汽车车门部件结构设计

汽车车门部件结构设计汽车门部件结构设计概 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：旋转式向上旋转开启的车门。近年轿车上出现的一种c)翼开式前方旋转的车门；近年轿车上出现的向上b)垂直旋转式、内摆门等；常见的司机门、折叠门a)水平旋转式? 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，分为：单叶式（单扇门）如司机门、安全门、单叶乘客门等；平移式旋转式双叶式乘客门 ）双叶外移门（一前一后平移式旋转折叠(两叶一组)折叠式旋转式 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、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。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，以及对客车乘坐舒适性要求的不断提高，在长途和旅游客车上，外摆式车门逐渐代替了传统的折叠式车门。相对于折叠式车门，外摆式车门具有以下优点：1.开度大，保证上下车方便；2.具有良好的密封性，且密封简单；3.开关方便、灵巧，操纵方便；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、外摆门的设计要求外摆门设计除了要满足客车车门设计的一般要求外，还须满足以下要求：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，但必须设有表示乘客门所处状态的信号装置；在可能夹住乘客的乘客门边缘，应在其每扇门的全长上安装宽度至少为mm的橡胶密封条；除城市客车外，其余客车都应安装门锁；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，不得有可能使人至伤的尖锐突出物；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的要求；门窗不允许张贴遮阳膜之类的妨碍驾驶员视野的装饰物或附加物。二、外摆门的结构外摆式乘客门的门扇靠回转臂支撑, 依靠转轴的转动带动门扇作近似于平行移动的运动。右图为该类车门的结构简图。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。在门体的下部设置一导向杆, 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.外摆式乘客门的结构参数模型外摆式乘客门的结构参数模型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：主动臂活动铰支点；F ：门扇处于开启位置时的主动臂活动铰支点。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作为主动臂，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方法运动设计具体就是确定：转轴中心点O的位置；主动臂活动铰支点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、主动臂（弯臂）活动铰支点F的置的确定主动臂带动乘客门运动，它的长短和位置将会直接影响乘客门的运动、开度和位置，确定O点、F点的方法有作图法和计算法。采用作图法确定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。以下介绍利用作图法先确定O点，再确定F点的方法。作两条与门体内蒙皮相平行且距离为e的直线(c值已经确定)；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时对应的残留量，比较x1与x的大小，当x1在x 所允许的变化范围内时即可确定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 ，同样方法，给a取值a2，重复，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点位置的调整。下拉杆两端的铰接中心点D、E位置的确定为了车门在运动过程中尽可能的平稳，约束杆与车门的铰接点应尽量布置在车门的靠近前边缘的地方，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就确定了。下拉杆（约束杆）的固定铰支点E的确定：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.分析用上述方法作出的E点是否符合要求。外摆式乘客门的运动轨迹计算(即特征点T的轨迹)说明：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重合。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点的确定过程可知，在具体确定固定铰接点的过程中，我们首先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，并在客观允许的条件下尽可能的将D、E点外移，以使该平行四连杆机构的四个铰接点位于同一直线上。同时尽量缩短下拉杆和弯臂的长度，这样可以保证车门开启瞬间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、外摆门的提升量的确定原则：门体提升量的大小必须与：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。门泵所允许的提升量；门框及门体铝型材的尺寸、形状。Z：门体的提升量；Z1：由限位锁止块所决定的门体的最小提升量；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、噪声进入客车内的主要通道之一，乘客门密封性的好坏关系到客车的乘坐舒适性。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。乘客门的密封包括门体前、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结构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结构形式，密封形式采取右图的密封结构。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单，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结构和设计作了一般性的介绍。在实际设计工作中，还需根据具体车型的具体结构不断地调整。按上述方法作图后, 应按比例制作简单的模型, 验证其是否与门框立柱发生干涉, 并保证车门与门框周边间隙最小。另外, 设计中还应校核支撑机构的强度, 以免由于支撑机构强度不足而引起车门下垂、倾斜, 造成关闭不严、门锁失灵、行驶中振响等故障。外摆式乘客门具有许多优点, 现在世界上大部分客车都采用了这种乘客门结构。此外，也有一些厂家采用电动外摆式乘客门。外摆式乘客门也存在一些不足, 如开启时要求车外空间较大, 而关闭时转臂机构又占据了车内较大空间。所以, 外摆式乘客门大多用于旅游客车和长途客车上。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结构，而折叠门在我国上世纪则是车门的主导产品。传统气动折叠门虽然在密封、噪声等方面与内摆门相比都处于劣式，且因结构局限，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、工艺简单，在普通型客车上仍有采用。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、折叠门的结构气动折叠乘客门是以客车自身气源为动力，依靠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，主要由气泵、导向、锁止、限位、门体等装置组成。门泵机构置于门上部罩壳内，主动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主动门体相连，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行轨迹（见右图），从而确定导向轮1、铰链2、从动门体3、主动门体4、门轴5、门泵之间的相互装配位置，并作模型验证其是否与门框等部件发生干涉，然后确定乘客门与车体的周边间隙。折叠乘客门的作图校核：1）确定从动门导向轮在车身X方向的固定点分析主动门体、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，主动门体、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的设定分析主动门体、从动门体的运动轨迹和乘客门开启时的状态可以发现，当启动角A 为0 时乘客门净宽最大，同时保留了乘客门正常关闭的最小启动角度，从而确定出乘客门开启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：折叠门结构简图滑块受力图驱动作用力： Q=Q驱动力摩擦力： F=Qsin= Qsin当驱动力Q足够大且保持不变时，F随偏角而逐渐，FF max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sinR=cos 联解上两式得：m=arctgR式中：R滚轮半径；滚动阻力系数，对钢质导轮和钢轨：=0.5。5.0则摩擦角：m=arc tgR一般，随Rm。见下表：滚动摩擦角（钢轮钢轨）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S min与摩擦角m的关系为：S min=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克服车门自锁所必须的最小死域S min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：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缘作用力1建立门泵固定端位置尺寸B 的函数关系式： 设：车门全开情况下，=0m S=S 1 而：B 2=X cos +C sin B 1=S 2-（A+X sin -C cos ）21/2则：B=X cos 0+ C sin 0+S 12-（A+X sin 0-C cos 0）21/2 若令：=90，即可求得关闭时的B 值，此时 S=S 2。B 90=C+()222X A S +- 2建立门泵长度的函数关系式：将式展开得：S 21=A 2+B 2+C 2（sin 2+cos 2）+X 2（sin 2+cos 2） +2X （Asin -Bcos ）-2C （Acos +Bsin ） 由三角函数基本关系知：sin 2+cos 2=1 S 1=A 2+B 2+C 2+X 2+2X （Asin -Bcos ）-2C （Acos +Bsin ）213建立力的函数关系式： 由受力图，对0点取矩：T sin2L=Q cos （180-0-1）X+Q sin （180-0-1）C 展开得：2TLsin cos =-Q （cos 0cos 1-sin 0sin 1）X + Q （sin 0cos 1+cos 0cos 1）C 根据力的平衡可得：T sin =F+N f ， T cos =N cos 0=22CX C + ， sin 0=22C X X +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=S 2，由图根据几何原理可得： cos =2S X A +， sin =2S CB - P L=Q cos C+Qsin X =Q 2S X A +C+Q 2S CB -X 而：S 2=22)()(C B X A -+ 当车门全部关闭时，车门的锁止力P 为：P=Q 2)()(S L C B X X A C ?-?+?222222212)(cos C X S B A S C X +-+=2222222222212)()(4sin C X S B A S C X C X S +-+-+=)(sin 22/)(Q 22222222f tg L S B A S C X C X F -?-+-+=2)(2)()(Q C B X A L XB CA -+?+ 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S max ，最小值S min 即定。 为保证最大开度，应使 S 1S min ； 考虑一定余量，取：S 1=S min +5mm ； 为保证车门能完全闭合，应使 S 2NfN F ?+，即tg 0f 0 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： F 2N 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-L50）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：0m 自锁角 2输入m =arcsin （1-L50）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Q 1（气压0.3MPa ）、Q 2（气压0.6Mpa ），以及门泵最小长度S min 和最大长度S max ；因为门泵一旦选定，在气压一定的情况下推力Q 一定，S min 、S max 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 1，终值为X 2，增量X ； 循环变量A 的初值为A 1，终值为A 2，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。该部分的内容由大家自学推导。最后可得：当大于某值时，恒有： cos B ） 即在大于某值时，恒有：0d dV 门可见，当大于某值时，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”的要求。 五、折叠门的密封乘客门的密封结构历来是每一位设计师重点考虑的内容，乘客门上部密封结构见左下图；而下密封结构采用平胶板固定在门体上的形式；侧壁的密封结构见下图。