汽车锁锁紧机构设计

汪祥 贺占魁 李涛

（泛亚汽车技术中心）

汽车锁是汽车门盖系统中和行车安全相关的重要功能件，它是集功能性、安全性和装饰性于一体的运动机构。其功能旨在保证客户和乘客在用车过程中人身和财产的安全。汽车锁锁紧机构是汽车锁实现上述功能的核心机构[1-2]。汽车锁的锁紧机构有卡板式、齿轮齿条式和钩簧式3 种结构。其中卡板式结构是目前应用最为广泛的汽车锁锁紧机构，主要由棘轮、棘爪、棘轮铆钉、棘爪铆钉、棘轮复位弹簧、棘爪复位弹簧和底板组成，有承压式和抗拉式2 种形式。它是通过棘轮和棘爪的相互啮合来实现锁止的。文章以承压式结构为基础，对卡板式锁紧机构的受力状态进行深入的分析，给出了锁紧机构各参数和锁体性能之间的关系，为卡板式汽车锁体锁紧机构的设计提供设计依据。

1 汽车锁的性能要求

关于锁的性能要求在GB 11568《汽车罩（盖）锁系统》和GB 15086《汽车门锁以及车门保持件的性能要求和实验方法》中有详细的说明。文章根据上述国标要求，结合某单位的技术规范，总结了汽车门盖锁系统的4 项性能要求：1）有合适的上锁力。上锁力过大，门盖系统关闭困难；上锁力过小，锁系统可靠性低。2）能可靠地将门盖系统保持在锁止位置，在任何工况下不能自动打开，能克服一定的惯性载荷。3）有合适的开启力。开启力过大，客户操作困难；开启力过小，锁系统可靠性低。4）在整个生命周期，都要具有上述功能。

2 锁紧机构的工作状态

卡板式锁紧机构是应用棘轮棘爪机构单向传动的特性，实现机构的运动和锁止的[2]。按照锁紧机构的锁止和开启顺序，汽车锁锁紧机构的工作状态分为开启、上锁、锁止和解锁4 个状态[3]，如图1所示。

图1a所示的卡板式锁紧机构的开启状态，当关闭门盖系统时，锁扣会向上运动（图1a所示），推动棘轮逆时针转动，从而推开棘爪，并克服由棘轮复位弹簧产生的力矩；当棘轮转动到图1b所示的开始锁止位置时，棘爪在棘爪弹簧的推动下，逆时针转动，锁向棘轮齿槽；图1c所示的锁紧机构的锁止状态，在棘轮弹簧和棘爪弹簧的作用下，棘轮和棘爪完全啮合在一起并形成啮合面。此时在门盖系统密封力的作用下，锁扣会向下拉棘轮，使得棘轮压紧棘爪，并在啮合面上产生压紧力（正压力），完成锁止；在图 1d 中，在解锁力（F）的作用下，棘爪克服系统的摩擦力和棘爪弹簧的阻力顺时针转动，当棘爪转动到开始解锁位时，棘轮在棘轮弹簧的推动下，顺时针转动到图1a所示的开启状态，这就完成整个锁止和开启的过程。

3 锁紧机构的力学分析

3.1 上锁过程力学分析

汽车锁系统需要有合适的上锁力。一般说来，评价上锁力的量化指标是最小静态锁止力。最小静态锁止力是指锁扣匀速的将棘轮推到开始锁止位置时需要的最小力。所以在开始锁止位置对棘轮进行受力分析，如图2所示，由力矩平衡可知：

式中：FSmin——最小的静态锁止力，N；

n——FSmin对转动中心的力臂，mm；

MFS——棘轮弹簧的复位扭矩，N·mm；

k——棘轮弹簧的倔强系数；

α——棘轮的转动角度，（°）；

Mf——棘轮和棘轮铆钉之间的摩擦扭矩，N·mm。

由于Mf很小（一般要求小于10 N·mm），在此忽略不考虑。故：

由式（1）可知，当棘轮转动中心和锁扣锁止位置确定后，n 为定值，FSmin随着k 和α 的增大而增大。当FSmin很大时，锁扣需要提供一个很大的力才能将棘轮推到上锁位置，这将造成锁体上锁困难。当然，棘轮弹簧的复位力也不能过小，否则将无法克服棘轮的转动阻力。在设计棘轮弹簧时，要根据棘轮转动的角度、系统的摩擦力矩和最小静态锁止力的要求来选择合适的倔强系数。

3.2 锁止位置力学分析

当锁紧结构在锁止位置时，在棘轮弹簧的作用下，棘轮会在啮合面上对棘爪施加一个正压力。在棘爪啮合面设计时，为了改善锁紧机构的性能，往往采用偏心设计。即棘爪转动中心和啮合面中心不重合，此时正压力不过转动中心，正压力对转动中心会形成一个转动力矩，从而影响锁紧机构的性能。图3 示出汽车锁棘爪啮合面中心位置示意图。以啮合点和转动中心点的连线为分界线，可以将偏心设计分为3 种：啮合面中心在分界线左侧（图3所示A 区）、啮合面中心在分界线右侧（图3所示B 区）和啮合面中心在分界线上。下面对这3 种设计进行具体的分析。

3.2.1 啮合面中心在分界线左侧

当啮合面中心在分界线左侧时，棘爪受力图（不考虑转动轴处的摩擦扭矩），如图4所示。此时棘轮和棘爪没有相对运动趋势，所以在啮合面上只存在正压力，而没有摩擦力。

由力矩平衡有：

式中：MDS——复位弹簧的力矩，N·mm；

N——棘轮对棘爪的正压力，N；

S——啮合点到转动中心的距离，mm；

θ——正压力方向和分界线的夹角，（°），衡量啮合面偏心的程度，θ 越大，表明啮合面偏心的越厉害；

FH——锁止状态下棘爪限位处施加给棘爪的力，N；

d——对转动中心的力臂，mm。

棘轮受力图，如图5所示（不考虑转动轴处的摩擦力），由力矩平衡有：

式中：N′——棘轮对棘爪正压力的反力，N′=N，N；

t2——N′到转动中心的力臂，mm；

FSeal——锁止状态下门盖系统给锁紧机构施加的密封力，N；

t1——FSeal对转动中心的力臂，mm。

将式（2）代入（3），得：

由式（4）可知，随着 FSeal的增大，FH也会增大，棘爪被锁的更紧。也就是说，当啮合面中心偏在分界线左侧时，N 会使得棘爪有一个向锁紧方向转动的趋势，棘爪会自锁。

3.2.2 啮合面中心在分界线右侧

图6 示出当啮合面中心在分界线右侧时，棘爪的受力图（不考虑转动轴处的摩擦扭矩）。

由图6 可知，棘轮对棘爪的正压力形成了一个解锁方向的力矩（Mpress/N·mm）。当 Mpress＜MDS时，棘爪和棘轮之间没有相对运动，此时啮合面上没有摩擦力存在。由力矩平衡有：

式中：FH——棘爪限位处的限位力，N。

当Mpress＞MDS时，棘爪将有一个向解锁方向运动的趋势，此时，FH为0，棘轮和棘爪之间有相对运动的趋势，啮合面上有静摩擦力产生。所以有：

式中：Ff——啮合面上的摩擦力，N。

当Ff＜最大静摩擦力时，棘爪相对于棘轮只有相对运动趋势，此时，啮合面上只有静摩擦力；当Ff＞最大静摩擦力时，棘爪相对于棘轮有相对运动，此时啮合面上会有动摩擦力产生。

棘轮受力图，如图6所示（不考虑转动轴处的摩擦力），式（3）依然成立。将式（5）代入式（3），得：

因 MDS，MFS，d，t1，t2，S 都是锁紧机构的结构参数，当锁紧机构结构确认后为定值，而FH随着FSeal的增加而减小，所以当FH=0 时，可得到棘轮与棘爪之间产生相对运动趋势的临界密封力：

棘轮与棘爪之间由相对运动趋势变为相对运动的临界密封力为：

由式（8）和（9）可以得到图7所示的曲线。

由图8 可知，当 sin θ-fcos θ=0 时，即可找到正压力和分界线的临界夹角θ0。

1）当 θ＜θ0时，FD_Seal_critical＜0，无论 FSeal为多大，啮合面上只有静摩擦力而不会产生动摩擦力，即棘轮与棘爪之间只会有相对运动趋势而不会发生相对运动。棘爪不会在正压力的作用下发生运动。

2）当 θ＞θ0时，存在 3 种情况，即：

a.当 FSeal＜FS_Seal_critical时（密封力在图中蓝线下方），棘轮对棘爪的正压力力矩还不能克服棘爪复位弹簧的力矩，棘轮和棘爪没有相对运动趋势，啮合面上没有摩擦力；

b.当 FSeal满足 FS_Seal_critical＜FSeal＜FD_Seal_critical时（密封力在图中蓝线和绿线之间），棘轮对棘爪的正压力力矩能克服棘爪复位弹簧的力矩，棘轮和棘爪只有相对运动趋势，还没有发生相对运动，此时啮合面上会产生静摩擦力；

c.当 FSeal＞FD_Seal_critical时（即：密封力在图中绿线上方），棘轮和棘爪之间发生相对运动，棘爪在正压力的作用下向解锁方向运动，此时锁紧结构存在自动解锁的风险。

3.2.3 啮合面中心在分界线上

当啮合面中心在分界线上时，棘爪的受力图，如图8所示，N 过棘爪的转动中心，所以N 对转动中心的力矩为0。在这种设计状态下，正压力对锁紧结构的锁止和解锁性能没有影响。

3.3 解锁过程力学分析

3.3.1 啮合面中心在分界线左侧

啮合面中心在分界线左侧时，解锁过程中棘爪的受力，如图9所示（不考虑转动轴处的摩擦扭矩）。

由力矩平衡有：

式中：F——解锁力，N；

l——解锁力对转动中心的力臂，mm；

f′——锁止面上的静态摩擦系数。

由式（10）可得，解锁力和偏心角关系图，如图10所示。可知，随着θ的增大，F 将迅速增大。

3.3.2 啮合面中心在分界线右侧

啮合面中心在分界线右侧时，解锁过程中棘爪的受力，如图11所示（不考虑转动轴处的摩擦扭矩）。

由力矩平衡有：

由式（11）可得解锁力和偏心角关系图，如图12所示。由图12 可知，随着θ的增大，F 将迅速减小。

3.3.3 啮合面中心在分界线上

啮合面中心在分界线上时，解锁过程中棘爪的受力，如图13所示（不考虑转动轴处的摩擦扭矩）。

由图13 可知，N 过转动中心，所以N 对转动中心的力矩为0，对解锁力没有影响。

4 结论

棘轮棘爪啮合面的偏心设计和棘轮弹簧的性能直接影响汽车门锁的锁止性能和解锁性能。从安全性和可靠性角度考虑，一般应将锁紧机构设计为自锁形式；当不得不采用解锁形式的结构时，需要控制解锁面的偏心角尽量小于临界角，以免产生自解锁风险。