汽車鎖鎖緊機構設計

汪祥 賀占魁 李濤

（泛亞汽車技術中心）

汽車鎖是汽車門蓋系統中和行車安全相關的重要功能件，它是集功能性、安全性和裝飾性于一體的運動機構。其功能旨在保證客戶和乘客在用車過程中人身和財產的安全。汽車鎖鎖緊機構是汽車鎖實現上述功能的核心機構[1-2]。汽車鎖的鎖緊機構有卡板式、齒輪齒條式和鉤簧式3 種結構。其中卡板式結構是目前應用最為廣泛的汽車鎖鎖緊機構，主要由棘輪、棘爪、棘輪鉚釘、棘爪鉚釘、棘輪復位彈簧、棘爪復位彈簧和底板組成，有承壓式和抗拉式2 種形式。它是通過棘輪和棘爪的相互嚙合來實現鎖止的。文章以承壓式結構為基礎，對卡板式鎖緊機構的受力狀態(tài)進行深入的分析，給出了鎖緊機構各參數和鎖體性能之間的關系，為卡板式汽車鎖體鎖緊機構的設計提供設計依據。

1 汽車鎖的性能要求

關于鎖的性能要求在GB 11568《汽車罩（蓋）鎖系統》和GB 15086《汽車門鎖以及車門保持件的性能要求和實驗方法》中有詳細的說明。文章根據上述國標要求，結合某單位的技術規(guī)范，總結了汽車門蓋鎖系統的4 項性能要求：1）有合適的上鎖力。上鎖力過大，門蓋系統關閉困難；上鎖力過小，鎖系統可靠性低。2）能可靠地將門蓋系統保持在鎖止位置，在任何工況下不能自動打開，能克服一定的慣性載荷。3）有合適的開啟力。開啟力過大，客戶操作困難；開啟力過小，鎖系統可靠性低。4）在整個生命周期，都要具有上述功能。

2 鎖緊機構的工作狀態(tài)

卡板式鎖緊機構是應用棘輪棘爪機構單向傳動的特性，實現機構的運動和鎖止的[2]。按照鎖緊機構的鎖止和開啟順序，汽車鎖鎖緊機構的工作狀態(tài)分為開啟、上鎖、鎖止和解鎖4 個狀態(tài)[3]，如圖1所示。

圖1a所示的卡板式鎖緊機構的開啟狀態(tài)，當關閉門蓋系統時，鎖扣會向上運動（圖1a所示），推動棘輪逆時針轉動，從而推開棘爪，并克服由棘輪復位彈簧產生的力矩；當棘輪轉動到圖1b所示的開始鎖止位置時，棘爪在棘爪彈簧的推動下，逆時針轉動，鎖向棘輪齒槽；圖1c所示的鎖緊機構的鎖止狀態(tài)，在棘輪彈簧和棘爪彈簧的作用下，棘輪和棘爪完全嚙合在一起并形成嚙合面。此時在門蓋系統密封力的作用下，鎖扣會向下拉棘輪，使得棘輪壓緊棘爪，并在嚙合面上產生壓緊力（正壓力），完成鎖止；在圖 1d 中，在解鎖力（F）的作用下，棘爪克服系統的摩擦力和棘爪彈簧的阻力順時針轉動，當棘爪轉動到開始解鎖位時，棘輪在棘輪彈簧的推動下，順時針轉動到圖1a所示的開啟狀態(tài)，這就完成整個鎖止和開啟的過程。

3 鎖緊機構的力學分析

3.1 上鎖過程力學分析

汽車鎖系統需要有合適的上鎖力。一般說來，評價上鎖力的量化指標是最小靜態(tài)鎖止力。最小靜態(tài)鎖止力是指鎖扣勻速的將棘輪推到開始鎖止位置時需要的最小力。所以在開始鎖止位置對棘輪進行受力分析，如圖2所示，由力矩平衡可知：

式中：FSmin——最小的靜態(tài)鎖止力，N；

n——FSmin對轉動中心的力臂，mm；

MFS——棘輪彈簧的復位扭矩，N·mm；

k——棘輪彈簧的倔強系數；

α——棘輪的轉動角度，（°）；

Mf——棘輪和棘輪鉚釘之間的摩擦扭矩，N·mm。

由于Mf很小（一般要求小于10 N·mm），在此忽略不考慮。故：

由式（1）可知，當棘輪轉動中心和鎖扣鎖止位置確定后，n 為定值，FSmin隨著k 和α 的增大而增大。當FSmin很大時，鎖扣需要提供一個很大的力才能將棘輪推到上鎖位置，這將造成鎖體上鎖困難。當然，棘輪彈簧的復位力也不能過小，否則將無法克服棘輪的轉動阻力。在設計棘輪彈簧時，要根據棘輪轉動的角度、系統的摩擦力矩和最小靜態(tài)鎖止力的要求來選擇合適的倔強系數。

3.2 鎖止位置力學分析

當鎖緊結構在鎖止位置時，在棘輪彈簧的作用下，棘輪會在嚙合面上對棘爪施加一個正壓力。在棘爪嚙合面設計時，為了改善鎖緊機構的性能，往往采用偏心設計。即棘爪轉動中心和嚙合面中心不重合，此時正壓力不過轉動中心，正壓力對轉動中心會形成一個轉動力矩，從而影響鎖緊機構的性能。圖3 示出汽車鎖棘爪嚙合面中心位置示意圖。以嚙合點和轉動中心點的連線為分界線，可以將偏心設計分為3 種：嚙合面中心在分界線左側（圖3所示A 區(qū)）、嚙合面中心在分界線右側（圖3所示B 區(qū)）和嚙合面中心在分界線上。下面對這3 種設計進行具體的分析。

3.2.1 嚙合面中心在分界線左側

當嚙合面中心在分界線左側時，棘爪受力圖（不考慮轉動軸處的摩擦扭矩），如圖4所示。此時棘輪和棘爪沒有相對運動趨勢，所以在嚙合面上只存在正壓力，而沒有摩擦力。

由力矩平衡有：

式中：MDS——復位彈簧的力矩，N·mm；

N——棘輪對棘爪的正壓力，N；

S——嚙合點到轉動中心的距離，mm；

θ——正壓力方向和分界線的夾角，（°），衡量嚙合面偏心的程度，θ 越大，表明嚙合面偏心的越厲害；

FH——鎖止狀態(tài)下棘爪限位處施加給棘爪的力，N；

d——對轉動中心的力臂，mm。

棘輪受力圖，如圖5所示（不考慮轉動軸處的摩擦力），由力矩平衡有：

式中：N′——棘輪對棘爪正壓力的反力，N′=N，N；

t2——N′到轉動中心的力臂，mm；

FSeal——鎖止狀態(tài)下門蓋系統給鎖緊機構施加的密封力，N；

t1——FSeal對轉動中心的力臂，mm。

將式（2）代入（3），得：

由式（4）可知，隨著 FSeal的增大，FH也會增大，棘爪被鎖的更緊。也就是說，當嚙合面中心偏在分界線左側時，N 會使得棘爪有一個向鎖緊方向轉動的趨勢，棘爪會自鎖。

3.2.2 嚙合面中心在分界線右側

圖6 示出當嚙合面中心在分界線右側時，棘爪的受力圖（不考慮轉動軸處的摩擦扭矩）。

由圖6 可知，棘輪對棘爪的正壓力形成了一個解鎖方向的力矩（Mpress/N·mm）。當 Mpress＜MDS時，棘爪和棘輪之間沒有相對運動，此時嚙合面上沒有摩擦力存在。由力矩平衡有：

式中：FH——棘爪限位處的限位力，N。

當Mpress＞MDS時，棘爪將有一個向解鎖方向運動的趨勢，此時，FH為0，棘輪和棘爪之間有相對運動的趨勢，嚙合面上有靜摩擦力產生。所以有：

式中：Ff——嚙合面上的摩擦力，N。

當Ff＜最大靜摩擦力時，棘爪相對于棘輪只有相對運動趨勢，此時，嚙合面上只有靜摩擦力；當Ff＞最大靜摩擦力時，棘爪相對于棘輪有相對運動，此時嚙合面上會有動摩擦力產生。

棘輪受力圖，如圖6所示（不考慮轉動軸處的摩擦力），式（3）依然成立。將式（5）代入式（3），得：

因 MDS，MFS，d，t1，t2，S 都是鎖緊機構的結構參數，當鎖緊機構結構確認后為定值，而FH隨著FSeal的增加而減小，所以當FH=0 時，可得到棘輪與棘爪之間產生相對運動趨勢的臨界密封力：

棘輪與棘爪之間由相對運動趨勢變?yōu)橄鄬\動的臨界密封力為：

由式（8）和（9）可以得到圖7所示的曲線。

由圖8 可知，當 sin θ-fcos θ=0 時，即可找到正壓力和分界線的臨界夾角θ0。

1）當 θ＜θ0時，FD_Seal_critical＜0，無論 FSeal為多大，嚙合面上只有靜摩擦力而不會產生動摩擦力，即棘輪與棘爪之間只會有相對運動趨勢而不會發(fā)生相對運動。棘爪不會在正壓力的作用下發(fā)生運動。

2）當 θ＞θ0時，存在 3 種情況，即：

a.當 FSeal＜FS_Seal_critical時（密封力在圖中藍線下方），棘輪對棘爪的正壓力力矩還不能克服棘爪復位彈簧的力矩，棘輪和棘爪沒有相對運動趨勢，嚙合面上沒有摩擦力；

b.當 FSeal滿足 FS_Seal_critical＜FSeal＜FD_Seal_critical時（密封力在圖中藍線和綠線之間），棘輪對棘爪的正壓力力矩能克服棘爪復位彈簧的力矩，棘輪和棘爪只有相對運動趨勢，還沒有發(fā)生相對運動，此時嚙合面上會產生靜摩擦力；

c.當 FSeal＞FD_Seal_critical時（即：密封力在圖中綠線上方），棘輪和棘爪之間發(fā)生相對運動，棘爪在正壓力的作用下向解鎖方向運動，此時鎖緊結構存在自動解鎖的風險。

3.2.3 嚙合面中心在分界線上

當嚙合面中心在分界線上時，棘爪的受力圖，如圖8所示，N 過棘爪的轉動中心，所以N 對轉動中心的力矩為0。在這種設計狀態(tài)下，正壓力對鎖緊結構的鎖止和解鎖性能沒有影響。

3.3 解鎖過程力學分析

3.3.1 嚙合面中心在分界線左側

嚙合面中心在分界線左側時，解鎖過程中棘爪的受力，如圖9所示（不考慮轉動軸處的摩擦扭矩）。

由力矩平衡有：

式中：F——解鎖力，N；

l——解鎖力對轉動中心的力臂，mm；

f′——鎖止面上的靜態(tài)摩擦系數。

由式（10）可得，解鎖力和偏心角關系圖，如圖10所示。可知，隨著θ的增大，F 將迅速增大。

3.3.2 嚙合面中心在分界線右側

嚙合面中心在分界線右側時，解鎖過程中棘爪的受力，如圖11所示（不考慮轉動軸處的摩擦扭矩）。

由力矩平衡有：

由式（11）可得解鎖力和偏心角關系圖，如圖12所示。由圖12 可知，隨著θ的增大，F 將迅速減小。

3.3.3 嚙合面中心在分界線上

嚙合面中心在分界線上時，解鎖過程中棘爪的受力，如圖13所示（不考慮轉動軸處的摩擦扭矩）。

由圖13 可知，N 過轉動中心，所以N 對轉動中心的力矩為0，對解鎖力沒有影響。

4 結論

棘輪棘爪嚙合面的偏心設計和棘輪彈簧的性能直接影響汽車門鎖的鎖止性能和解鎖性能。從安全性和可靠性角度考慮，一般應將鎖緊機構設計為自鎖形式；當不得不采用解鎖形式的結構時，需要控制解鎖面的偏心角盡量小于臨界角，以免產生自解鎖風險。