曾維和， 茍黎剛， 張德彬， 任豪放， 張 俊， 廖慧紅

（吉利汽車(chē)研究院（寧波）有限公司，浙江，寧波 315336）

車(chē)門(mén)密封條一般由裝在門(mén)上的頭道條和車(chē)身側(cè)的二道條兩道密封條組成，其能填充車(chē)身與車(chē)門(mén)匹配時(shí)的間隙，可密封防止雨水通過(guò)間隙流入車(chē)內(nèi)，阻斷車(chē)外路噪、風(fēng)噪傳導(dǎo)至乘員艙內(nèi)提高整車(chē)NVH 性能；另一方面，車(chē)門(mén)動(dòng)態(tài)快速關(guān)閉（簡(jiǎn)稱(chēng)車(chē)門(mén)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(mén)一部分能量［1］，減少車(chē)門(mén)關(guān)閉瞬間門(mén)內(nèi)板與側(cè)圍碰撞沖擊對(duì)車(chē)門(mén)結(jié)構(gòu)的損傷，因此密封條對(duì)車(chē)門(mén)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(chē)主機(jī)廠工程師已經(jīng)就密封條對(duì)車(chē)門(mén)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(mén)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(chē)門(mén)靜態(tài)關(guān)閉力的作用［3-5］。張黎宏等［3］推導(dǎo)出車(chē)門(mén)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(chē)門(mén)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(mén)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(chē)公司SANKAR 等［6］在研究轎車(chē)行李廂蓋動(dòng)態(tài)開(kāi)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(mén)總動(dòng)能。車(chē)門(mén)關(guān)閉時(shí)先壓縮車(chē)門(mén)前部的密封條，擠壓密封條炮管內(nèi)空氣向車(chē)門(mén)后端未被壓縮的區(qū)域流動(dòng)，車(chē)門(mén)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(mén)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(mén)板結(jié)構(gòu)損傷。因此，車(chē)門(mén)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(chē)門(mén)動(dòng)態(tài)關(guān)閉仿真鎖扣載荷過(guò)大導(dǎo)致車(chē)門(mén)疲勞損傷與試驗(yàn)結(jié)果誤差大的問(wèn)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)開(kāi)閉耐久試驗(yàn)測(cè)試，車(chē)門(mén)順利通過(guò)10 萬(wàn)次開(kāi)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)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(chē)型前車(chē)門(mén)密封條為研究對(duì)象，車(chē)門(mén)與車(chē)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(chē)門(mén)內(nèi)板上，二道條鉗口夾持側(cè)圍鈑金安裝在車(chē)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)密封條軸向尺寸（長(zhǎng)度）夠大，車(chē)門(mén)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(wèn)題簡(jiǎn)化為平面應(yīng)變問(wèn)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(lèi)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?xún)?nèi)。Abaqus 平面應(yīng)變分析密實(shí)膠和海綿膠單元類(lèi)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(lèi)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(chē)門(mén)和車(chē)身側(cè)圍鈑金變形幾近于0，所以將車(chē)門(mén)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(chē)身鈑金緊貼、頭道條底部輪廓與車(chē)門(mén)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)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(lèi)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(chē)門(mén)slam 時(shí)關(guān)門(mén)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(chē)門(mén)密封條，得到車(chē)門(mén)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(mén)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(lèi)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)動(dòng)態(tài)關(guān)閉仿真及試驗(yàn)驗(yàn)證

2.1 車(chē)門(mén)動(dòng)態(tài)關(guān)閉有限元建模

根據(jù)車(chē)身和車(chē)門(mén)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(lèi)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(chē)身、車(chē)門(mén)鈑金、內(nèi)飾及車(chē)門(mén)上玻璃導(dǎo)軌、揚(yáng)聲器、電機(jī)、門(mén)鎖等附件，若車(chē)門(mén)附件沒(méi)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?chē)身進(jìn)行仿真分析，根據(jù)工程實(shí)踐：截?cái)嗝媾c車(chē)門(mén)距離應(yīng)當(dāng)超出400 mm，否則影響結(jié)果精度。車(chē)身截?cái)嗝嫣幑?jié)點(diǎn)約束1-6 自由度，為模擬車(chē)門(mén)關(guān)閉能繞車(chē)身側(cè)鉸鏈旋轉(zhuǎn)，鉸鏈應(yīng)釋放旋轉(zhuǎn)自由度。建立的車(chē)門(mén)動(dòng)態(tài)關(guān)閉模型及約束如圖9a所示。

圖9 車(chē)門(mén)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(chē)門(mén)內(nèi)板與車(chē)身側(cè)圍，如圖9b 所示。車(chē)門(mén)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(chēng)CLD），車(chē)門(mén)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)開(kāi)閉耐久開(kāi)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(chē)門(mén)遠(yuǎn)端初始速度v=1 500 mm/s，車(chē)門(mén)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)開(kāi)閉耐久驗(yàn)證試驗(yàn)規(guī)范設(shè)計(jì)了車(chē)門(mén)slam試驗(yàn)測(cè)試鎖點(diǎn)力響應(yīng)曲線。在車(chē)身端鎖鉤與門(mén)鎖嚙合點(diǎn)附近布置傳感器，為避免車(chē)門(mén)關(guān)閉門(mén)鎖機(jī)構(gòu)與車(chē)身端鎖扣嚙合撞壞傳感器，粘貼傳感器位置應(yīng)避開(kāi)嚙合區(qū)但需盡最大限度貼近門(mén)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(lèi)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)運(yùn)動(dòng)至最低點(diǎn)，隨后車(chē)門(mén)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(mén)剩余能量較多，車(chē)門(mén)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(chē)門(mén)往回運(yùn)動(dòng)載荷衰減，0.11 s 后車(chē)門(mén)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(chē)門(mén)關(guān)閉過(guò)程，根據(jù)能量守恒原理，車(chē)門(mén)slam能量可表述為：

式中：Etotal為關(guān)門(mén)總能量；Eseal為密封條靜態(tài)壓縮吸收能量；Elatch為門(mén)鎖吸收能量；Echecklink為門(mén)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(chē)門(mén)關(guān)閉速度一定即關(guān)門(mén)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(chē)門(mén)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(mén)總能量的11%。綜上所述，為提高車(chē)門(mén)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(chē)門(mén)slam疲勞損傷計(jì)算及試驗(yàn)驗(yàn)證

3.1 車(chē)門(mén)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(chē)門(mén)初始關(guān)閉速度1.5 m/s動(dòng)態(tài)關(guān)閉過(guò)程，輸出車(chē)門(mén)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(zhuān)業(yè)疲勞仿真工具nCode Designlife 計(jì)算車(chē)門(mén)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(chē)門(mén)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(chēng)SWT），彈塑性應(yīng)力修正選擇Neuber 法則。車(chē)門(mén)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(chē)門(mén)開(kāi)閉耐久試驗(yàn)規(guī)范一般要求前車(chē)門(mén)要承受開(kāi)關(guān)門(mén)10 萬(wàn)次以上的使用次數(shù)，且不發(fā)生疲勞開(kāi)裂，因此，前門(mén)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(chē)門(mén)內(nèi)板材料E-N曲線

車(chē)門(mén)slam關(guān)閉速度快，車(chē)門(mén)與車(chē)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(kāi)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)內(nèi)板左下角防撞梁與門(mén)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(mén)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(kāi)裂風(fēng)險(xiǎn)，可見(jiàn)按此方法仿真計(jì)算的車(chē)門(mén)slam疲勞必有開(kāi)裂風(fēng)險(xiǎn)。

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

車(chē)門(mén)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(chē)門(mén)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(kāi)裂風(fēng)險(xiǎn)。

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

3.2 車(chē)門(mén)動(dòng)態(tài)開(kāi)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(chē)門(mén)slam疲勞仿真的同等條件進(jìn)行車(chē)門(mén)動(dòng)態(tài)開(kāi)閉疲勞試驗(yàn)，初始關(guān)門(mén)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(kāi)門(mén)內(nèi)飾仔細(xì)觀察車(chē)門(mén)鈑金和焊點(diǎn)是否有疲勞開(kāi)裂發(fā)生，拆解結(jié)果如圖18所示。車(chē)門(mén)slam 疲勞耐久試驗(yàn)結(jié)果表明：前門(mén)經(jīng)10萬(wàn)次開(kāi)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(jiàn)焊點(diǎn)和鈑金開(kāi)裂現(xiàn)象，試驗(yàn)結(jié)果與圖17 中結(jié)果高度吻合?？梢?jiàn)在車(chē)門(mén)slam 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(chē)門(mén)動(dòng)態(tài)開(kāi)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)動(dòng)態(tài)關(guān)閉疲勞損傷結(jié)果超標(biāo)，與車(chē)門(mén)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(chē)門(mén)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(chē)門(mén)slam仿真精度提升的重要意義。