洞密封條對(duì)鉸鏈軸線(xiàn)的力矩Emd為[3]：

圖1 壓縮載荷分析和測(cè)量方法

圖2 門(mén)洞密封條壓縮載荷曲線(xiàn)示意

圖3 門(mén)洞密封條力矩分析

設(shè)門(mén)鎖與門(mén)鉸鏈的距離為L(zhǎng)s，可得到門(mén)洞密封條在門(mén)鎖位置產(chǎn)生的反力Fmd為：

也可簡(jiǎn)化計(jì)算，找到門(mén)洞密封條的質(zhì)心[4]和質(zhì)心處力臂Lcmd，則密封條反力為：

2.1.2 車(chē)門(mén)密封條反力

由于車(chē)門(mén)密封條不同位置的口型和壓縮狀態(tài)不同，對(duì)應(yīng)的壓縮載荷也有所差異，所以將車(chē)門(mén)密封條按不同壓縮載荷狀態(tài)分為窗框側(cè)、鉸鏈側(cè)、門(mén)檻側(cè)、門(mén)鎖側(cè)分別計(jì)算，如圖4所示。

圖4 車(chē)門(mén)密封條反力分析

分別確定各區(qū)段車(chē)門(mén)密封條長(zhǎng)度、壓縮載荷，設(shè)窗框側(cè)、鉸鏈側(cè)、門(mén)檻側(cè)、門(mén)鎖側(cè)長(zhǎng)度分別為lA、lB、lC、lD，按單位長(zhǎng)度分別分成H、I、J、K段。根據(jù)理論壓縮量時(shí)的壓縮載荷獲得單位長(zhǎng)度的密封條反力分別為FA、FB、FC、FD，各區(qū)段力臂分別為L(zhǎng)h、Li、Lj、Lk，采用分段積分再累加的方法，可計(jì)算出車(chē)門(mén)密封條對(duì)鉸鏈軸線(xiàn)的力矩Ecm為：

近似認(rèn)為反力方向?yàn)閅向，車(chē)門(mén)密封條在門(mén)鎖位置產(chǎn)生的反力Fcm為：

也可簡(jiǎn)化計(jì)算，分別找到每段車(chē)門(mén)密封條的質(zhì)心和質(zhì)心處力臂LcA、LcB、LcC、LcD，則車(chē)門(mén)密封條反力為：

密封條在鉸鏈側(cè)和門(mén)檻側(cè)力臂小、長(zhǎng)度短，關(guān)門(mén)力影響較小，窗框側(cè)和門(mén)鎖側(cè)是影響車(chē)門(mén)密封條反力的主要區(qū)段。

門(mén)洞密封條和車(chē)門(mén)密封條在門(mén)鎖位置產(chǎn)生的反力合力為：

2.1.3 門(mén)鎖鎖止力、緩沖塊和門(mén)燈開(kāi)關(guān)反力

門(mén)鎖鎖止力Fs由門(mén)鎖結(jié)構(gòu)決定，通常為定值；緩沖塊和門(mén)燈開(kāi)關(guān)反力Fh由其自身壓縮載荷決定，各車(chē)型結(jié)構(gòu)差異不大，通常Fh約為20 N。

2.2 主要影響因素分析

門(mén)鎖鎖止力、緩沖塊反力均較小，門(mén)燈開(kāi)關(guān)并非所有車(chē)型均配置且力較小，以上3個(gè)力之和通常占車(chē)門(mén)靜態(tài)關(guān)閉力的20%～25%。因此，車(chē)門(mén)靜態(tài)關(guān)閉力主要由密封條反力決定。

密封條反力主要由密封條自身的壓縮特征和壓縮量決定。壓縮特征取決于密封條截面設(shè)計(jì)及材料壓縮性能，即壓縮載荷曲線(xiàn)（Compression Load Deflection，CLD曲線(xiàn)），密封條的壓縮量取決于車(chē)門(mén)與側(cè)圍之間的配合間隙[5]。

2.2.1 密封條自身的壓縮載荷特征

理想的密封條壓縮載荷如圖5所示，可分為3個(gè)區(qū)段：A區(qū)段密封條與鈑金剛接觸，密封條反力逐漸增加；B區(qū)段密封條曲線(xiàn)趨于平緩，壓縮載荷隨壓縮量變化而減小，通常理論壓縮量設(shè)置在該區(qū)段中間位置，同時(shí)希望該區(qū)段越長(zhǎng)越好；C區(qū)段壓縮量增加，載荷急劇增大，應(yīng)避免在裝配極限偏差下進(jìn)入此區(qū)段。

圖5 理想的密封條壓縮載荷

合理的密封斷面設(shè)計(jì)，可以使密封條在壓縮位置壓縮載荷曲線(xiàn)走勢(shì)平緩，減小密封條反力隨壓縮量的變化，通常采取如下措施：

a.根據(jù)不同的壓縮位置設(shè)計(jì)合理的密封條斷面口型。如圖6所示，不同位置下相同斷面口型密封條的壓縮狀態(tài)不同，需要合理設(shè)計(jì)斷面形狀、壓潰槽，如圖7所示。

圖6 密封條口型及不同位置壓縮狀態(tài)

圖7 壓潰槽

b.選取合理的密封條材料和泡形壁厚、密度，以保證密封，同時(shí)實(shí)現(xiàn)低力值。

c.泡形與密封間隙及壓縮量的合理匹配。密封間隙不宜過(guò)小，理論壓縮量d0時(shí)壓縮載荷F0相同，密封間隙小使密封條對(duì)壓縮量變化更加敏感，對(duì)應(yīng)壓縮載荷圖曲線(xiàn)斜率大，如圖8所示。所以合理的間隙值設(shè)定，可以增加間隙容差性，使曲線(xiàn)平緩，力隨密封間隙（壓縮量）變化小。

圖8 密封間隙及壓縮量的合理匹配

d.接角、泡管的影響。接角有密實(shí)膠和海綿膠兩種形式，如圖9所示：海綿膠接角表面易產(chǎn)生小孔，對(duì)工藝要求高，與兩側(cè)擠出口型過(guò)度平順且壓縮載荷?。幻軐?shí)膠接角表面細(xì)膩，工藝簡(jiǎn)單，但壓縮載荷大，通常比海綿膠接角大1倍左右，車(chē)門(mén)的后側(cè)接角對(duì)關(guān)門(mén)力影響更大；對(duì)于門(mén)洞密封條，拐角處如不采用接角可能出現(xiàn)褶皺，此時(shí)需要在相應(yīng)位置的泡形中插入泡管以避免褶皺，從而明顯提高密封條壓縮載荷，尤其是車(chē)門(mén)的后側(cè)遠(yuǎn)角處，如圖10所示。

圖9 接角形式

圖10 密封條泡管

e.排氣孔影響。如圖11所示，排氣孔的排布密度及孔徑尺寸直接影響密封條泡形的反力，同時(shí)其位置要保證泡形達(dá)到最大壓縮量時(shí)排氣孔不被堵塞。通常，排氣孔直徑為2.5～4.0 mm，間距為90～120 mm，彎角處更密集。在工藝制作時(shí)，常因密封條打孔不到位，導(dǎo)致局部排氣孔堵塞或半堵塞而影響車(chē)門(mén)關(guān)閉力。

圖11 密封條排氣孔

2.2.2 密封條的制造和工藝偏差

密封條制造過(guò)程中生產(chǎn)設(shè)備、參數(shù)，各階段的處理時(shí)間、溫度，存放環(huán)境等都會(huì)影響密封條的實(shí)際壓縮載荷，尤其接角位置受制造過(guò)程人為因素影響較大。通過(guò)加強(qiáng)制造和工藝控制，如嚴(yán)控?cái)D壓速度、硫化時(shí)間、硫化溫度、規(guī)范操作流程、定期點(diǎn)檢生產(chǎn)設(shè)備等，減小壓縮載荷的極限偏差，從而減小實(shí)際密封條反力范圍。

2.2.3 密封條的實(shí)際壓縮狀態(tài)

2.2.3.1 密封間隙影響

密封條的實(shí)際壓縮量取決于密封間隙即車(chē)門(mén)與側(cè)圍的配合間隙。實(shí)際的密封間隙（見(jiàn)圖12）受車(chē)身與車(chē)門(mén)的制造精度、車(chē)門(mén)的裝配誤差直接影響。

圖12 實(shí)車(chē)密封間隙狀態(tài)示意

車(chē)身與車(chē)門(mén)的制造精度對(duì)關(guān)閉力的影響主要體現(xiàn)在車(chē)門(mén)安裝鉸鏈面精度及門(mén)洞區(qū)域的配合面精度上。車(chē)門(mén)鉸鏈安裝面變形可能導(dǎo)致車(chē)門(mén)整體向Y向內(nèi)側(cè)偏移；門(mén)洞區(qū)域，車(chē)身棱線(xiàn)或車(chē)門(mén)門(mén)框變形都有可能直接導(dǎo)致車(chē)門(mén)與車(chē)身之間的間隙變小。

車(chē)門(mén)的裝配誤差對(duì)關(guān)閉力的影響主要體現(xiàn)在車(chē)門(mén)與車(chē)身的面差上。車(chē)門(mén)整體相對(duì)于車(chē)身，如果向內(nèi)偏差過(guò)多，則車(chē)門(mén)與車(chē)身之間的間隙將明顯減小，關(guān)門(mén)阻力顯著增加。

在焊裝過(guò)程中，通過(guò)調(diào)節(jié)鉸鏈保證外觀面差，此時(shí)側(cè)圍和車(chē)門(mén)的焊裝精度、鉸鏈和車(chē)門(mén)的裝配都會(huì)對(duì)密封間隙造成影響；總裝時(shí)，通過(guò)調(diào)整鎖環(huán)位置保證外觀面差，門(mén)鎖、鎖環(huán)裝配調(diào)整也將影響密封間隙?？梢?jiàn)實(shí)際的焊裝和裝配偏差對(duì)影響密封條實(shí)際壓縮量影響很大。

2.2.3.2 密封條實(shí)際裝配

密封條，尤其是門(mén)洞密封條，受拉伸和擠壓時(shí)長(zhǎng)度會(huì)產(chǎn)生變化。安裝時(shí)可能出現(xiàn)密封條不同位置局部受拉伸或擠壓，總長(zhǎng)度與側(cè)位止口仍能匹配，但密封條反力將有差異。同樣對(duì)于車(chē)門(mén)密封條，卡口的位置偏差也易造成不同位置裝配后受拉伸或擠壓，影響密封條反力。實(shí)際裝車(chē)狀態(tài)如圖13所示。

圖13 密封條的實(shí)際裝車(chē)狀態(tài)示意

3 某車(chē)型車(chē)門(mén)靜態(tài)關(guān)閉力改善

某車(chē)型實(shí)際裝車(chē)中出現(xiàn)車(chē)門(mén)關(guān)閉困難的問(wèn)題，部分車(chē)需要大力度施力多次才能關(guān)閉。

3.1 原因分析

3.1.1 理論計(jì)算

根據(jù)該車(chē)型密封條初期壓縮載荷，按2.3.1節(jié)計(jì)算方法可得到車(chē)門(mén)密封條和門(mén)洞密封條在門(mén)鎖處的反力，如表1、表2所示。

密封條壓縮載荷偏差是由密封條自身的制造產(chǎn)生的，密封間隙偏差是在車(chē)輛焊裝和裝配調(diào)整時(shí)產(chǎn)生的，兩個(gè)公差之間相互獨(dú)立，可利用均方根法計(jì)算密封條最大合力Fmax：

式中，F(xiàn)gmax為壓縮載荷最大公差最大時(shí)的密封條反力；Fymax為密封間隙偏差導(dǎo)致壓縮量最大時(shí)的密封條反力。

表1 某車(chē)型前門(mén)密封條反力

表2 某車(chē)型后門(mén)密封條反力

計(jì)算可得該車(chē)前門(mén)密封條最大反力為295.3 N，考慮門(mén)鎖靜態(tài)鎖止力＜30 N和門(mén)燈開(kāi)關(guān)、車(chē)門(mén)緩沖塊提供約20 N反力，前門(mén)靜態(tài)關(guān)閉力理論值為241.4 N，最大值為345.3 N。同理，計(jì)算得到后門(mén)靜態(tài)關(guān)閉力理論值為183.4 N，最大值為269.4 N。

以上計(jì)算未考慮門(mén)洞密封條泡管的影響，同時(shí)，車(chē)門(mén)密封條接角為密實(shí)膠，比發(fā)泡膠反力大，實(shí)際反力應(yīng)比計(jì)算值大。

3.1.2 實(shí)車(chē)測(cè)量

測(cè)量實(shí)車(chē)靜態(tài)關(guān)閉力，前門(mén)關(guān)閉力普遍在270～380 N范圍內(nèi)，后門(mén)在200～320 N范圍內(nèi)。

檢查實(shí)車(chē)狀態(tài)：門(mén)鎖嚙合無(wú)異常掛卡，緩沖塊、門(mén)燈開(kāi)關(guān)壓縮狀態(tài)良好。拆除密封條進(jìn)行測(cè)量，即僅安裝門(mén)鎖和緩沖塊、門(mén)燈開(kāi)關(guān)，車(chē)門(mén)關(guān)閉力為52～54 N。拆除門(mén)鎖和緩沖塊、門(mén)燈開(kāi)關(guān)后，測(cè)量密封條反力：

a.調(diào)整車(chē)門(mén)，使前、后門(mén)和側(cè)圍外表面符合間隙及面差要求，測(cè)量實(shí)車(chē)密封條反力，前門(mén)在220～330 N范圍內(nèi)，后門(mén)在150～270 N范圍內(nèi)。

測(cè)量側(cè)圍止口與車(chē)門(mén)密封面間隙，如圖14和表3所示，局部已經(jīng)超差，造成密封條過(guò)壓縮增大關(guān)門(mén)力。

圖14 密封間隙實(shí)測(cè)位置

b.調(diào)整車(chē)門(mén)，使側(cè)圍止口與車(chē)門(mén)密封面內(nèi)間隙符合門(mén)洞密封的間隙公差要求，則門(mén)洞密封條在設(shè)計(jì)壓縮范圍內(nèi)；對(duì)于車(chē)門(mén)密封條，由于密封間隙不便測(cè)量，車(chē)門(mén)已經(jīng)調(diào)整至門(mén)洞密封間隙符合要求，可以近似認(rèn)為車(chē)門(mén)密封間隙沒(méi)有大的偏差。

同時(shí)分別對(duì)門(mén)洞密封條、車(chē)門(mén)密封條進(jìn)行分段測(cè)量，結(jié)果如表4所示。

表3 密封間隙實(shí)測(cè)數(shù)據(jù) mm

表4 密封條分段測(cè)量結(jié)果 N

通過(guò)以上數(shù)據(jù)可以發(fā)現(xiàn)：在保證密封間隙的前提下，密封條實(shí)際力分布趨勢(shì)符合設(shè)計(jì)要求，各區(qū)段沒(méi)有明顯異常干涉或擠死等不合理狀態(tài)；門(mén)洞密封條泡管對(duì)前、后門(mén)關(guān)閉力影響均在25 N左右。

進(jìn)一步調(diào)整車(chē)門(mén)，通過(guò)調(diào)整密封間隙獲得不同狀態(tài)靜態(tài)關(guān)閉力進(jìn)行評(píng)價(jià)，當(dāng)前門(mén)靜態(tài)關(guān)閉力小于230 N、后門(mén)靜態(tài)關(guān)閉力小于180 N時(shí)，經(jīng)感官評(píng)價(jià)車(chē)門(mén)關(guān)閉效果良好，確定靜態(tài)關(guān)閉力目標(biāo)值。

綜上，按3.1.1節(jié)理論分析，在理論密封條壓縮載荷下基本能夠保證靜態(tài)關(guān)閉力目標(biāo)值，但在極限偏差下無(wú)法滿(mǎn)足，密封條設(shè)計(jì)壓縮載荷大是造成車(chē)門(mén)關(guān)閉困難的因素之一。

按3.1.2節(jié)實(shí)車(chē)測(cè)量結(jié)果對(duì)比，該車(chē)局部密封間隙超差，導(dǎo)致密封條處于過(guò)壓位置是造成車(chē)門(mén)關(guān)閉困難的另一個(gè)因素。

3.2 改善措施

3.2.1 調(diào)整理論值

降低密封條的壓縮載荷，確保理論計(jì)算極限偏差下密封條反力仍能實(shí)現(xiàn)目標(biāo)靜態(tài)關(guān)閉力。

3.2.1.1 密封條調(diào)整理論壓縮載荷的措施

a.降低密封條整體力值。通過(guò)CAE模擬和標(biāo)桿車(chē)對(duì)標(biāo)測(cè)量，決定將密封條整體硬度將發(fā)泡密度由原0.7 g/mm3降低為0.6 g/mm3，以減小反力。

b.減小密封條壓縮載荷的公差范圍。零件的實(shí)際載荷貼近上偏差，使得實(shí)際反力較大，尤其在門(mén)鎖側(cè)由于力臂較大，壓縮載荷對(duì)反力影響很大。通過(guò)加強(qiáng)密封條制造和工藝控制要求，降低最大允許偏差值，可以降低密封條極限力值，改善前、后壓縮載荷，如圖15所示。

圖15 車(chē)門(mén)密封條壓縮載荷公差優(yōu)化

c.優(yōu)化斷面。車(chē)門(mén)密封條為X+Y斷面，有2種斷面口型、4種不同密封壓縮狀態(tài)（見(jiàn)圖4），窗框側(cè)為X斷面，鉸鏈側(cè)、門(mén)檻側(cè)和門(mén)鎖側(cè)均為Y斷面。根據(jù)斷面受力分析，Y斷面的3種壓縮狀態(tài)斷面形狀、壓潰槽位置合理，X斷面不僅泡形部分提供壓縮載荷，上擋水唇邊提供的反力也較大。通過(guò)優(yōu)化上窗框側(cè)密封斷面，減小上擋水唇邊料厚并增加壓潰槽，保證密封、擋水的同時(shí)降低壓縮載荷，如圖16所示。

圖16 車(chē)門(mén)密封條斷面優(yōu)化

調(diào)整門(mén)洞密封條發(fā)泡部分口型，泡高為10.5 mm，壓縮量為4.3 mm，將壓縮量調(diào)整為泡高的1/3即3.5 mm更為合理，如圖17所示。

同時(shí)，根據(jù)CAE斷面受力分析泡形壓縮變形特點(diǎn)，優(yōu)化壓潰槽位置，如圖18所示。

圖17 門(mén)洞密封條壓縮量?jī)?yōu)化

圖18 門(mén)洞密封條斷面優(yōu)化

通過(guò)以上措施，密封條壓縮載荷曲線(xiàn)優(yōu)化后如圖19所示。

通過(guò)優(yōu)化車(chē)門(mén)密封條壓縮載荷，理論上可使該車(chē)型車(chē)門(mén)密封條反力降低12%～20%、最大反力降低28%～40%。

圖19 優(yōu)化后密封條壓縮載荷曲線(xiàn)

通過(guò)優(yōu)化門(mén)洞密封條壓縮載荷，可使該車(chē)型門(mén)洞密封條反力降低40%、最大反力降低40%。

d.加強(qiáng)裝配控制，增加標(biāo)記點(diǎn)，優(yōu)化裝配順序。首先進(jìn)行角部裝配，避免出現(xiàn)褶皺，保證角部位置配合，從而取消內(nèi)部泡管結(jié)構(gòu)，根據(jù)測(cè)量結(jié)果可降低約25 N，占門(mén)洞密封條總關(guān)閉力的15%～20%。

3.2.1.2 密封條改進(jìn)后關(guān)閉力計(jì)算

根據(jù)改進(jìn)后的壓縮載荷，可得優(yōu)化后密封條反力，如表5、表6所示。

根據(jù)式（9）可計(jì)算出前門(mén)密封條合力最大為185.5 N，考慮門(mén)鎖靜態(tài)鎖止力＜30 N，門(mén)燈開(kāi)關(guān)和車(chē)門(mén)緩沖塊提供約20 N反力，則該車(chē)前門(mén)靜態(tài)關(guān)閉力理論值為187.2 N，最大值為235.5 N，后門(mén)靜態(tài)關(guān)閉力理論值為138 N，最大值為173 N。理論計(jì)算靜態(tài)關(guān)閉力基本達(dá)成目標(biāo)。

表5 前門(mén)密封條優(yōu)化后反力

表6 后門(mén)密封條優(yōu)化后反力

3.2.2 保證實(shí)際壓縮狀態(tài)

3.2.2.1 加強(qiáng)裝配和焊接精度控制

車(chē)門(mén)與側(cè)圍的密封間隙直接影響密封條壓縮量，根據(jù)實(shí)車(chē)測(cè)量，車(chē)門(mén)密封間隙局部已超差，且車(chē)輛狀態(tài)不一致，程度不一，部分車(chē)輛超差嚴(yán)重，使關(guān)門(mén)力明顯增大。

統(tǒng)計(jì)發(fā)現(xiàn)，后門(mén)鉸鏈處后門(mén)內(nèi)間隙普遍偏下差，前門(mén)保證面差時(shí)造成前門(mén)鎖環(huán)處內(nèi)間隙普遍偏小，密封條壓縮量過(guò)大，導(dǎo)致實(shí)際關(guān)門(mén)力大。如圖20所示，先調(diào)整后門(mén)鎖環(huán)保證后門(mén)與側(cè)圍面差，再以后門(mén)為基準(zhǔn)調(diào)整前門(mén)鎖環(huán)，確保前門(mén)與后門(mén)面差，加之鉸鏈裝配偏差和鈑金焊接偏差導(dǎo)致的后門(mén)鉸鏈位置偏差，會(huì)在前門(mén)門(mén)鎖側(cè)積累公差，對(duì)前門(mén)門(mén)鎖側(cè)的密封間隙影響較大；另外門(mén)鎖側(cè)力臂大，對(duì)密封條反力影響很大，進(jìn)而增大關(guān)門(mén)力。

圖20 車(chē)門(mén)裝配調(diào)整示意

通過(guò)加強(qiáng)焊裝精度控制，保證各裝配孔、安裝平面精度，加強(qiáng)側(cè)圍止口焊接變形控制，以及調(diào)整鉸鏈裝配，避免后門(mén)鉸鏈位置側(cè)圍型面與止口面出現(xiàn)下差，保證焊裝完成裝配白車(chē)門(mén)時(shí)密封的間隙。同時(shí)，加強(qiáng)總裝裝配精度控制，調(diào)整鎖環(huán)保證車(chē)門(mén)面差時(shí)同樣盡量避免下差，保證密封間隙在公差允許范圍內(nèi)，避免密封條過(guò)壓縮。在裝配鎖環(huán)時(shí)注意Z向調(diào)整，避免刮擦鎖環(huán)。

3.2.2.2 改善與理論狀態(tài)的差異

調(diào)整前、后門(mén)面差狀態(tài)，對(duì)比后門(mén)開(kāi)啟和關(guān)閉狀態(tài)下的前門(mén)關(guān)閉力，如表7所示。

表7 車(chē)門(mén)閉合力隨前、后門(mén)面差變化測(cè)量數(shù)據(jù)

后門(mén)開(kāi)關(guān)狀態(tài)不同，前門(mén)關(guān)閉力差異較大，尤其是在過(guò)壓狀態(tài)，后門(mén)能對(duì)前門(mén)造成影響的只有前、后門(mén)窗框縫隙之間膠條和后門(mén)前框縫隙密遮擋條，如圖21所示，該遮擋條理論壓縮為0.8 mm，開(kāi)放結(jié)構(gòu)反力應(yīng)很小，而裝車(chē)后該處受制造裝配精度、預(yù)折彎影響同時(shí)考慮1.5 mm允許公差的過(guò)壓，實(shí)際干涉量過(guò)大，使反力激增。

改進(jìn)調(diào)整口型使理論間隙達(dá)到1.2 mm并將密實(shí)膠改為發(fā)泡結(jié)構(gòu)。同時(shí)，密封條前門(mén)上角處粘接壓敏膠后，厚度增加，導(dǎo)致反力增加，因此取消壓敏膠，改為卡釘-塑料片結(jié)構(gòu)同時(shí)優(yōu)化唇邊，降低裝車(chē)干涉風(fēng)險(xiǎn)，如圖22所示。

3.2.3 改善效果

對(duì)改進(jìn)后的實(shí)車(chē)進(jìn)行測(cè)量，調(diào)整車(chē)門(mén)保證外觀間隙，測(cè)量側(cè)圍止口與車(chē)門(mén)密封面內(nèi)間隙，結(jié)果符合門(mén)洞密封的間隙公差要求，如表8所示，測(cè)量實(shí)車(chē)密封條反力結(jié)果如表9所示，密封條反力已經(jīng)明顯降低。

圖21 后門(mén)前框縫隙遮擋條

圖22 遮擋條優(yōu)化方案

表8 改進(jìn)后實(shí)測(cè)密封間隙 mm

改進(jìn)后，前、后門(mén)密封反力分別降低138 N和82.2 N，其中優(yōu)化壓縮載荷貢獻(xiàn)40%，優(yōu)化泡管提供18%，優(yōu)化實(shí)車(chē)匹配狀態(tài)貢獻(xiàn)42%。

改善后實(shí)車(chē)車(chē)門(mén)能夠達(dá)到理論設(shè)計(jì)狀態(tài)，車(chē)門(mén)靜態(tài)關(guān)閉力合理，達(dá)到車(chē)門(mén)靜態(tài)關(guān)門(mén)力前門(mén)230 N、后門(mén)180 N目標(biāo)。車(chē)門(mén)靜態(tài)關(guān)閉力降低，關(guān)閉時(shí)能量損耗減少，后車(chē)門(mén)最小關(guān)閉速度達(dá)到半密封≤0.7 m/s、全密封≤1.0 m/s，主觀評(píng)價(jià)普遍關(guān)門(mén)輕松，關(guān)門(mén)手感較優(yōu)。

4 結(jié)束語(yǔ)

在設(shè)計(jì)初期，根據(jù)密封反力簡(jiǎn)化計(jì)算模型設(shè)計(jì)合理的密封條壓縮載荷，可有效控制車(chē)門(mén)靜態(tài)關(guān)閉力，能夠大幅減小后期實(shí)車(chē)調(diào)整的工作量。

裝配偏差不可避免，合理的密封間隙和密封斷面，可以增加間隙的容差性，弱化裝配公差對(duì)密封條反力的影響。

實(shí)車(chē)出現(xiàn)車(chē)門(mén)關(guān)閉力大問(wèn)題時(shí)，通過(guò)實(shí)車(chē)分段排查和理論實(shí)際對(duì)比分析，有助于找到問(wèn)題的主要原因。

通常，提高鉸鏈安裝面精度要求，提高門(mén)鎖側(cè)的門(mén)洞止口焊接精度和密封間隙公差要求，能夠有效控制實(shí)車(chē)靜態(tài)關(guān)閉力。