汽車電動遮陽簾結(jié)構(gòu)分析及系統(tǒng)阻力研究

唐榮華 王占 黃旸 王林 王琛

（廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣州 511434）

1 前言

天窗是車身系統(tǒng)中最大的機電一體化總成件之一。固定式全景天窗具有大尺寸、廣視野、低成本、高可靠性以及可提供舒適的頭部空間等優(yōu)點，近年來應(yīng)用廣泛，與可開啟式全景天窗相同，為解決車內(nèi)遮光與隔熱問題，需同時搭載遮陽簾[1-2]，隨著車頂視野的不斷增大，遮陽簾的開口尺寸也不斷增大，并成為新的獨立總成件，其布置形式、結(jié)構(gòu)方案越來越豐富，技術(shù)難度也越來越高。

目前，國內(nèi)對汽車電動天窗的機構(gòu)運動、防夾與控制方面的研究較多[3-5]，蔣菲等[6]介紹了遮陽簾的硬挺整理工藝，提供了滿足使用要求的簾布參數(shù)，李海帆等[7]提出了遮陽簾的同步驅(qū)動技術(shù)，新的結(jié)構(gòu)使遮陽簾的張力更穩(wěn)定。但是，汽車電動遮陽簾方面的獨立研究很少，尤其缺乏對遮陽簾的系統(tǒng)研究。

本文對汽車電動遮陽簾進行結(jié)構(gòu)分析，建立電動遮陽簾的基本模型，對遮陽簾展開與收卷過程中的運動部件進行詳細受力分析，得到遮陽簾在運動過程中的受力狀態(tài)與遮陽簾位置的關(guān)系，從而建立遮陽簾的系統(tǒng)阻力與其開口尺寸的數(shù)學表達式，識別影響各部件受力的潛在因素。

2 遮陽簾結(jié)構(gòu)及其工作原理

2.1 遮陽簾的基本結(jié)構(gòu)

遮陽簾的結(jié)構(gòu)類型多樣，但均采用口字型框架結(jié)構(gòu)，主要由支撐框架、遮陽系統(tǒng)、驅(qū)動系統(tǒng)及控制系統(tǒng)組成。其中，支撐框架包括前梁、后梁、左/右導軌、軟軸回管、軟軸與滑塊，遮陽系統(tǒng)包括卷軸、簾布、邊條與拉桿，驅(qū)動系統(tǒng)與控制系統(tǒng)集成在電機總成上，如圖1所示。

圖1 汽車電動遮陽簾結(jié)構(gòu)爆炸圖

2.2 遮陽簾的工作原理

汽車電動遮陽簾總成典型結(jié)構(gòu)如圖2 所示，邊條與簾布Y向連接，一端連接滑塊，一端連接卷軸，整體嵌入兩側(cè)導軌的邊條槽內(nèi)，簾布受Y向張力達到繃緊狀態(tài)，如圖3 所示。在X方向，簾布一端連接拉桿，一端連接卷軸，在卷軸卷收力作用下，簾布X向受力達到繃緊狀態(tài)，如圖4 所示。簾布周圈均受張力而均勻展開在支撐框架內(nèi)，關(guān)閉狀態(tài)時，拉桿處于m位置，對應(yīng)軟軸區(qū)間為a-b-c-d-e-m，打開狀態(tài)時，拉桿處于n位置，對應(yīng)軟軸區(qū)間為g-d-e-n。

圖2 遮陽簾總成結(jié)構(gòu)原理

圖3 遮陽簾Y向張緊示意

圖4 遮陽簾X向張緊示意

電機在Q處通過齒輪與軟軸嚙合，在控制系統(tǒng)的指令下運轉(zhuǎn)，帶動軟軸在滑槽內(nèi)線性移動，從而通過控制電機的轉(zhuǎn)動來實現(xiàn)遮陽簾的開閉運動。根據(jù)遮陽簾的運行過程分析，汽車電動遮陽簾基本結(jié)構(gòu)件及其約束類型如表1所示。

表1 汽車電動遮陽簾基本結(jié)件及其約束類型

3 遮陽簾運行部件受力分析

本文研究的電動遮陽簾結(jié)構(gòu)見圖2，相關(guān)參數(shù)如下：Y向開口為830 mm，X向行程為1 200 mm，簾布面密度為280 g/m2，最大出布角為30°，軟軸轉(zhuǎn)角曲率半徑約為90 mm，轉(zhuǎn)角圓弧處包角為90°，軟軸長為1 880 mm，直徑為4.7 mm，線密度為80 g/m，邊條支撐角度α=arctan0.5，邊條與簾布厚度相等且均為0.6 mm，摩擦因數(shù)統(tǒng)一取為0.2，卷軸桿外徑為20 mm，卷軸彈簧實測剛度為0.06 N·mm/(°)，簾布初拉力為(15±5) N?；谝陨蠀?shù)與電動遮陽簾三維數(shù)據(jù)，并結(jié)合表1，對遮陽簾5個基本運動子件進行受力分析。

3.1 軟軸受力分析

軟軸是遮陽簾運動過程中的關(guān)鍵傳動部件，受到多個復(fù)合力的作用。以單側(cè)軟軸為例，遮陽簾在運行過程中軟軸受力可分解成滑槽摩擦力fm、轉(zhuǎn)角A處的軟軸擠壓帶來的阻力fA與轉(zhuǎn)角B處的軟軸自由端變形帶來的阻力fB。

軟軸在導軌、導槽及回管內(nèi)的運動方式等同于線纜在管道內(nèi)的運行模型[8]，如圖5 所示，其中V為軟軸的運動方向，得到軟軸直線段平衡方程為：

圖5 軟軸在直線段的運動受力簡圖

式中，θ為導軌與水平面夾角；μ1為軟軸與導軌的滑動摩擦因數(shù)；ρ為軟軸的線密度；F為單位長度軟軸所受初始張力；dN為單位長度軟軸所受支撐力；ds為單位軟軸的長度；dF為單位長度軟軸的驅(qū)動力。

合并式（1）與式（2）求積可得：

式中，F(xiàn)2為軟軸驅(qū)動端受力；F1為軟軸從動端受力；S為軟軸驅(qū)動端到從動端的長度。

由式（3）可知，軟軸在滑槽內(nèi)的移動與運動方向無關(guān)，與軟軸長度線性相關(guān)。根據(jù)樣件尺寸，求得軟軸在滑槽內(nèi)的摩擦力為：

經(jīng)計算，fm=0.3 N。

軟軸在轉(zhuǎn)角A處的運動受力如圖6 所示，忽略圓弧處軟軸的質(zhì)量，得到軟軸全包角處的平衡方程為：

圖6 軟軸在轉(zhuǎn)角A處的運動受力簡圖

式中，αA為圓弧包角；μ2為軟軸與軟軸槽的滑動摩擦因數(shù)。

由式（5）和式（6）可得：

由式（7）可知，軟軸在轉(zhuǎn)角A處所受阻力與軟軸轉(zhuǎn)彎半徑無關(guān)，與所經(jīng)過彎道的包角和軟軸摩擦因數(shù)相關(guān)。根據(jù)樣件結(jié)構(gòu)及其尺寸參數(shù)，Q處軟軸的嚙合力FQ等于遮陽簾系統(tǒng)阻力，可得軟軸在轉(zhuǎn)角A處的拉拽力fAL與推送阻力fAT分別為：

經(jīng)計算，fAL=0.27FQ，fAT=0.37FQ。

軟軸在轉(zhuǎn)角B處的運動受力簡圖如圖7 所示，等效一端固定的圓柱懸臂梁末端受力產(chǎn)生變形的過程[4]。圓弧包角αB為變量，沒圓弧中心半徑為q，軟軸末端受管壁正壓力為FB，軟軸的圓柱形截面慣性矩I=πd4/64，軟軸彈性模量EZ=16.3 GPa，軟軸末端導向頭長度為10 mm，末端懸臂長度為L=q·sinαB+10，軟軸末端變形量為ω=-q(1-cosαB)，且不計圓弧處軟軸的質(zhì)量，得到軟軸末端的撓度方程為：

圖7 軟軸在轉(zhuǎn)角B處的運動受力簡圖

由式（11）可知，軟軸末端在圓弧內(nèi)的受力的影響因素較多且關(guān)系較為復(fù)雜，與軟軸運動方向無關(guān)，受轉(zhuǎn)彎半徑和彎道包角影響較大。根據(jù)樣件結(jié)構(gòu)及其尺寸參數(shù)，求得軟軸轉(zhuǎn)角B處的阻力fB為：

3.2 滑塊受力分析

滑塊是遮陽簾運動過程中的關(guān)鍵連接部件，分別裝配連接遮陽簾拉桿和遮陽簾邊條，并通過一體注塑與軟軸連接，在導軌內(nèi)滑動，如圖8所示。

圖8 滑塊在導軌上的裝配簡圖

為避免滑塊在運行過程中產(chǎn)生振動異響，且考慮到生產(chǎn)裝配工藝，滑塊與導軌為局部過盈配合，通常其直線運行阻力fh=(5±2)N。

3.3 簾布受力分析

簾布是遮陽簾總成中的主要部件，簾布展開遮陽時分別受到Y(jié)向張緊力TY與X向張緊力TX。以下出布為例，沒卷軸桿外徑d0=20 mm，單層簾布厚度t=1.2 mm，簾布X向受力如圖9 所示，簾布收卷圈數(shù)n、卷軸展開轉(zhuǎn)角φn與簾布展開行程Sn的幾何表達式分別為：

圖9 簾布在X向的受力示意

式中，d1為預(yù)卷2圈后外徑；dn為卷繞n圈時外徑。

卷軸簾布出布角αn=β0+βn，其中β0與卷軸布置相關(guān)，角度表達式為：

式中，β0為卷軸布置角，取值為19°；βn為收卷n圈后的簾布切角；L0為簾布出布點到卷軸中心的距離，取值為95 mm。

簾布運行時，切點O動態(tài)變化，以O(shè)點為原點建立直角坐標系，忽略簾布變形，得到簾布向運動方受力平衡方程為：

式中，T1為簾布出布張力；T2為簾布展開時的X向張力；θ1為坐標系下出布張力夾角；θ2為坐標系下X向張力夾角；fON為簾布受到導布橫梁的摩擦力；μ3為簾布與導布橫梁的摩擦因數(shù)；T為簾布受到導布橫梁的正壓力。

由式（18）～式（21）可得：

忽略出布角變化的影響，經(jīng)計算，TX=1.11T1。

由于簾布介于兩側(cè)邊條之間，取導軌在X向的剖面，簾布的Y向張緊等效懸鏈曲線模型[9]，受力模型如圖10 所示。其中，M、N分別為邊條兩側(cè)固定點，Oy為簾布的最低點，P為圓弧MN上的任意一點，λ為Y向簾布單位長度的質(zhì)量，l為簾布弧OyP的長度。以O(shè)y為原點建立直角坐標系，靜止狀態(tài)的平衡方程為：

圖10 懸鏈線靜止狀態(tài)時的受力情況

式中，TP為P處簾布張力；θP為P處簾布張力的水平切角；TO為最低點Oy處水平張力。

由于遮陽簾兩側(cè)導軌水平布置，簾布最低點Oy距左側(cè)邊條固定點M的豎直高度yM與簾布最低點Oy距右側(cè)邊條固定點N的豎直高度yN相等且為該截面上簾布的最大下垂量，由式（23）～式（25）可得：

式中，L為簾布圓弧MN的長度；Dy為邊條固定點M與N的水平距離；θN為N處簾布張力的水平切角；TN為N處簾布張力。

由式（28）可知，簾布Y向張力受導軌跨距、簾布面密度以及簾布下垂量影響。為保證簾布運行平穩(wěn)且運行過程中簾布整體處于張緊狀態(tài)，不能忽略簾布彈性變形，一般通過調(diào)整簾布寬幅尺寸Δl來調(diào)整Y向的預(yù)緊力。根據(jù)樣件結(jié)構(gòu)及其尺寸參數(shù)，等效下垂量yN=18 mm，簾布橫向彈性系數(shù)為0.05 N/mm，得到簾布Y向張力TY為：

3.4 邊條受力分析

遮陽簾邊條在導軌處主要受到垂直運動方向的正壓力與平行運動方向的摩擦力，如圖11 所示。其中，NB為作用在邊條上的正壓力，TB為簾布對邊條的拉力，TB=TY，θB為簾布跨點處角度，αB為邊條支撐角度，F(xiàn)Z為導軌對邊條的正壓力，NZ為導軌對簾布的正壓力。

圖11 遮陽簾邊條在導軌處的受力簡圖

得到遮陽簾邊條Y方向平衡方程為：

由式（30）～式（32）可得單側(cè)邊條在導軌上的阻力fB：

式中，μB為邊條與導軌的摩擦因數(shù)；dx為簾布運行距離；S為簾布運行行程。

邊條在后梁上的受力主要作用在導向塊位置，如圖12 所示。導向塊位置與簾布出布點在Y向基本處于同一位置，由于X向受力主要作用在邊條上，摩擦因數(shù)一致時，簾布與邊條在后梁處的摩擦阻力fHL等效于簾布在導布橫梁處受到的摩擦力fON與邊條在導軌上的阻力fB之和，由式（19）～式（21）可得：

圖12 遮陽簾邊條在后梁導向塊處的受力簡圖

根據(jù)樣件結(jié)構(gòu)及其尺寸參數(shù)，忽略出布角變化的影響，得到邊條在兩側(cè)導軌上的總阻力fBZ=2fB。經(jīng)計算，fBZ=65.56S2×10-7，fHL=0.074n。

3.5 卷軸扭矩模型

遮陽簾回退時，簾布主要通過卷軸扭轉(zhuǎn)力回收，其結(jié)構(gòu)如圖13所示，其關(guān)鍵部件為回收彈簧，為螺旋扭轉(zhuǎn)彈簧，受力如圖14所示。

圖13 遮陽簾卷軸結(jié)構(gòu)爆炸圖

圖14 卷軸內(nèi)扭轉(zhuǎn)彈簧受力

扭轉(zhuǎn)彈簧按受彎矩的曲梁計算[10-11]，其扭轉(zhuǎn)角φ以及彈簧的扭轉(zhuǎn)剛度k的數(shù)學表達式分別為：

式中，d為簧絲直徑；M為扭轉(zhuǎn)彈簧彎矩；D為扭轉(zhuǎn)彈簧中徑；n1為扭轉(zhuǎn)彈簧有效圈數(shù)；E為簧絲彈性模量。

由式（13）、式（14）得：

式中，F(xiàn)0為卷軸初始拉力。

由式（37）可知，卷軸扭矩受彈簧絲直徑、彈簧中徑、有效卷繞圈數(shù)及扭轉(zhuǎn)角度影響。對于受動負荷彈簧，應(yīng)進行疲勞強度校核[12]，以滿足遮陽簾1.0×104～1.5×104次的操作耐久要求。根據(jù)樣件結(jié)構(gòu)與尺寸及卷軸彈簧扭轉(zhuǎn)剛度，求得卷軸轉(zhuǎn)動時對橫梁的摩擦阻力為：

4 遮陽簾系統(tǒng)阻力分析

根據(jù)本文提出的遮陽簾結(jié)構(gòu)，以車前方向為正方向，嚙合點Q處為系統(tǒng)阻力基準點，遮陽簾打開狀態(tài)為運行起始點，以軟軸末端為運動行程參照，設(shè)R為與運行方向無關(guān)的各分阻力總和，得到遮陽簾打開與關(guān)閉時的系統(tǒng)阻力表達式分別為：

式中，foff為遮陽簾關(guān)閉時的系統(tǒng)阻力；fopen為遮陽簾打開時的系統(tǒng)阻力。

根據(jù)式（40）和式（41），分別對a、b、B、c、g位置進行采點計算，實測a與b的距離為600 mm，B與b、B與c的距離相等，為100 mm，c與g的距離為400 mm，同時對樣件相應(yīng)位置進行阻力實測，得到遮陽簾系統(tǒng)運行阻力曲線，如圖15 所示，實測系統(tǒng)阻力與計算結(jié)果在變化趨勢上有很好的一致性。

圖15 遮陽簾系統(tǒng)運行阻力曲線

5 結(jié)束語

本文對汽車電動遮陽簾的運行過程及其受力狀態(tài)進行了系統(tǒng)分析，并建立了遮陽簾的系統(tǒng)阻力與其開口行程的數(shù)學表達式，結(jié)果表明：遮陽簾系統(tǒng)阻力受力狀態(tài)復(fù)雜，影響因素繁多，主要為遮陽簾開口尺寸、軟軸曲率半徑、轉(zhuǎn)角數(shù)量與圓弧包角、簾布面密度、伸縮率及簾布下垂量、摩擦因數(shù)、卷軸初拉力/末拉力等，其中卷軸內(nèi)彈簧卷收力影響最大，各運動部件之間的匹配關(guān)系及簾布屬性影響最敏感，即遮陽簾系統(tǒng)阻力主要由卷收方式及卷收力決定，遮陽簾系統(tǒng)阻力的穩(wěn)定性主要由運動部件幾何關(guān)系決定。