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“受阻自动让位”公交车车门设计任务说明书
设计人: 伍兆辉 曾国栋 张逸生

第一部分:设计的必要性
据有关媒体报道,公交车车门夹伤乘客的事件屡有发生,有被夹至手臂骨折的,有被夹肿脑袋的,也有被夹伤至皮下出血的(详细报道参看附录网址)。并且,随着政府对公交车进一步的推广使用,类似事件的发生有上升的趋势。
目前,公交车两车门相接触的边界上都加了橡胶材料用于防护。然而,由于其范围的局限,再加上橡胶比较硬,一旦夹住乘客,未能起到防护的作用,故此,很有必要对车门的结构做出适当的改善,增加车门使用的安全性。
第二部分:设计任务及机构工作原理阐述
一) 公交车车门的工作原理
尽管不同厂家生产出的车门或多或少存在差异,但其工作原理均可用图(1)表示:
计方案
设计的着手点是通过改变CD段,将C点作为复合铰,如图(2)示。
当D点受阻时,杆CD绕 C点段转动,避免障碍受进一步的挤压,从而实现乘客不被夹伤的目的。
此方案的最大优点在于结构简单,可在原有结构上设计,整体上不必做多大的改变。
在具体的设计过程中,我们考虑到两种方案:
取杆BC、杆CD为对象,转换如图(3)所示

方案一:
在E、C端间加一拉伸弹簧。
当撤消障碍物后,杆CD在拉伸弹簧的作用下,由偏移位置回复到原来的位置(即与BE共线)。
此方案的结构非常简单,易操作,但由于缺少保险机构,一旦在CD杆上施加一定的作用力时,便使CD转动,这对于开动着的公交车来说,无疑是非常危险的,故不再做进一步的考虑。
方案二:
在杆CD上增加一个机构,使得当车门未关闭时,杆CD能自由转动,一旦车门关闭,杆CD即使受力亦不会发生转动。
该机构的简图如图(4)示:
 
杆CD与杆1固定,杆5受拉伸弹簧作用,当车门关闭时,杆6受一推力F作用,通过杆5、4、3的传递,F作用在杆2上,并将2推前,与1接触,如图(4)示,杆1不能转动,因此,CD被锁定(即车门不能转动);当车门未关闭时,力F消失,杆5在拉伸弹簧作用下复位,并依次拉动杆4、3、2,使杆2与杆1分离,杆1的锁定被解除,CD在力的作用下可作逆时针转动(即车门能自由转动)。
此方案设计出的车门具有结构简单、紧凑的特点,而且工作安全可靠。本次设计采用此方案。
将机构中的零件安装在一长方体管内,记为“机构M”。
机构M在其中一扇车门上的布置如图(5)示:


也就是分别将两扇车门的一部分做成可绕OO'转动的“小门”,图中a即图(4)的杆6,称为“顶杆”(关门时,两扇门相互接触,顶杆被推动,这就是图(4)中力F的来源)。
第三部分:零件设计计算
设:
一)车门在关闭过程中受阻时,设垂直作用在D边上的力达到5N时,车门发生转动。
二)当车门关闭后,设随机有一达到100N的力作用在D边上。
转轴扭转弹簧计算:
已知该弹簧用于受力平稳的一般机构中,预压转矩T=32Ncm,工作转矩T2=96Ncm,工作时的转角∮=120o,工作要求自由扭转角∮o=120o
1据弹簧工作条件,选择弹簧材料
弹簧在一般机构中平稳地工作,确定为第3类弹簧。选用Cr17N17Al,其弹性模量E=183Gpa
2取许用压力
为工作可靠,暂按表23-5选取材料抗拉极限强度6b=1765pa,按表23-4许用弯曲压力6bp=0.6256b=0.625X1165=1103Mpa
3选取旋绕比C
为使尺寸紧凑,暂定C=9
查表23-10扭转弹簧的曲度系数K=1.09
4根据强度条件,计算弹簧丝直径d
按表23-10得
d=(32T2K1/π6bp)1/3=(32X96X1.15/3.14X858X108 )1/3=2.1mm
选取d=2.5mm
按表23-5对d=2.5mm的钢丝,其极限强度6b=1765mpa,比原来假定还要高,故符合
5 .计算弹簧中径D2
D2=Cd=2.5X9=22.5mm
按表23—2取D2=23mm
实际旋绕比C=D2/d=23/2.5=9.2
按表23-10用内插法, 度系数K=1.09。故取d=2.5mm合适,不再重新计算。
6根据刚度要求,计算弹簧圈数n
当弹簧所受的扭矩增加T=T2-T1=96Ncm-64N.cm=0.32m时,弹簧的扭转角φ=50o
按表23-10的公式
n=Eπd4φ/64X180oD2 T=6.6圈
取n=6.5圈
7.求弹簧刚度kT;
按表23-10公式
kT=Ed4/3667D2n=183X109X(2.5X10-3)4/3667X23X10-3X6.5
=0.013Nm/o
8求最大工作转矩时的扭转角φ2
φ2=T2/kT=0.96/0.013=73.8o
9 求预加力矩时的扭转角φ1
φ1=φ2-φ=73.8o-50o=33.8o
10. 求实际的预加力矩T1=kTφ1=0.013X33.8.=0.44Nm
11.计算弹簧的工作极限转矩T3
按表23-4注3,工作极限弯曲压力6bp=0.86b=0.86b=0.8X1765=1412Mpa
工作极限转矩为
T3=πd36bp/32k1=3.14X(2.5X10-3)3X1412X106/32X1.09=1.99Nm
12 计算工作极限扭转角φ3
φ3=T3/kT=1.99/0.013=153o
13.弹簧节距P
根据机械对弹簧无特殊要求,选圈间间隙S=0.5mm
p=d+s=2.5+0.5=3mm
14.计算弹簧的自由长度H0
H0=np+d=6.5X3+2.5=22mm
15.求弹簧的螺旋导角Y
Y=arctgp/πD =2o 22’ 42”
16.求钢丝的展开长度L
设弹簧支臂长度为l’+l=28mm
L=(πD2 n/CosY)+ l’+l=498mm
17技术要求
1) 有效圈数n=6.5圈
2) 旋向 右旋498mm
3) 展开长度L=498mm

汽车门挡板压缩弹簧I,已知弹簧中径D2=10mm,安装高度H1=25mm此时弹簧受力F1=1N,汽车门开放最大时,弹簧被压缩12mm这时F2=6N,
1.选材料
根据汽车门弹簧工作情况属工类负荷弹簧,材料选50GVA由表23-4查得
τp=442MPa
2.求弹簧钢丝直径
A2=πτpD22/8F2=3.14X442X106X(10X10-3)2/8X6=2891
查表23-3得C=7
d=D2/C=1.43mm
取d=1.6mm
3.求有效圈数
弹簧刚度
k=(F2-F1)/(f2-f1)=(6-1)/10X10-3=5KN/m
f2=F2/k=6/5=1.2mm
按式23-5
n=GD2(f1+f2)/8F2C4=78.5X109X10X10-3X1.2X10-3/8X6X2401=8.1圈
取n=8.5圈
4.计算其他参数
总圈数n1=n+2=8.5+2=10.5圈
自由高度Ho=H1+f1=25+2=27mm
压并高度Hb=(n1-0.5)d=(10.5-0.5)X16=16mm
压并高度形量fb=Ho-Hb=27-16=11mm
压并负荷Fb=fbF2/f2=11X6/1=66N
节距p=(Ho-1.5d)/n=(27-1.5X1.6)/8.5=2.89mm
螺旋导角Y=arctgp/πD2=arctg2.89/3.14X10=5.25o
满足Y=5o—9o的要求
展开长度L=πD2n/CosY=3.14X10X8.5/Cos5.25o=268mm
5.验算
(1)稳定性
高径比b=H2/D2=27/10=2.7<3.7
满足要求
(2)疲劳强度
由式23-14
S=(τo+0.75τ1)/τ2≥1.3---1.7
由表23-9 N=107时 τo=τbp=442MPa
τ1=8F1D2K/πd3=8X1X10X10-3X1.21/3.14X(1.6X10-3)3=7.5MPa
τ2=τ1F2/F1=1.5X6/1=45MPa
S=(442+0.75X7.5)/45=9.9>Sp=1.3
所以满足要求

拉杆拉伸弹簧两根,要求中径D2=6mm,当弹簧拉伸变形f1=3.6mm时,F1=1N,当f2=18mm时,F2=5N.弹簧的工作情况一般.
1选择材料
根据弹簧工作情况,确认属第3类负荷的弹簧,选用碳素钢丝2组制造,
2确定钢丝直径
用查表法,根据式23-8, K1=1
F3c=K1F2=1X5=5N
但考虑到拉伸弹簧,应将表23-7中值乘以0.8倍,为了直接查表,将F3c除以0.8
F3c’=5/0.8=6.25N
查表23-7选取d=0.6mm D2=6mm Flim=13.04N f’=2.213mm
外径D=D2+d=6.6mm,内径D1=D2-d=5.4mm
3计算弹簧圈数
按式23-9
n=(K1f2+fo)/(f’F3c/Flim)
由图23-1b 得
F1/(fo+f1)=F2/(fo+f2)
fo=(f2F1-f1F2)/(F2-F1)=(18X1-3.6X5)/(5-1)=0
n=1X18/(2.213X6.25/13.04)=16.9圈
取n=17圈
4求弹簧的实际变形量及初拉力F
f2=18X17/16.9=18.1mm
f1=3.6X17/16.9=3.62mm
fo=0
Fo=(f2F1-f1F2)/(f2-f1)=(18.1-3.62X5)/(18.1-3.62)=0
5求弹簧的其他不寸
采用LⅢ型拉伸弹簧
Ho=(n+1.5)d+2D2=(17+1.5)X0.6+2X5.4=35.3mm
H1=Ho+f1=35.3+3.62=38.92mm
H2=H3=Ho+f2=35.3+18.1=53.4mm
L=πD2n+11πD2/4=3.14X6X17+11X3.14X6/4=372mm

转轴工作平稳,工作转矩变化很小,受扭矩T=96N.cm抗扭截西系数Wt=1600mm
τT=T/WT=9600/1600=6MPa
查表可知τ-1=155MPa
此轴是安全
计算滑块的挤压,滑块所受的挤压力为F=160N,面积为15X16mm,选用45钢355Mpa,安全系数为2
6=F/A=160/15X16X10-6=0.67Mpa
[6]=n6=2X0.87=1.34MPa
此滑块是安全的
计算箱体的弯曲变形,已知箱体所受的外力为160N,此力来自滑块
I=hb3/12=260X103 /12=21666.7mm
fc=-160X18.52 (3X18.5-18.5)/6X210X106 X21666.7=7.4X10-8 m
△P=EAfc /l=-210X106 X10X260X7.4X10 -8/260=-155.4N
P=P+ △P=160-155.4=4.6N
I=hb3 /12=26X103 /12=2166.7mm
Y =Pbx(l –x –b )/6EIl
=4.6X16X16(2602 –162 –162 )/6X210X106 X2166.7X260
=1.1X10-7mm
弯曲变形很小,不影响滑块的运动精度。
至此,零件的设计计算结束。

第四部分
“受阻自动让位公交车车门”工作情况分析:
我们所设计的车门的精髓主要体现在对机构M的设计上,其内部的各部件在不同情况下进行不同的运动,从而达到整扇车门不伤害上下车的乘客的目的。下面就车门作不同运动情况时,机构M各部件的运动作一简单阐述:

(1)车门正常工作时,即车门开或者关时不受阻,与小门固定的转轴定轮1受扭转弹簧的作用,保持原位不动,使小门与大车门处于同一平面,既作同步运动,此时的运动情况与现有的车门运动情况相同。详见图(6)。

(2)开启车门时,即两扇相合的大车门刚停止接触时,顶杆6由于弹簧作用将向外弹出(详见:注1),同时杆5亦由于弹簧作用向右运动,带动杆3、|4和滑块2向右运动,从而解除了滑块2对转轴定轮1的限制,所以此时小门可向外转动(详见:注2),满足部分迫不及待要下车的乘客的要求,其推开小门即可,过后小门由于扭转弹簧作用将自动复位,继续保持与大门同步。详见图(7)。
F=3X6-2X7-2X1= 2
(3)当关车门时,即两扇大门还未接触时,此时情况与(2)所述相同,小门仍可向车外转动,这样就避免了关车门时恰好有乘客站在车门位置而给车门夹住的情况,这也是我们做此设计的最大目的所在。详见图(7)。

(4)当车门已经关好,而小门未复位时,此时顶杆6被顶进机构M里,滑块2被转轴定轮1顶向右边,逼迫杆3、4弯曲,而杆3、4由于本身结构形式只能向车外歪曲,当小门复位时,转轴定轮1同时转动,将空出供滑块2向左运动的空间,当小门转到一定时,小门上竖起的直杆将顶到挡板7,从而促使杆4运动,同时带动滑块2向左运动运动卡死转轴定轮1,达到小门复位,并且被固定的要求。详见图(8)。

(5)当大门已关好,小门已复位,此时由于转轴定轮1被滑块2锁定,,小门不可再向车外转动,即乘客不能自行打开小门,满足了行车时的安全要求。详见图(9)。

注1:车门运动时,有顶杆6会向外弹出,关于这情况的安全问题我们作了充分的考虑, (1 当车门处于开启状态时,杆6突出方向与乘客上下车的方向平行且车门紧贴车身,不会防碍乘客上下车,更不会构成危险。(2 此顶杆6所在的机构M离车厢底190cm,而人均身高为170cm,所以乘客会碰到顶杆6的几率很低。(3 我们在顶杆6弹出的部分包上弹性橡胶,这样就算有人碰到也不会造成伤害。

注2:小门只可向车外转动是由与小门固定的转轴定轮1的形状决定的,从简图可容易看出,如果小门要向车内转动,转轴定轮1将被机构M内壁阻挡而无法向车内转动,所以小门只可向车外转动,这样保证了小门转动时不占用车内宝贵的空间,同时考虑到这样设计有利于乘客下车,而且万一小门固定装置失效,有乘客擅自上车时会因小门只可向车外转动而带来一定的困难。

附参考资料:
〈机械设计手册〉: 1991年9月 机械工业出版社出版
〈机械零件设计手册〉:1982年1月 冶金工业出版社出版
〈机械设计、机械设计基础课程设计〉: 1995年12月 高等教育出版社出版
〈画法几何与机械制图〉:2001年9月 华南理工大学出版社出版
〈工程力学〉:2002年8月 华南理工大学出版社出版
〈机械工程材料〉:2003年1月 机械工业出版社出版
附录网址:
http://www.metro.myrice.com/5-063.htm
http://www.news.eroute.cn/2003/10/7/228131.html
http://www.dailynews.dayoo.com/content
http://www.dqt.com.cn/system/news
http://www.cupta.net.cn/main/comment



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