汽車后備箱蓋性能計算及開關過程仿真分析

王聰 葛文杰 陸龍海 許善燎 黃晶

（1.上汽通用汽車有限公司武漢分公司；2.泛亞汽車技術中心有限公司）

鉸鏈和扭桿組成的平衡系統是目前一種常用的三廂車后備箱蓋開關結構，具有結構簡單、空間小、價格低等優點。它通過扭桿轉動一定角度提供的驅動力矩，在重力矩和摩擦力矩的共同作用下，一同控制后備箱蓋的開啟關閉過程，而非直驅式鉸鏈在扭桿和鉸鏈間有一根中間桿，使得驅動力矩能夠平穩地施加在后備箱蓋上，擁有更好的后備箱蓋開關性能。目前由于后備箱蓋開關過程中受力情況復雜，難以通過理論計算精確模擬后蓋開關的運動狀態，往往依據經驗沿用標桿車設計，導致實車后備箱蓋開關性能和設計差別大，出現了不平順、速度快、無法開啟到頂等問題，最終只能通過反復調整設計來解決，從而增加了開發周期和成本。文章為了能夠在設計初期就模擬實車狀態，進行了相應的研究，通過建立理論模型，準確計算后備箱蓋的受力情況并通過微積分的方法計算任意時間、任意位置的運動速度，并開發了基于Excel的后備箱蓋計算優化程序。

1 汽車后備箱蓋開關過程計算

1.1 考慮摩擦的四連桿力學模型計算

圖1 示出后備箱蓋系統。從圖1可以看出，扭桿、中間桿和鉸鏈組成的平衡系統可以看作為一個四連桿力學模型。

圖1 汽車后備箱蓋系統示意圖

圖2示出汽車后備箱蓋四連桿系統模型。從圖2可以看出，扭桿的轉軸A點和鉸鏈的轉軸D點為四連桿的2個固定軸心，C點和D點為中間桿的2個端點[1]。

圖2 汽車后備箱為四連桿系統模型示意圖

根據輸入桿的驅動扭矩，考慮摩擦，進行受力分析，可以得到輸出桿的扭矩[2]，如式（1）所示。

式中：M——輸出扭矩，N·m；

M扭——輸入扭矩，N·m；

La——輸入桿長度，m；

Lb——輸出桿長度，m；

x——摩擦引起的輸入桿長度變化，m；

y——摩擦引起的輸出桿長度變化，m；

β——某轉動角度下輸入軸和中間軸的夾角，（°）；

c——某轉動角度下輸出軸和中間軸的夾角，（°）；

σ——摩擦引起的中間軸角度變化，（°）。

同時可以得到輸出合力在CD向的分力，如式（2）所示。

式中：F——輸出力，N；

F軸——輸出力的軸向分力，N。

1.2 后備箱蓋系統受力模型計算

對后備箱蓋系統進行受力分析，建立后備箱蓋系統模型[3]，如圖3所示。

圖3 汽車后備箱系統受力模型示意圖

根據受力模型，計算后備箱蓋系統受到的重力扭矩、摩擦扭矩，如式（3）及式（4）所示，進而計算后備箱蓋系統開啟和關閉過程中某角度下的合扭矩[4]，如式（5）和（6）所示。

式中：MG——某轉動角度下后備箱蓋重力提供的扭矩，N·m；

Mf——某轉動角度下摩擦提供的扭矩，N·m；

M開——后備箱蓋開啟時某轉動角度下后備箱蓋受到的合扭矩，N·m；

M關——后備箱蓋關閉時某轉動角度下后備箱蓋受到的合扭矩，N·m；

m——后備箱蓋質量，kg；

g——重力加速度，g=9.8 m/s2；

Ls——質心到轉軸的距離，m；

μ——當量摩擦因數；

r——鉸鏈轉軸的半徑，m；

λ——后備箱蓋質心向心線和輸出軸的夾角，（°）。

1.3 后備箱蓋系統開啟速度計算

1.3.1 后備箱蓋某角度下的角加速度計算

計算后備箱蓋某角度下的角加速度，如式（7）所示。

式中：ω——某轉動角度下后備箱蓋角加速度，rad/s2；

J——后備箱蓋系統的轉動慣量，kg·m2。

1.3.2 后備箱蓋某角度下的時刻和速度計算

根據微積分的原理，將后備箱蓋開啟的整個過程分成n份等同的弧度，某份弧度經過時間的計算，如式（8）所示。后備箱蓋運行到某份弧度的速度的計算，如式（9）所示。后備箱蓋運行到某份弧度的時刻計算，如式（10）所示。

式中：Vi——某份弧度的初始速度，m/s；

Lh——轉軸到手開啟點的距離，m；

ti——某份弧度經過的時間，s；

ωi——后備箱蓋運行到某份弧度的角加速度，（°）/s2；

S——后備箱蓋轉動總弧度值，（°）；

Ti——后備箱蓋運行到某份弧度的時刻，s。

顯然，后備箱系統的初始速度為0，先根據式（8）計算第1份弧度的經過時間，再根據式（9）計算第1份弧度的最終速度，即第2份弧度的最初速度，再根據式（10）計算第1份弧度的最終時刻，即第2份弧度的最初時刻，循環以上計算，直到第n份結束計算。

2 后備箱蓋開關過程的仿真分析及驗證

2.1 計算程序建立

文章在理論研究的基礎上，運用Excel的編程和公式功能，開發一種汽車后備箱蓋開關過程的計算程序。通過此程序，對后備箱蓋的開關性能進行前期計算分析[5]。

2.2 開發界面

開發界面包含輸入參數部分和輸出數據部分，輸入參數部分主要包括汽車后備箱蓋系統輸入參數，如表1所示。后備箱蓋系統關閉狀態位置輸入參數，如表2所示。汽車后備箱蓋鉸鏈輸入參數，如表3所示。

表1 汽車后備箱蓋系統輸入參數表

表2 汽車后備箱蓋系統關閉狀態位置輸入參數表 mm

表3 汽車后備箱蓋鉸鏈輸入參數表

2.3 仿真分析

2.3.1 力值仿真分析

模擬仿真后備箱蓋系統開啟關閉過程中的力值曲線，如圖4所示。

圖4 汽車后備箱蓋開關過程力值曲線圖

從圖4不僅可以看出后備箱蓋開啟關閉過程的受力情況，讓設計人員在前期就能了解后備箱蓋的開啟關閉情況，而且可以看出一些關鍵參數，如初始開啟力和初始關閉力，這些參數都是衡量后備箱蓋性能和顧客操作舒適度的重要指標。

2.3.2 速度仿真分析

模擬仿真后備箱蓋系統開啟過程中的時刻-速度曲線，如圖5所示。

圖5 汽車后備箱蓋開啟過程時刻-速度曲線圖

從圖5可以看出后備箱蓋的開啟時間、最大速度以及速度變化情況，這些參數都是衡量后備箱蓋開啟的顧客感知舒適度的重要指標。

2.4 驗證

為了對分析結果進行驗證，通過測力計測量了后備箱蓋的初始關閉力，通過錄制視頻的方式測量了后備箱蓋開啟到頂的時間。實測后備箱初始關閉力為20.7 N，后備箱蓋開啟到頂的時間為1.37 s，實測值和仿真結果匹配得較好。

3 結論

文章建立了精確的汽車后備箱蓋系統理論模型，并在此理論研究的基礎上，運用Excel的編程和公式功能，開發了一種汽車后備箱蓋開關過程的計算工具，可以在僅基于設計輸入的情況下計算后備箱蓋開關過程中的力值和速度。在此基礎上，以某三廂車的后備箱蓋為研究對象，在開發階段運用該工具對后備箱蓋的受力情況和開啟時間等各項性能指標進行預測。結果表明，后備箱蓋的各項指標均能滿足目標值，說明了設計的可行性。同時，在汽車生產后，對后備箱蓋各項性能指標進行實際測量，計算結果和實際測量結果相近，說明了計算工具的正確性，實現的設計一次性正確。所以，在前期設計階段，通過運用該工具，可以很好地預測后備箱蓋的開關性能，從而減少了后續的設計更改，縮短了開發周期和降低了成本。