一种防撞型安装底座的设计方法
阅读：714发布：2023-03-01
专利汇可以提供一种防撞型安装底座的设计方法专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且本 发明 记载了一种防撞型安装底座的设计方法，防撞型安装底座包括镜体、镜柄以及底座，该底座包括底座装饰盖、夹片、 垫 块 以及卡夹；底座装饰盖设置有转动盖、限位片以及 弹簧 ；设计方法包括：S1、计算 后视镜 受撞击产生 扭矩 ；S2、计算后视镜受撞击的转动，对弹簧产生的压缩 力 F压；S3、设计 压缩弹簧 ；S4、通过CAE 软件 模拟计算副 外后视镜 振动固有 频率 ，避开机盖振动频率，防止车辆行驶过程中后视镜抖动；S5、利用撞击试验来验证结构设计的合理性。即本发明通过在底座的内部增加了转动盖、限位片以及弹簧，从而极大程度的降低了后视镜碰撞后的损伤程度，进而具备了牢固可靠、安全性高等优点，并最终达到了提高经济效益的目的。，下面是一种防撞型安装底座的设计方法专利的具体信息内容。
1.一种防撞型安装底座的设计方法，其特征在于，所述方法包括以下步骤：
S1、计算后视镜受撞击产生扭矩；具体为根据动量定理：
M＝F0×L0；
其中，M为后视镜受到撞击时产生扭矩，F0为后视镜中心受到撞击时的瞬时力，L0为后视镜中心相对转轴的力臂；
S2、计算后视镜受撞击的转动，对弹簧产生的压缩力F压；具体为根据力学平衡原理：
tanа＝F压/F切，即F压＝F切×tanа；
其中，F切为凸起斜坡所受的切向力，且F切＝M/L1＝F0×L0/L1，а为凸起斜坡的角度，L1为凸起斜坡离转动中心的力臂；
所述扭矩M的单位为牛米，所述瞬时力F0、切向力F切以及圧缩力F压的单位均为牛，力臂L0和L1的单位均为米；
S3、设计压缩弹簧；具体为利用步骤S2中得到的F压，再结合弹簧压缩后的高度H2和弹簧的工作高度H1来设计出符合要求的圆柱型压缩弹簧；且弹簧压缩后的高度H2和弹簧的工作高度H1的的单位均为米；
S4、通过CAE软件模拟计算副外后视镜振动固有频率，避开机盖振动频率，防止车辆行驶过程中后视镜抖动；
S5、利用撞击试验来验证结构设计的合理性。
一种防撞型安装底座的设计方法
技术领域
背景技术
[0003] 目前，根据国家GB15084-2006机动车辆后视镜的性能和安装要求6.2节，机动车辆外后视镜必须满足撞击要求，进行撞击试验，摆球撞击后视镜后继续能够在摆臂的释放平面内继续摆动20°以上。
[0004] 然而，市场上现有的教练车副外后视镜大多无防撞功能，不满足国家法规要求，而且没有经过相关撞击试验，更没有官方认可的情况下，难以满足用户对品牌和质量的要求。
发明内容
[0005] 为了解决上述的教练车后视镜无防撞功能的问题，本发明提供一种防撞型安装底座的设计方法，可以满足GB15084-2006机动车辆后视镜的性能和安装要求中的撞击试验要求，从而满足客户对安全和品质的追求。
[0006] 上述的一种防撞型安装底座的设计方法，包括以下步骤：
[0007] S1、计算后视镜受撞击产生扭矩；具体为根据动量定理：
[0008] M＝F0×L0；
[0011] tanа＝F压/F切，即F压＝F切×tanа；
[0012] 其中，F切为凸起斜坡所受的切向力，且F切＝M/L1＝F0×L0/L1，а为凸起斜坡的角度，L1为凸起斜坡离转动中心的力臂；
[0013] 扭矩M的单位为牛米，所述瞬时力F0、切向力F切以及圧缩力F压的单位均为牛，力臂L0和L1的单位均为米；
[0014] S3、设计压缩弹簧；具体为利用步骤S2中得到的F压，再结合弹簧压缩后的高度H2和弹簧的工作高度H1来设计出符合要求的圆柱型压缩弹簧；且弹簧压缩后的高度H2和弹簧的工作高度H1的的单位均为米；
[0016] S5、利用撞击试验来验证结构设计的合理性。
[0017] 本发明的优点和有益效果在于：本发明提供了一种防撞型安装底座的设计方法，通过在底座的内部增加了转动盖、限位片以及弹簧，从而极大程度的降低了后视镜碰撞后的损伤程度，进而具备了牢固可靠、安全性高等优点，并最终达到了提高经济效益的目的。附图说明
[0018] 为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，下面将对实施例或现有技术描述中所需要使用的附图作简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图仅仅是本发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动性的前提下，还可以根据这些附图获得其他的附图。
[0019] 图1是本发明中防撞型安装底座的结构示意图；
[0020] 图2是本发明中防撞型安装底座的爆炸图；
[0021] 图3是本发明中防撞型安装底座的底视图；
[0022] 图4是图3中防撞型安装底座的A-A剖面图；
[0023] 图5是本发明中防撞型安装底座的侧视图；
[0024] 图6是图5中防撞型安装底座的B-B剖面图；
[0025] 图7是图5中防撞型安装底座的C-C剖面图。
具体实施方式
[0026] 下面结合附图和实施例，对本发明的具体实施方式作进一步描述。以下实施例仅用于更加清楚地说明本发明的技术方案，而不能以此来限制本发明的保护范围。
[0027] 如图1～7所示，本发明记载了一种用于后视镜的防撞型安装底座，包括镜体1、镜柄2以及底座，该镜柄2的一端与镜体1相互固定，而其另一端则插入底座内。
[0028] 其中，上述的底座包括自上至下依次设置的底座装饰盖3、夹片7以及垫块9，该底座装饰盖3的内部设置有转动盖4、限位片5以及弹簧6，且镜柄2依次穿过转动盖4、限位片5以及弹簧6；为了实现一定角度的转动，转动盖4设计为具有凹槽的环形结构，并且将弹簧6的一端插入该转动盖4的凹槽内进行固定，而其另一端通过下方的夹片7进行固定，至于限位片5则位于转动盖4与弹簧6之间；
[0029] 同时，在底座内还设置有卡夹8，该卡夹8的一端局部嵌入到镜柄2内，而其另一端则贴合于夹片7的下表面。
[0030] 如图4所示，上述的夹片7的一端设置有弯折结构，该弯折结构通过紧固件10固定于汽车车身的机盖外板11上，该机盖外板11的周围还有机盖内板12和车身翼子板13；至于夹片7上远离弯折结构的一端同样通过紧固件10固定于底座装饰盖3的下方，从而实现稳固安装的效果。
[0031] 在实际使用中，首先安装镜体1和镜柄2的位置关系，即将后视镜的镜体1安装在镜柄2上；
[0032] 然后，再安装镜柄2、底座装饰盖3、转动盖4、限位片5、弹簧6以及夹片7的位置关系，即依次将底座装饰盖3、转动盖4、限位片5、弹簧6以及夹片7安装在镜柄2上，再通过卡夹8将限位片5、弹簧6和夹片7安装于镜柄2上；
[0033] 最后，安装底座装饰盖3和夹片7的位置关系，即通过紧固件10将底座装饰盖3固定在夹片7上，至此完成整个后视镜和底座的组装。
[0034] 此外，本发明还记载了一种防撞型安装底座的设计方法，具体包括以下步骤：
[0035] S1、计算后视镜受撞击产生扭矩；具体为根据动量定理：
[0036] M＝F0×L0；
[0037] 其中，M为后视镜受到撞击时产生扭矩，F0为后视镜中心受到撞击时的瞬时力，L0为后视镜中心相对转轴的力臂；
[0038] S2、计算后视镜受撞击的转动，对弹簧产生的压缩力F压；具体为根据力学平衡原理：
[0039] tanа＝F压/F切，即F压＝F切×tanа；
[0040] 其中，а为凸起斜坡的角度，L1为凸起斜坡离转动中心的力臂,F切为凸起斜坡所受的切向力，且F切＝M/L1＝F0×L0/L1，扭矩M的单位为牛米，所述瞬时力F0、切向力F切以及圧缩力F压的单位均为牛，力臂L0和L1的单位均为米；
[0041] S3、设计压缩弹簧；具体为利用步骤S2中得到的F压，再结合弹簧压缩后的高度H2和弹簧的工作高度H1来设计出符合要求的圆柱型压缩弹簧；且弹簧压缩后的高度H2和弹簧的工作高度H1的的单位均为米；
[0042] S4、通过CAE软件模拟计算副外后视镜振动固有频率，避开机盖振动频率，防止车辆行驶过程中后视镜抖动；
[0043] S5、利用撞击试验来验证结构设计的合理性。
[0044] 下面结合具体实例对上述方法进行说明：
[0045] 1、根据GB15084-2006机动车辆后视镜的性能和安装要求6.2节撞击实验要求，臂长为1000mm，直径为165mm的钢球模型，从相对于摆的铅垂线60°的角度处自由下落，当摆到铅垂位置时，球型打击后视镜中心，经计算摆球撞击的后视镜产生的扭矩为M＝4.8Nm。
[0046] 2、根据上述要求，可知转动盖凸起斜坡角度а＝30°，而凸起斜坡离转动中心力臂为L1＝12.5mm,由此可得凸起斜坡所受切向力：
[0047] F切＝M/L1＝4.8Nm/12.5mm≈380N；
[0048] 再利用力学平衡原理得到：
[0049] tanа＝F2/F切，F2＝F切×tanа＝380N×tan30°≈220N；
[0050] 3、设计圆柱压缩弹簧，在设定后视镜不转动情况下，弹簧高度为H1＝24mm，所受压缩力F1＝190N；而在设定后视镜转动的过程中，弹簧最大压缩高度为H2＝22mm，所受压缩力F2＝220N。
[0052] (1)选择材料
[0054] (2)材料直径
[0055] 根据GB1239.6-1992(5)式计算钢丝直径d按旋绕比：
[0056] C＝D/d＝23/3＝7.7
[0057] 查GB1239.6-1992图1得曲度系数K＝1.13代入GB1239.6-1992(5)式得[0058]
[0059] 根据GB1358的系列值，取d＝3mm。基本与原假设相符合。
[0060] (3)弹簧刚度和圈数
[0061] 弹簧所需刚度按GB1239.6-1992(3)式可知为：
[0062]
[0063] 按GB1239.6-1992(7)式可得弹簧圈数：
[0064]
[0065] 取n＝4圈，且支撑圈n2＝2圈，则总圈数：
[0066] n1＝n+n2＝4+2＝6圈。
[0067] (4)弹簧刚度、变形量和负荷校核
[0068] 弹簧刚度由GB1239.6-1992(3)式可得：
[0069]
[0070] 大于所需刚度15N/mm，负荷刚度要求。
[0071] 同样由GB1239.6-1992(3)式可得安装变形量:
[0072]
[0073] 转动压缩变形量：
[0074]
[0075] 由GB1239.6-1992(19)式可得自由高度为：
[0076] H0＝H1+Δh1＝24+11.6＝35.6
[0077] 取H0＝36mm，将安装高度定为24mm，则安装变形量Δh1＝12mm，由GB1239.6-1992(3)式可得安装负荷：
[0078] F1＝P’×Δh1＝16.4×12＝196.8N
[0079] 转动压缩时的工作负荷：
[0080] F2＝P’×Δh2＝16.4×14＝229.6N
[0081] 与要求值F1＝190N和F2＝220N接近，故符合要求。
[0082] (5)自由高度、压并高度和压变形量：
[0083] 自由高度：H0＝H1+Δh1＝24+12＝36mm
[0084] 压并高度：Hb＝n1×d＝6×3＝18mm
[0085] 压并变形量：Δhb＝H0-Hb＝36-18＝18mm。
[0086] (6)试验负荷和试验负荷下的高度和变形量
[0087] 按Ⅲ类负荷考虑，取试验切应力：
[0088] [τg]＝1.2[τ]＝1.2×570N/mm2＝684N/mm2
[0089] 由GB1239.6-1992可得最大试验切应力：
[0090] [τg]＝0.55σb＝0.55×1710＝940.5N/mm2
[0091] 由此可知未超过此最大值。
[0092] 由GB1239.6-1992(11)式可得试验负荷：
[0093]
[0094] 试验负荷下的变形量：
[0095]
[0096] 由于Δhg>Δhb，取Δhg＝Δhb＝18mm，也即试验负荷下的高度
[0097] Hg＝Hb＝18mm，因而得试验负荷：
[0098] Fg(Fb)＝P’×Δhb＝16.4×18＝295.2
[0099] 由GB1239.6-1992(11)式可得试验切应力：
[0100]
[0101] (7)特性校核：
[0102]
[0103] 满足0.2Fg≤Δh12≤0.8Fg的要求。
[0104] (8)结构参数：
[0105] 自由高度：H0＝36mm
[0106] 安装高度：H1＝24
[0107] 工作负荷高度：H2＝22mm
[0108] 压并高度：Hb＝18mm：
[0109]
[0110] 螺旋角：
[0111]
[0112] 材料展开长度：
[0113] L≈πDn1＝π×23×6＝433.5mm。
[0114] (9)弹簧的疲劳强度和稳定性校核：
[0115] 疲劳强度校核，根据 在GB1239.6-1992图1查得曲度系数K＝1.13，从而根据GB1239.6-1992(1)式得：
[0116]
[0117]
[0118] 从而可得：
[0119]
[0120]
[0121] 从GB1239.6-1992图3中可以看出此γ和τmax/σb的焦点在107作用次数以下，表明此弹簧的疲劳寿命N>107作用次数。
[0122] 高径比b＝H0/D＝36/23＝1.57，按两端回转考虑，为了保证稳定性，则需b≤2.6，满足此项要求。
[0123] 4、副外后视镜样件安装在机盖上后，进行路试，不会产生共振，镜面成像稳定不晃动。
[0124] 5、已进行撞击试验，满足法规要求。
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