第八章车门部件结构设计

1、第八章 车门部件结构设计§8-1 概 述车门是汽车车身的主要部件之一，它不仅为司乘人员上下车提供方便的条件，而且与整车动力性（空气动力性）、舒适性（风流噪声、密封等）和使用性能（开启方便灵活）等有着密切的关系，同时对整车造型起着协调作用，并直接影响车身外形的美观。一、车门的结构型式分类现代汽车的车门结构型式很多，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按结构，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、 折叠门均采用此结构；·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

2、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），主要用于城市客车。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）主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、对车门设计的要求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开关方便，操纵方便升降玻璃，锁止等，或在低气压下（0.3MPa） 也能开启灵活;4.具有良好的密封性涉及密封胶条特性、

3、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整；7.外形上与整车协调；8操纵机构必须易于接近，便于调整保养。§8-2 气动双扇折叠门设计主要用于中、大型客车的乘客门。一、特点：乘客门由两叶门扇组成，相互用铰链联接；由气动门泵驱动，实现关、闭；适用于远距离操纵。大量中低档客车使用。优：·结构简单，制造方便，成本低； ·操纵方便只需驾驶员控制气源开关； ·开启、关闭可靠；缺：·密封性较差上、下门缝和门轴处密封困难； ·门开启、关闭将占用一定的踏步空间使踏步

4、台阶削去一块； ·难以与车身外形协调； ·门开启、关闭过程中噪声较大。由于上述缺点，限制了这种门在中、高档客车上的使用，但因结构简单、成本低、可靠，目前在中、低档大客车长途、团体、城市客车上得到了广泛采用。二、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： 折叠门结构简图 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表示。 只要：m，则无论F怎样大，滑块都保持静止状态自锁现象。 当再增大，滑块将

5、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,以滚动代替滑动,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

6、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关键问题之一。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。 上式表明，当门单扇宽度确定后为

7、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： 一般情况下：m滚<m滑所以：采用滚轮导向是减少车门死域S，提高车门开度的一个有效 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，设置产生驱动力Q的门泵只须从省力和具体运动结构方面去考虑，而无须考虑车门的自锁。同时，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。原因：运动过程中，机构的受力情况不断变化，影响机构受力情况的参数很多。此外，存在不可避免的作

8、图误差。解析法可对整个运动循环的一系列位置进行分析，使设计者了解传动机构各参数变化时对传动机构受力情况的影响，为改进设计提供依据。缺点：计算工作量大，必须借助计算机完成。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）忽略各传动副的内摩擦；c）不考虑制造和安装误差。建立数学模型：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缘作用力。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。1°建立门泵固定端位置尺寸B的函数关系式：设：车门全开情况下，=0m S

9、=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：si

10、n2+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 ·····

11、83;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，整理后可得： 当车门全部关闭时，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= 当车门全部关闭时，车门的锁止力P为： P=Q· = 2求解方法 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&g

12、t;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；为充分利用门泵行程，取约束条件： Smax-15mm<S2<Smax-5mm2°乘客门的开启条件由式知，tg=，即tg0>f0因此，车门处于最大开度情况下不能自锁。根据要求，车门在气压0.3MPa的情况下，应能启闭灵活。由于结构和制造精度等方面的原因，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标准，在正常的气压条件（0.6MPa）下，开启或关闭车门的力达135155N时，乘客门应回复到

13、初始位置。国际公共汽车研究委员会指出，把一个直径为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，车门边缘的推力F应小于155N。另外，在危险情况下，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的值根据车门的结构而定。一般：0>m自锁角2°输入m=arcsin（1-）确定在正常气压0.6MPa关闭时，车门边缘的作用力；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；因为门泵一旦选定，在气压一定的情况下推力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值可根据需要确定。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X