毕业设计－汽车安全带锁扣的设计

毕业设计－汽车安全带锁扣的设计内容摘要：

adugethry39。 mlcAv,fPb20*jZTxMI:EYB()28 F1—— 弹簧刚片施加在下凹处的压力，其方向与弹簧刚片的压片角度有关。 一、弹簧刚度的选择 取 k=二、锁止时的受力计算 max1 22EIF l „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ () )F k x0弹 （ x „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ ()  —— 弹簧钢片压片与水平方向的夹角。 经测量，  =166 度； 设在锁扣未锁止时，弹簧钢片的压片压在锁止片时正处于最大转角处0 172  ， max = 0 17 2 16 6 6    E—— 弹性模量， 查《机械设计实用手册》 P768 表 414，得320 6 10E M Pa ； I—— 惯性矩，查《材料力学 1》（第 2 版）附录 C，得 312bhI ，经测量， h=1mm,b=5mm, 13 10Im . l—— 压片长度，见图 ，经测量， l=19mm。 0x —— 弹簧原长； x —— 弹簧受力后的长度； 根据公式 ，得9 1 31 322 20 6 10 10 3050 .2( 19 10 )FN     根据公式 ) 3 .5 ( 2 4 1 2 ) 4 2F k x N     0弹 （ x 2） 锁舌在运动过程中的受力分析 上海工程技术大学毕业设计（论文） 汽车安全带锁 扣的设计 Opinos adugethry39。 mlcAv,fPb20*jZTxMI:EYB()29 锁舌受到外力进入锁扣，到接触到滑块顶端之间这段时间内是不受到弹簧阻力的。 当锁舌接触到滑块，并继续沿着力的方向运动时，就会受到弹簧回复力的阻挠。 在这期间，可以将锁舌的运动看作是匀速运动，因此，依照牛 顿第一定律， ∑ F=0。 即 0FF 弹 „„„„„„„„„„„„„„ () F0—— 锁扣受到的外力； F 弹 —— 弹簧的回复力 ； 锁舌越往锁扣内部移动，受到的弹簧回复力越大，需要的外力也就越大。 按照滑块的最大行程为 10mm，弹簧的刚度为。 0( ) 3 . 5 1 2 4 2F k x x N    弹 F0 max= F 弹 =42N 结论：锁舌插入锁扣需要最大的力为 42N。 强度校合 当安全带锁扣锁止后，应该达到能够承受 GB141662020 规定的14700N 的实验载荷。 由于施加在锁舌上的实验载荷是沿着锁舌方向的，所以理论上锁止片不会因此被抬起。 所以在计算强度校合时，弹簧的回复力和弹簧钢片的压力忽略不计，仅对锁止片的强度进行校合。 Opinos adugethry39。 mlcAv,fPb20*jZTxMI:EYB()30 图 锁扣受到的实验载荷 根据图 计算压应力 Nb FA  „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ () NF —— 施加在锁舌上的载荷， 14700NFN ； A —— 锁止片下凹处的截面积，经测量， 210A mm ； 根据公式 ， 得414700 1 0 0 . 6 81 4 . 6 1 0Nb F M P aA   ； 经查《机械设计实用手册》 P298 的表 218， 45 号钢的许用抗压强度   600b MPa 。  bb，因此设计强度符合要求。 释放过程 14700N 上海工程技术大学毕业设计（论文） 汽车安全带锁 扣的设计 Opinos adugethry39。 mlcAv,fPb20*jZTxMI:EYB()31 当向按钮施加一个在规定范围内的力时，按钮向下运动，由于按钮两侧的下方是梯形的形 状，所以按钮运动到一定位置时，会将作用在按钮上的力一部分施加到杠杆机构上。 这样，杠杆机构与按钮相接触的一端（ a端）会被向下压，另一端（ b 端）则被抬高。 锁止片两侧有两个向外延伸的部分，而杠杆机构的 b 端通过一个月牙槽套在了较长的外伸部分上。 这样一来，当 b 端抬高时，锁止片在底框的锁止片槽的范围内绕着锁止片较短的外伸端向上作圆周运动。 当锁止片克服了弹簧钢片的压力后，锁止片的下凹处就被移出了锁舌的孔槽，这样锁舌就会受到滑块底下的弹簧的回复弹力，被弹出锁扣。 这样就达到了释放安全带的目的。 结合图 和图 能够更加直 观地了解这个过程。 对比两图中的箭头处，明显可以看出锁舌被弹了出来。 图 锁扣锁止时效果图 Opinos adugethry39。 mlcAv,fPb20*jZTxMI:EYB()32 图 按下按钮后的锁扣效果图 受力分析 结合图 ，来对释放锁扣时的受力状况进行分析。 图 释放锁扣的瞬间受力分析图 F2 F2’τ F2’n F弹 F3 上海工程技术大学毕业设计（论文） 汽车安全带锁 扣的设计 Opinos adugethry39。 mlcAv,fPb20*jZTxMI:EYB()33 F2 —— 施加在按钮上的压力； F 弹 —— 弹簧的回复力； F2’—— 克服弹簧的回复力后的压力； F2’τ —— F2切线方向上的分力； F2’n —— F2法线方向上的分力； F3 —— 传递 给锁止片的力； 释放锁扣时，对按钮施加压力，当这个力克服了弹簧的预紧回复力后，按钮开始向压力方向运动，当接触到杠杆机构的 a 端后，将力传递给了杠杆机构，使杠杆机构产生了一个绕着它的支点的顺时针旋转的力矩，从而通过 b 端的月牙槽将力传递给了锁止片。 当锁止片从杠杆机构得到的力克服了弹簧钢片的压力后，锁舌就会被滑块后的弹簧弹出锁扣，从而释放整 个安全带。 受力过程图见图。 图 受力过程图 一 受力计算 设各个力都作用在同一水平面上， a 端的受力点在圆台的圆心 处。 22F F F 弹 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ () 按 钮 杠杆 机 构 锁止片 克服弹簧回复力 产生力矩 F2 锁扣释 放 克服弹簧钢片的压力 Opinos adugethry39。 mlcAv,fPb20*jZTxMI:EYB()34 2 2 1si nnFF  „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ () 2 1 1 3 2 2c os c osnF x F x   „„„„„„„„„„„„„ () α1 —— 按钮侧边上接触杠杆机构的接触面与水平方向的夹角； α2 —— 底框侧壁上锁止片槽上边与下边的夹角； 1x —— a 端圆心到支点圆心的距离； 2x —— b 端圆心到支点圆心的距离； 由式 ， ， 可推出：  2 1 1 13 22si n c osc osF F xFx   弹 ， 对模型进行测量，此时按钮的行程为 9mm，即弹簧有了 9mm 的压缩量。 根据公式 ， ) 3 .5 9 3 1 .5F k x N    0弹 （ x。 经过测量，得到 α1= 度， α2= 度， 1x =14mm， 2x =。 32(    ） „„„„„„„„„„„„„„„„„ () 图 锁止片受力分析图 F3n —— F3在图 所示平面的法向分力； F1n —— F1在图 所示平面的法向分力； F3n F3n F1n 上海工程技术大学毕业设计（论文） 汽车安全带锁 扣的设计 Opinos adugethry39。 mlcAv,fPb20*jZTxMI:EYB()35 如图 ，因为锁止片两端各自连着一个杠杆机构，所以左右两端都会受到 F3的作用。 在锁扣释放的瞬间， 312 nnFF 再根据式 ，可推出 ： 3 2 2 12 c o s 2 ( 3 1 .5 ) 0 .6 6 c o s15 .2 c o s( 1 8 0 )F F F       —— 弹簧钢片压片与水平方向的夹角。 经测量，  =166 度； 根据 的计算， F1=。 这样就可以计算出打开锁扣的瞬间，施加在按钮上的力 2 。 根据 GB141662020 的规定，打开锁扣的力应该小于 137N，故符合标准。 规定中还提到为了避免锁扣意外释放，应该避免以 10N 的力打开锁扣的可能性。 经测量，在按钮归零位置，按钮下方的弹簧有 的变形量，按找公式 ,经计算可得弹簧预紧回复力为 ，也就是说，小于 的力是不能按动按钮的，故符合标准。 5 锁扣连接件的强度校合 连接件介绍 锁扣与车身内部的连接是通过连杆末端的定位孔依靠螺栓与车身内部连接的。 当车辆紧急刹车时，座位上的乘员由于惯性产生向前的冲力，这个力除了被安全带织带和预紧限力装置吸收一部分外，也有相当一部分力会传递到锁扣连接件上，这就要求连接件除了有较好的预紧力外，还要具备教好的力学性能。 根据以上原因，本设计的锁扣的连接件使用以 45号钢为材料的 12 80M 六角头螺栓。 验算连接件强度 Opinos adugethry39。 mlcAv,fPb20*jZTxMI:EYB()36 假设乘客体重 75Kg，车辆以每小时 80 公里的车速紧急刹车，在 2 秒内车速降为零，而且连接件承受产生的全部的冲力。 根据牛顿第二定律， F=ma。 m 是质量， a 是加速度。 上述情况下，产生的冲力 8 0 1 0 0 07 5 3 8 93 6 0 0 2F m a N    计算预紧力 预紧力公式查《机械设计实用手册》 P587，表 322。 0 nKRF Zmf „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ () F0 —— 所需预紧力， N； Kn —— 可靠性系数，通常 取 Kn=~； R —— 横向载荷， N； Z —— 螺栓个数； m —— 摩擦面的数量； f —— 接合面间的摩擦系数，查表 51； Kn 取 ； R=F=389N； Z 取 1； m取 2；经查表 51， f 取。 代入式 ： 0 1 .2 3 8 9 23341 2 0 .1nKRFNZm f    上海工程技术大学毕业设计（论文） 汽车安全带锁 扣的设计 Opinos adugethry39。 mlcAv,fPb20*jZTxMI:EYB()37 表 51 预紧连接接合面的摩擦系数 f值 被连接件 表面状态 f 值 钢或铸铁零件 干燥的加工表面 ~ 有油的加工表面 ~ 刚结构 喷沙处理 ~ 涂 覆锌漆 ~ 轧制表面，钢丝刷清理浮锈 ~ 校合螺栓拉伸强度 校合公式见《机械设计实用手册》 P587，表 322。  01 11 .3sFA„„„„„„„„„„„„„„„„„ ()  1 sn  „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„ () As —— 螺栓部分危险截面的计算面积， 214S dA  ， mm2 n —— 安全系数，当控制预紧力时 ， n=~； s —— 屈服强度， MPa； 1 —— 拉伸许用应力， MPa； n 取 ， 45 号钢的屈服强度为 360MPa，根据公式 可得：  1 360 2401 .5 M P a „„„„„„„„„„„„„ () 计算最小螺栓直径 根据公式 ，可推出： Opinos adugethry39。 mlcAv,fPb20*jZTxMI:EYB()38   20 23 34 324 0 10s FA mm    又因为 214S dA  ，所以可得出： m i n 4 4 3 4sAd mm   ； 小结 由于计算得出的最小直径为 ， 12，所以设计的连接件 —— 45 号钢为材料的 12 80M 六角头螺栓符合设计标准。 当车速为假设的 2倍，即 160 公里的时速，经过计算得出的最小螺栓直径为 ，设计的连接件依然符合标准。 6 安全带锁扣其他的。