第八章车门部件结构设计汇总

滚动摩擦角（钢轮——钢轨）

滚轮半径R mm 摩擦角φm 4 5 6 8 10 15 20 7°08′ 5°43′ 4°46′ 3°35′ 2°52′ 1°55′ 1°26′

折叠门不发生自锁的条件：（不被卡死） θ>φm —— 偏角θ>摩擦角φm

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，θ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φm的关系为：

Smin=2Lsinφ

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Smin由摩擦角φm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：φ

m滚

m

<φ

m滑

所以：①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。

②车门能否自锁仅与偏角θ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。

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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 ①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。 ②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，φ=φ0≥φm S=S1 而：B2=X·cosφ+C·sinφ

B1=[S2-（A+X·sinφ-C·cosφ）2]1/2

21/2则：B=X·cos φ0+ C·sinφ0+[S12-（A+X·sinφ0-C·cosφ0）] ···①

若令：φ=90°，即可求得关闭时的B值，此时 S=S2。

2??A?X?2 B90°=C+S2 6

2°建立门泵长度的函数关系式：

将①式展开得：S21=A2+B2+C2（sin2φ+cos2φ）+X2（sin2φ+cos2φ） +2X（Asinφ-Bcosφ）-2C（Acosφ+Bsinφ） 由三角函数基本关系知：sin2φ+cos2φ=1

12∴ S1=[A2+B2+C2+X2+2X（Asinφ-Bcosφ）-2C（Acosφ+Bsinφ）]……②

3°建立力的函数关系式：

由受力图，对0点取矩：

T·sin2φ·L=Q·cos（180°-θ0-θ1）·X+Q·sin（180°-θ0-θ1）·C·····③

展开得：2TLsinφcosφ=-Q（cosθ0cosθ1-sinθ0sinθ1）·X + Q（sinθ0cosθ1+cosθ0cosθ1）·C ······③′ 根据力的平衡可得：

T′sinφ=F+N·f， T′cosφ=N ……④ ∵ cosθ0=

CX?C22 ， sinθ0=

XX2?C2

由余弦定理得：

cos?1?X2?C2?S2?(A2?B2)2SX2?C2sin?1?4S2(X2?C2)?(X2?C2?S2?A2?B2)22SX2?C2 7

而 T=T′

将上面关系式代入③、③′式，整理后可得：

QX?C?[(X?C?S?A?B)/2?S]F??(tg??f)2Lsin?22222222 ……⑤ 当车门全部关闭时，设S=S2，由图根据几何原理可得：

∵ cosα=

A?XB?C， sinα= S2S2∴ P·L=Q·cosα·C+Qsinα·X =Q·

A?XB?C·C+Q··X S2S2而：S2=(A?X)2?(B?C)2 ……⑥ 当车门全部关闭时，车门的锁止力P为： P=Q·C?(A?X)?X?(B?C)

L?S2 =

Q(CA?XB) ……⑦

L?(A?X)2?(B?C)22．求解方法 ①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

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