车门部件结构设计.doc

第八章 车门部件构造设计§8-1 概 述车门是汽车车身的重要部件之一，它不仅为司乘人员上下车提供以便的条件，并且与整车动力性（空气动力性）、舒服性（风流噪声、密封等）和使用性能（启动以便灵活）等有着密切的关系，同步对整车造型起着协调作用，并直接影响车身外形的美观。一、车门的构造型式分类现代汽车的车门构造型式诸多，一般可按下述几种方式进行分类：1按运动形式，分为： 旋转式 平移式拉门、外摆式车门（外移门）等。 2按构造，分为：·无骨架式车门由内外两部分冲压钣件组焊而成，大部分司机门、 折叠门均采用此构造；·有骨架式车门内外蒙皮焊接在骨架上外摆式乘客门。3按门叶的数目，分为：·单叶式（单扇门）如司机门、安全门、单叶乘客门等；·双叶式乘客门·四叶式四叶式折叠门（两叶一组），重要用于都市客车。 各类车型的驾驶员用门，货车及轿车车门多为旋转式，开门方向可以向前（顺开），或往后（逆开）。顺开门在行车时较为安全。平移门（外移门）重要用于客车的乘客门。4按有无运动轨道，分为： 有轨式、无轨式二、对车门设计的规定1具有必要的开度，并能使车门停在最大开度上，以保证上、下车方 便；2安全可靠。关闭时能锁住，行车或撞车时不会自动打开；3开关以便，操纵以便升降玻璃，锁止等，或在低气压下（0.3MPa） 也能启动灵活;4.具有良好的密封性波及密封胶条特性、设计精度、间隙大小、配 合精度等；5具有足够的刚度，不易变形下沉，行车时不振响；6制造工艺好，易于冲压成形，便于安装附件和维护调节；7.外形上与整车协调；8操纵机构必须易于接近，便于调节保养。§8-2 外摆式车门设计近年来，随着客车技术的发展和造型技术的进步，以及对客车乘坐舒服性规定的不断提高，在长途和旅游客车上，外摆式车门逐渐替代了老式的折叠式车门。相对于折叠式车门，外摆式车门具有如下长处：1.开度大，保证上下车以便；2.具有良好的密封性，且密封简朴；3.开关以便、机灵，操纵以便；4.刚性较好、不易变形下沉, 行车时不易产生振动噪声；5.外形与整车协调, 无凹陷, 行车时空气阻力小, 造型美观；6.制造工艺好，便于冲压成型。一、外摆门的设计规定外摆门设计除了要满足客车车门设计的一般规定外，还须满足如下规定：启闭灵活、平稳，开关速度适中，接近关闭时应缓冲，行驶中能有效锁止；乘客门可由驾驶员、售票员单独控制或共同控制，但必须设有表达乘客门所处状态的信号装置； 在也许夹住乘客的乘客门边沿，应在其每扇门的全长上安装宽度至少为mm的橡胶密封条； 除都市客车外，其他客车都应安装门锁； 车门所用的密封胶条应无漏光、无脱空等明显的装配缺陷； 车门无开裂和锈蚀，不得有也许使人至伤的锋利突出物； 内、外装饰材料应具有阻燃性； 必须使用安全玻璃（一般为钢化玻璃），且符合GB9656的规定； 门窗不容许张贴遮阳膜之类的阻碍驾驶员视野的装饰物或附加物。二、外摆门的构造外摆式乘客门的门扇靠回转臂支撑, 依托转轴的转动带动门扇作近似于平行移动的运动。右图为该类车门的构造简图。门体通过两个销轴与回转机构的两转臂连接, 两转臂焊接在转轴上, 转轴底端装在轴承座的推力轴承内, 轴承座固定在地板骨架上, 转轴上端靠轴套支架固定于门框上。在门体的下部设立一导向杆, 它的一端用球铰与门体相连, 另一端用球铰固定在门踏步骨架的下部。 三、外摆门的运动设计1.外摆式乘客门的构造参数模型外摆式乘客门的构造参数模型 L：门框的宽度； O：转轴中心； D：下拉杆的活动铰支点； E：下拉杆的固定铰支点；F：积极臂活动铰支点；F ：门扇处在启动位置时的积极臂活动铰支点。2.外摆式乘客门的运动原理外摆式乘客门的运动原理即四连杆机构的运动，简化如下图。 当杆c绕O点转动时，杆a也按杆c同一方向运动，而杆b则作平行移动。如果将杆b作成门体，杆c作为积极臂，杆a作为下拉杆（约束杆），杆d作为车体，则此机构即构成外摆式平移乘客门的运动系统。 外摆式乘客门运动原理图 3.外摆式乘客门的运动设计措施 ·运动设计具体就是拟定：·转轴中心点O的位置；·积极臂活动铰支点F的位置；·下拉杆的活动铰支点D及下拉杆的固定铰支点E的位置。 转轴中心点O的位置、积极臂（弯臂）活动铰支点F的置的拟定积极臂带动乘客门运动，它的长短和位置将会直接影响乘客门的运动、开度和位置，拟定O点、F点的措施有作图法和计算法。 采用作图法拟定O点和F点的位置时，先定其中一点，通过作图法求作另一点。如下简介运用作图法先拟定O点，再拟定F点的措施。作两条与门体内蒙皮相平行且距离为e的直线(c值已经拟定)；初定a1=1/2*l，初定x值；以O点为圆心，OF1为半径画圆，交q线于F1；x1为a值取a1时相应的残留量，比较x1与x的大小，当x1在x所容许的变化范畴内时即可拟定F1的位置就是F点的位置；当x1不能满足条件时，加大或减小a ，同样措施，给a取值a2，反复，直到满足条件为止。但是有一点，a的值不能太小，即F点不能离门宽中心太远。否则就要考虑O点位置的调节。 下拉杆两端的铰接中心点D、E位置的拟定 为了车门在运动过程中尽量的平稳，约束杆与车门的铰接点应尽量布置在车门的接近前边沿的地方，且应尽量位于门体厚度方向的中央，这样下拉杆（约束杆）的活动铰支点D就拟定了。下拉杆（约束杆）的固定铰支点E的拟定：a.连接D和D1，并作其垂直平分线，那么 E点必位于垂直平分线上；b.作直线DE平行于OF,交DD1的垂直平分线于E点，则OFDE为平行四边形，此时门体必能做平移运动； c.分析用上述措施作出的E点与否符合规定。 外摆式乘客门的运动轨迹计算(即特性点T的轨迹) 阐明：X轴与车身纵向平行，且指向车后方，Y轴与车身横向平行，且指向车外，转轴中心O与坐标原点O重叠。1, 2, 3, 4, 5分别为L1,L2,L3,L4,L5与OX方向的夹角。通过车门的运动设计，即O、F、D、E点的拟定过程可知，在具体拟定固定铰接点的过程中，我们一方面应考虑采用完全的平行四连杆机构，以保证车门的平动特性，并在客观容许的条件下尽量的将D、E点外移，以使该平行四连杆机构的四个铰接点位于同始终线上。同步尽量缩短下拉杆和弯臂的长度，这样可以保证车门启动瞬间T点的速度方向与车身横向的夹角很小，接近于垂直，从而保证车门与门框的间隙可以很小，又保证了车门的完全平动的特性。四、外摆门的提高量的拟定原则：门体提高量的大小必须与： 门框和门体的密封胶条尺寸、形状； 限位锁止块的尺寸、形状； 这四方面相协调。 门泵所容许的提高量； 门框及门体铝型材的尺寸、形状。Z：门体的提高量；Z1：由限位锁止块所决定的门体的最小提高量；Z2：门框上部与门框密封胶条1的短部下平面之间的距离；Z3：两胶条根部顶平面之间的距离；Z4：门框密封胶条1的长部的长度；Z5：门框密封胶条1的短部下平面与门体密封胶条2的根部顶平面之 间的距离。五、外摆门的密封乘客门是灰尘、雨水、噪声进入客车内的重要通道之一，乘客门密封性的好坏关系到客车的乘坐舒服性。良好的密封不仅可以防尘防雨，还可以起到隔绝车外噪音的作用。防雨密封限值防尘密封限值车门属于活动部件，只能采用密封胶条来进行密封。乘客门的密封涉及门体前、后边框密封，门体上边框密封，门体下部密封。 1.门体前、后边框密封 门体的前、后边框采用右图所示的双密封构造可以获得良好的密封效果。 2.门体上边框密封 门体前、后边框密封 门体上边框密封3.门体下部的密封 此处的密封应根据门扇与踏步处的构造形式，密封形式采用右图的密封构造。胶条被门扇上提时压缩，形成良好的密封。 六、外摆门的骨架设计外摆门的骨架比较简朴，其骨架设计中最重要的问题及难点是保证车门的弧度与侧围弧度和车门立柱的配合。 七、结束语以上仅就客车外摆式乘客门的构造和设计作了一般性的简介。在实际设计工作中，还需根据具体车型的具体构造不断地调节。按上述措施作图后, 应按比例制作简朴的模型, 验证其与否与门框立柱发生干涉, 并保证车门与门框周边间隙最小。此外, 设计中还应校核支撑机构的强度, 以免由于支撑机构强度局限性而引起车门下垂、倾斜, 导致关闭不严、门锁失灵、行驶中振响等故障。外摆式乘客门具有许多长处, 目前世界上大部分客车都采用了这种乘客门构造。此外，也有某些厂家采用电动外摆式乘客门。 外摆式乘客门也存在某些局限性, 如启动时规定车外空间较大, 而关闭时转臂机构又占据了车内较大空间。因此, 外摆式乘客门大多用于旅游客车和长途客车上。§8-2 气动双扇折叠门设计现代公交客车车门基本上都采用了双内摆门构造，而折叠门在国内上世纪则是车门的主导产品。老式气动折叠门虽然在密封、噪声等方面与内摆门相比都处在劣式，且因构造局限，门体难以与整车造型协调一致，故渐有淡出之势。但由于设计、工艺简朴，在一般型客车上仍有采用。 重要用于中、大型客车的乘客门。一、特点：乘客门由两叶门扇构成，互相用铰链联接；由气动门泵驱动，实现关、闭；合用于远距离操纵。大量中低档客车使用。优：·构造简朴，制造以便，成本低； ·操纵以便只需驾驶员控制气源开关； ·启动、关闭可靠；缺：·密封性较差上、下门缝和门轴处密封困难； ·门启动、关闭将占用一定的踏步空间使踏步台阶削去一块； ·难以与车身外形协调； ·门启动、关闭过程中噪声较大。由于上述缺陷，限制了这种门在中、高档客车上的使用，但因构造简朴、成本低、可靠，目前在中、低档大客车长途、团队、都市客车上得到了广泛采用。二、折叠门的构造气动折叠乘客门是以客车自身气源为动力，依托门泵的往复运动带动门轴旋转，从而实现乘客门的开关。 右图为气动折叠乘客门，重要由气泵、导向、锁止、限位、门体等装置构成。门泵机构置于门上部罩壳内，积极门体与门轴连成一体，门轴上端靠轴套固定在门泵托盘上，并与气泵的转臂连接，传递动力；门轴下端装在轴承座的球轴承上，轴承座固定在地板骨架上。从动门体通过铰链与积极门体相连， 其上端装有导向轮，可以在导轨内运动，保证乘客门关闭时在Y轴上的位置；在导轨两端及从动门体下端还分别装有上、下限位装置，以保证乘客门起闭时的临界点和关闭时的位置。 二、折叠门的运动机理一般用几何分析法研究折叠乘客门的机械运动原理，找出其运动规律和运营轨迹（见右图），从而拟定导向轮1、铰链2、从动门体3、积极门体4、门轴5、门泵之间的互相装配位置，并作模型验证其与否与门框等部件发生干涉，然后拟定乘客门与车体的周边间隙。 折叠乘客门的作图校核：1）拟定从动门导向轮在车身X方向的固定点分析积极门体、从动门体的运动轨迹可以发现，导向轮始终在滑道内沿X 方向运动，积极门体、从动门体在铰链的作用下，始终与X轴构成一等三角形，即长度b 应与a 等长。2）折叠乘客门最小启动角A的设定分析积极门体、从动门体的运动轨迹和乘客门启动时的状态可以发现，当启动角A 为0 时乘客门净宽最大，同步保存了乘客门正常关闭的最小启动角度，从而拟定出乘客门启动状态时上限位块需固定的位置c 值。三、车门的自锁与摩擦角1导向机构设计滑块导向滑块导向的折叠门简图如图所示，取滑块为分析对象： 折叠门构造简图 滑块受力图驱动作用力： Q=Q 驱动力摩擦力： F=Q·sin= Q·sin 当驱动力Q足够大且保持不变时，F随偏角而逐渐，FFmax的偏角在力学上称为摩擦角，用m表达。 只要：m，则无论F如何大，滑块都保持静止状态自锁现象。 当再增大，滑块将沿导轨运动。 摩擦角m的大小与滑块及导轨材料和表面状况粗糙度、温度、湿度等有关。常用材料的摩擦角见表：常用材料的摩擦角材料名称无润滑剂有润滑剂静摩擦系数摩擦角m静摩擦系数f摩擦角m钢钢0.158°320.10.125°436°51钢铸铁0.3016°42钢青铜0.158°320.10.155°438°32滚轮导向将图中的滑块换成滚轮,以滚动替代滑动,可大大减少摩擦阻力。受力分析如图。滚轮在驱动力Q作用下临界滚动时:=m 偏角=摩擦角sin·R=cos·联解上两式得： m=arctg式中：R滚轮半径； 滚动阻力系数，对钢质导轮和钢轨：=0.5。 则摩擦角： m=arc tg 一般，随Rm。见下表：滚动摩擦角（钢轮钢轨）滚轮半径R mm4568101520摩擦角m7°085°434°463°352°521°551°26 折叠门不发生自锁的条件：（不被卡死） >m 偏角>摩擦角m 可见，只要所选的偏角符合上述条件，即可保证折叠门不发生自锁。因此，角的选定是折叠门设计的核心问题之一。折叠门的死域S：S的最小值Smin与摩擦角m的关系为：Smin=2Lsinm式中：L折叠门单扇宽度，mm。 上式表白，当门单扇宽度拟定后为克服车门自锁所必须的最小死域Smin由摩擦角m所决定。 由滑动摩擦角和滚动摩擦角的表中数值比较可知： 一般状况下：m滚<m滑因此：采用滚轮导向是减少车门死域S，提高车门开度的一种有效 措施。 车门能否自锁仅与偏角的大小有关，与驱动力（门泵）Q 的 作用位置和方向无关。 可见，在设计折叠门时，设立产生驱动力Q的门泵只须从省力和具体运动构造方面去考虑，而不必考虑车门的自锁。同步，采用滚轮导向，可以提高车门开度。三、传动机构设计折叠门的传动机构设计可以采用作图法和解析法。作图法作图工作量较大，误差较大。因素：运动过程中，机构的受力状况不断变化，影响机构受力状况的参数诸多。此外，存在不可避免的作图误差。解析法可对整个运动循环的一系列位置进行分析，使设计者理解传动机构各参数变化时对传动机构受力状况的影响，为改善设计提供根据。缺陷：计算工作量大，必须借助计算机完毕。1计算模型建立基本假设：a）车门及各受力杆件均为刚性体；b）忽视各传动副的内摩擦；c）不考虑制造和安装误差。建立数学模型：根据基本假设，可把折叠门传动机构简化为图示平面运动机构模型来进行研究。图中：1-主门板；2-副门板；3-气缸；R车门关闭度；A、B门泵尾部安装尺寸；x、c活塞杆端部连接点位置尺寸；Q门泵活塞推力；F与乘客接触的门板边沿作用力1°建立门泵固定端位置尺寸B的函数关系式：设：车门全开状况下，=0m S=S1而：B2=X·cos+C·sin B1=S2-（A+X·sin-C·cos）21/2 则：B=X·cos 0+ C·sin0+S12-（A+X·sin0-C·cos0）21/2 ···若令：=90°，即可求得关闭时的B值，此时 S=S2。 B90°=C+2°建立门泵长度的函数关系式：将式展开得：S21=A2+B2+C2（sin2+cos2）+X2（sin2+cos2） +2X（Asin-Bcos）-2C（Acos+Bsin）由三角函数基本关系知：sin2+cos2=1 S1=A2+B2+C2+X2+2X（Asin-Bcos）-2C（Acos+Bsin）3°建立力的函数关系式： 由受力图，对0点取矩：T·sin2·L=Q·cos（180°-0-1）·X+Q·sin（180°-0-1）·C·····展开得：2TLsincos=-Q（cos0cos1-sin0sin1）·X + Q（sin0cos1+cos0cos1）·C ······根据力的平衡可得：Tsin=F+N·f， Tcos=N cos0= ， sin0=由余弦定理得：而 T=T将上面关系式代入、式，整顿后可得： 当车门所有关闭时，设S=S2，由图根据几何原理可得： cos=， sin= P·L=Q·cos·C+Qsin·X =Q··C+Q··X 而：S2= 当车门所有关闭时，车门的锁止力P为： P=Q· = 2求解措施 约束条件1°行程 门泵一旦选定，门泵尾部到活塞杆端部的长度S的最大值 Smax，最小值Smin即定。为保证最大开度，应使 S1>Smin；考虑一定余量，取：S1=Smin+5mm；为保证车门能完全闭合，应使 S2<Smax；考虑一定余量，取：S2=Smax-5mm；为充足运用门泵行程，取约束条件： Smax-15mm<S2<Smax-5mm2°乘客门的启动条件由式知，tg=，即tg0>f0因此，车门处在最大开度状况下不能自锁。根据规定，车门在气压0.3MPa的状况下，应能启闭灵活。由于构造和制造精度等方面的因素，考虑到一定的余量。取： F2N来控制。3°乘客门安全条件的限制按有关原则，在正常的气压条件（0.6MPa）下，启动或关闭车门的力达135155N时，乘客门应答复到初始位置。国际公共汽车研究委员会指出，把一种直径为100mm外裹编织物的圆柱体挤压在关闭的门扇页之间，用少于180N的力能取出它。为此，规定：在：sin=（1-）时，车门边沿的推力F应不不小于155N。此外，在危险状况下，应保证乘客或救援人员在车内和车外能强行打开车门。因此，门泵压力在0.6MPa时，求得的车门锁止力：P<300N。程序编制按以上所建数学模型，编制计算程序。数据输入1°输入车门开度角00的值根据车门的构造而定。一般：0>m自锁角2°输入m=arcsin（1-）拟定在正常气压0.6MPa关闭时，车门边沿的作用力；3°输入门泵推力Q1（气压0.3MPa）、Q2（气压0.6Mpa），以及门泵最小长度Smin和最大长度Smax；由于门泵一旦选定，在气压一定的状况下推力Q一定，Smin、Smax 一定。4°输入折叠门单扇宽度L和门上门泵安装点距门的距离C。L、C值可根据需要拟定。5°为选择满足约束条件的X值和A值，将X、A作为循环变量输入。设：循环变量X的初值为X1，终值为X2，增量X； 循环变量A的初值为A1，终值为A2，增量A。四、车门关闭速度分析对式求导，可得车门运动速度方程，即车门速度随开度角的变化关系。该部分的内容由人们自学推导。最后可得：当不小于某值时，恒有： cos<sin（arc tg + arc tg ） 即在不小于某值时，恒有：可见，当不小于某值时，关门速度随着角的增大而，满足国际公共汽车研究委员会提出的“关门速度要适中，在最后的1/3段要逐渐减速”的规定。五、折叠门的密封 乘客门的密封构造历来是每一位设计师重点考虑的内容，乘客门上部密封构造见左下图；而下密封构造采用平胶板固定在门体上的形式；侧壁的密封构造见下图。