基于蝸輪蝸桿傳動的八向可調(diào)式轎車電動座椅的設計

基于蝸輪蝸桿傳動的八向可調(diào)式轎車電動座椅的設計[摘要]本課題設計一種基于蝸輪蝸桿傳動座椅前后可調(diào)、座椅前部高、座椅后部上下可調(diào)、靠背角度可調(diào)的八向可調(diào)經(jīng)濟型轎車電動座椅，要求操作簡便，運動平穩(wěn)，平安可靠，噪音低。方案的思路就是電動座椅是利用電動機的動力來調(diào)整座椅前后的位置和靠背的傾斜度，自動適應不同體型的駕駛員與乘員的乘坐舒適性要求。電動座椅能滿足便利性和舒適性，駕駛員通過按鍵操縱，既可以將座椅調(diào)整到最正確位置上，以獲得最好視野，得到易于操縱方向盤、腳踏板、變速桿等操縱件的便利，還可以獲得舒適和最習慣的乘坐角度。[關鍵字]電動座椅八向位蝸輪蝸桿滾珠絲杠EightwormdriveelectriccarstotheadjustableseatdesignGaoPan〔Grade06,Class5,MechanicDesignmanufactureandAutomatic，ShaanxiUniversityofTechnology，Hanzhong723003，Shaanxi〕Tutor:Zhi-FengLi[Abstract]Theissuetodesignaturbine-basedwormdrivearoundtheadjustableseat,frontseathighbackchairwithadjustableheight,adjustablebackrestangleadjustableeight-economiccartotheelectricchair,requestedoperationeasy,smoothmotion,safe,reliable,lownoise.Theideaistochairtheprogramistheuseofelectricmotorpowertoadjusttheseatpositionandbackbeforeandafterthetilt,auto-adapttodifferentsizeofthedriverandcrewcomfortrequirements.Electricchairtomeettheconvenienceandcomfortofthedriverthroughthebuttonmanipulation,caneitheradjusttheseattothebestwhitegpositiontogetthebestview,beeasytocontrolthedirectionof，Plate,pedals,gearleverandotherpartstofacilitatemanipulation,canalsogetusedtotheridecomfortandthebestangle.[keyWords]electricseateightballscrewwormtoplaceturbines目錄引言11：轎車電動座椅的介紹21.1橋車的國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及開展水平的相關介紹21.2本次課程設計的提出及相關問題41.3轎車座椅尺寸參數(shù)52：電動座椅水平移動系統(tǒng)方案確實定72.1前后移動方案的選定7傳動調(diào)節(jié)裝置確實定7傳動方案確實定82.2水平滑動電機的選擇9絲桿電機的選擇9選擇電動機類型102．3選擇電動機的容量103:水平移動系統(tǒng)中蝸輪蝸桿的設計133.1選擇蝸桿傳動類型133.2選擇材料133．3按齒面接觸疲勞強度進行計算13確定作用在蝸桿上的轉矩13載荷系數(shù)確實定13確定彈性影響系數(shù)13確定接觸系數(shù)14確定許用應力14中心距的計算143.4蝸桿與渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸143.4．1蝸桿14蝸輪153.5校核齒根彎曲疲勞強度153.6驗算效率163.7精度等級公差164：水平移動系統(tǒng)中絲桿螺母傳動副的設計184.1絲桿螺紋傳動導程、效率、和驅(qū)動扭矩的計算18導程s的計算18驅(qū)動扭矩m194.2滑動螺旋副的設計計算195：電動座椅仰合系統(tǒng)方案確實定225.1仰合方案確實定22方案一：齒輪齒條機構22方案二：滑塊搖桿機構235.2仰合電動機的選擇24選那么電動機的類型24選擇電動機的功率245.3傳動裝置的總體設計25計算總傳動比及分配各級傳動比25計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)26〔2〕各軸功率26〔3〕各軸的轉矩266：仰合系統(tǒng)中蝸輪蝸桿的設計276.1選擇蝸桿的類型276.2材料的選擇276.3相關參數(shù)276.4校核齒根疲勞強度286.5驗算效率287：仰合系統(tǒng)中齒輪的設計307.1選定齒輪類型、精度等級、材料、及齒數(shù)307.2按齒面接觸強度設計30確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值30計算317.3按齒輪根彎曲強度設計31確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值32設計計算327．4幾何尺寸計算338：電動座椅升降系統(tǒng)的設計348.1方案的選擇348.2螺桿的設計計算34抗壓強度計算34穩(wěn)定性的計算35自鎖能力的核算35參數(shù)368.3高度調(diào)節(jié)電動機的選擇36選參數(shù)36螺桿的轉矩36計算電機的轉矩36校核所選的電機轉矩379：聯(lián)軸器的選擇389.1選擇聯(lián)軸器的類型389.2計算聯(lián)軸器的計算轉矩389.3選擇型號38總結39致謝40文獻41附錄：英文文獻及其翻譯42引言隨著人類生活水平的不斷提高和科學技術的蓬勃開展，汽車作為一種更為廣泛的交通工具被用于人們的日常生活中，汽車的種類越來越多，功能越來越齊全，不斷地向智能化開展，人們對汽車的便利性、舒適度的要求更是越來越高。過去的轎車以交通為唯一目的，現(xiàn)在的轎車設計思想那么倡導人與車的融合，座椅就是這個設計思想中極其重要的環(huán)節(jié)?，F(xiàn)在的轎車的駕駛者座椅和前部成員座椅是電動可調(diào)的，又稱電動座椅，座椅是與人接觸的最為密切的部件，人們對橋車平順性的評價多是通過座椅的感受作出的。因此，電動座椅是直接影響轎車質(zhì)量的關鍵部件之一，現(xiàn)代轎車座椅涉及到電子學、人體工程學、工業(yè)設計學等方面的領域，隨著汽車技術的開展，轎車座椅巳從一個簡單的部件開展到一個比擬復雜和精確程度要求比擬高的部件。轎車電動座椅以駕駛者的座椅為主。從效勞對象出發(fā)，電動座椅必須要滿足便利性和舒適性兩大要求。也就是說駕駛者通過鍵鈕操縱，既可以將座椅調(diào)整到最正確位置上，使駕駛者獲得最好的視野，得到易于操縱方向盤、踏板、變速桿等操縱件的便利，還可以獲得最舒適和最習慣的乘坐角度。為了滿足這些要求，世界汽車生產(chǎn)大國的有關廠家都競相采用機械和電子技術手段，制造出可調(diào)整的電動座椅。為了給不同的乘客提供不易疲勞、平安舒適的乘坐位置，現(xiàn)在很多汽車中都安裝了座椅調(diào)節(jié)裝置。按照調(diào)節(jié)方式的不同座椅調(diào)節(jié)裝置可以分為手動調(diào)節(jié)式和動力調(diào)節(jié)式。其中動力調(diào)節(jié)按照動力源的不同又分為真空式、液壓式和電動式三種，其中電動座椅因操作方便，結構簡單被廣泛使用。按著座椅電機的數(shù)目和調(diào)節(jié)方向數(shù)目的不同，電動座椅一般有兩向、四向、六向、八向和多向可調(diào)等。本次課程設計主要是基于蝸輪蝸桿傳動的八向可調(diào)式轎車的電動座椅的計，本次設計是在轎車普通座椅的根底上，設計一種基于蝸輪蝸桿傳動的座椅前后可調(diào)、座椅前部上下可調(diào)，座椅后部上下可調(diào)，靠背部角度可調(diào)的八向可調(diào)經(jīng)濟型轎車座椅，要求操縱方便，運動平穩(wěn)，平安可靠，低噪音。1：轎車電動座椅的介紹轎車的座椅是衡量轎車檔次的重要依據(jù)，因此轎車設計師十分重視電動座椅的設計，從材料到形狀，盡量做得完美無缺。在造型方面，充分考慮人體尺寸、人體重量、乘坐姿勢和體壓分布等因素，應用人體工程學的研究成果和先進技術，制造出乘坐舒適、久坐不乏的座椅。1.1橋車的國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及開展水平的相關介紹目前國內(nèi)汽車座椅根本上是一種固定的姿勢，人長時間保持一種相對穩(wěn)定的坐姿很容易疲勞，從提高駕乘人員舒適度的角度，給出一種新型電動座椅的設計思路。對于可以調(diào)節(jié)的汽車電動座椅的研究，國內(nèi)發(fā)現(xiàn)尚少。尤其在目前，國內(nèi)市場上所見電動座椅大多出現(xiàn)在進口汽車上，汽車電動座椅有兩向移動、四向移動、六向移動等多種類型。兩向電動座椅只能作前后水平移動：四向電動座椅除前后水平移動外，還可以升降：六向電動座椅除了夠控制上述移動外，座椅的座位前部和靠背還可以分別升降。大多數(shù)電動座椅使用永磁型電動機，通過裝在左座側板上或左門扶手上的肘節(jié)式控制開關控制電流路線和方向?？墒鼓骋浑妱訖C按不同方向轉動。大多數(shù)永磁型電動機內(nèi)裝有斷路器，以防電動機過載。許多福特汽車電動座椅的電動機在磁鐵外殼內(nèi)裝有3個獨立的電樞。有的電動座椅使用串激電動機(如通用公司生產(chǎn)的某些汽車)，用2個磁場線圈使電動機能作雙向轉動。這種電動機一般使用繼電器以控制電流方向，因此當開關換向時，可以聽到繼電器吸合的咔嗒聲。電動座椅使用的電動機的數(shù)量多的可達8個。本方案是一種機械設計制造學、人體工程學與電子技術相結合的八個方向(座椅水平平行前后移動、座椅前端上下升降、座椅后端上下升降、座椅靠背的角度旋轉)調(diào)節(jié)。汽車電動座椅一般由雙向電動機、傳動裝置和座椅調(diào)節(jié)器等組威。傳動裝置包括變速器、聯(lián)軸裝置和電磁閥。座椅調(diào)節(jié)器的主要部件是螺旋千斤頂和齒輪傳動機構。傳動裝置和座椅調(diào)節(jié)器之間用軟軸連接。通過座椅調(diào)節(jié)器實現(xiàn)對座椅的調(diào)節(jié)。方案的思路就是電動座椅是利用電動機的動力來調(diào)整座椅位置、靠背的傾斜度等，自動適應不同體型的駕駛員與乘員的乘坐舒適性要求?，F(xiàn)代轎車的駕駛者座椅和前部成員座椅多是電動可調(diào)的，又稱電動座椅。座椅是與人接觸最密切的部件，人們對轎車平順性的評價多是通過座椅的感受作出的。因此電動座椅是直接影響轎車質(zhì)量的關鍵部件之一。轎車電動座椅以駕駛者的座椅為主。從效勞對象出發(fā)，電動座椅必須要滿足便利性和舒適性兩大要求。也就是說駕駛者通過鍵鈕操縱，既可以將座椅調(diào)整到最正確位置上，使駕駛者獲得最好的視野，得到易于操縱方向盤、踏板、變速桿等操縱件的便利，還可以獲得最舒適和最習慣的乘坐角度。為了滿足這些要求，世界汽車生產(chǎn)大國的有關廠家都競相采用機械和電子技術手段，制造出可調(diào)整的電動座椅。由于座椅是衡量轎車檔次的重要依據(jù)，因此轎車設計師十分重視電動座椅的設計，從材料到形狀，盡量做到完美無缺。在造型方面，充分考慮人體尺寸、人體重量、乘坐姿勢和體壓分布等因素，應用人體工程學的研究成果和先進技術，制造出乘坐舒適、久坐不乏的座椅。在材料方面，由于座椅還起到車廂裝飾的作用，因此座椅面料的顏色要與車廂的總色調(diào)一致，除了質(zhì)地優(yōu)良，還要有良好的手感，使人們一坐上就有一種舒適的感覺?，F(xiàn)代轎車的電動座椅是由坐墊、靠背、靠枕、骨架、懸掛和調(diào)節(jié)機構等組成，其中調(diào)節(jié)機構由控制器、可逆性直流電動機和傳動部件組成，是電動座椅中最復雜和最關鍵的局部，可逆性直流電動機必須體積小，負荷能力要大；而機械傳動部件運行時要求要有十分良好的穩(wěn)定性，噪音要低?？刂破鞯目刂奇I鈕設置在駕駛者操縱方便的地方；一般在門內(nèi)側的扶手上面。有些轎車的控制器還設有微電腦，有記憶能力，只要按下某一記憶按鈕，即可自動將電動座椅調(diào)整到存儲的位置上?？赡嫘灾绷麟妱訖C一般有三個以上，他們受控制其控制并分別驅(qū)動某個調(diào)整方向的傳動部件。傳動部件有蝸桿軸、蝸輪、心軸和齒條等。調(diào)整時，主動軸在電動機的驅(qū)動下，帶動從動軸轉動，從而將心軸旋入或旋出，即座椅下降或上升。如果蝸輪又與齒條嚙合，蝸輪轉動將齒條移動，即令座椅前移或后移。目前調(diào)節(jié)機構可以調(diào)節(jié)座椅的水平移動和垂直移動，靠背的角度移動和靠枕的高度移動，即所謂“六向可調(diào)式〞?，F(xiàn)在先進的技術還可調(diào)節(jié)座椅底座的前后、座椅底座前方的上下、座椅底座前方的上下及座椅靠背的前后擺動，此即“八向可調(diào)式〞，乘員可以根據(jù)自己的身材將座椅調(diào)到一個適宜的位置。過去的轎車以交通為唯一目的，今天的轎車設計思想那么倡導人與車的融合，座椅就是這個設計思想中極其重要的環(huán)節(jié)。現(xiàn)代轎車座椅涉及到電子學、人體工程學、工業(yè)設計學等方面的領域，隨著汽車技術的開展，轎車座椅已從一個簡單的部件開展到一個比擬復雜和精度程度要求比擬高的部件?，F(xiàn)代轎車已經(jīng)不是一個單純的運載工具，他已經(jīng)是“人、汽車與環(huán)境〞的組合體。座椅作為汽車使用者的直接支撐裝置，在車廂部件中具有非同小可的重要性。汽車座椅的主要功能是為駕馭者提供便于操縱、舒適、平安個不易疲勞的駕駛座位。座椅設計適應同時滿足以下五點根本要求一、座椅的合理布置；二、座椅外形要符合人體生理功能；三、座椅應具有調(diào)節(jié)機構；四、座椅有良好的振動特性；五、座椅必須十分平安可靠。1.2本次課程設計的提出及相關問題隨著人類生活水平的不斷提高和科學技術的蓬勃開展，汽車作為一種更為廣泛的交通工具被用于人們的日常生活中，汽車的種類越來越多，功能越來越齊全，不斷地向智能化開展，人們對汽車的便利性、舒適度的要求更是越來越高。過去的轎車以交通為唯一目的，現(xiàn)在的轎車設計思想那么倡導人與車的融合，座椅就是這個設計思想中極其重要的環(huán)節(jié)。現(xiàn)在的轎車的駕駛者座椅和前部成員座椅是電動可調(diào)的，又稱電動座椅，座椅是與人接觸的最為密切的部件，人們對橋車平順性的評價多是通過座椅的感受作出的。因此，電動座椅是直接影響轎車質(zhì)量的關鍵部件之一，現(xiàn)代轎車座椅涉及到電子學、人體工程學、工業(yè)設計學等方面的領域，隨著汽車技術的開展，轎車座椅巳從一個簡單的部件開展到一個比擬復雜和精確程度要求比擬高的部件。所以我本次課程設計的題目是基于蝸輪蝸桿傳動的八向可調(diào)式轎車電動座椅設計，本次設計是在轎車普通座椅的根底上，設計一種基于蝸輪蝸桿傳動的座椅前后可調(diào)、座椅前部上下可調(diào)，座椅后部上下可調(diào)，靠背部角度可調(diào)的八向可調(diào)經(jīng)濟型轎車座椅，要求操縱方便，運動平穩(wěn)，平安可靠，低噪音。在經(jīng)過認真思考和查閱相關資料后，我認為本次課程設計主要是解決以下主要問題：查閱相關資料，了解電動座椅的開展的動態(tài)。由于座椅是衡量轎車檔次的重要依據(jù)，因此電動座椅在具體設計時應該需要引起重視，在工藝結構造型方面，那么需要移動，即令座椅前移或后移。充分考慮人體尺寸、人體重量、乘坐姿勢和體壓分布等因素。方案的關鍵是基于蝸輪蝸桿傳動的結構設計，實現(xiàn)要求的八向位傳動。并能合理的安排電動機、各機構在座椅上的布局。座椅是支撐和保護人體的構件，必須十分平安可靠，所以要進行蝸輪蝸桿傳動機構的剛度計算。大多數(shù)電動座椅采用永磁式電動機，查閱相關資料，合理選用電動機，還要考慮其在座椅中的相對位置。在繪圖時，要盡可能的將各個機構完整的表達出來。1.3轎車座椅尺寸參數(shù)國家標準GB/0000-28《中國成年人人體尺寸》按照人機工程學的要求提供了我國成年人人體尺寸的根本數(shù)據(jù)，座椅的座位空間及座椅的尺寸應保證適應人體舒適坐姿的生理特征，提供實現(xiàn)舒適做態(tài)的支承條件。GB/14774-1993《工作座椅一般人類工效學要求》給出了工作座椅的根本結構和主要參數(shù)，使工作座椅設計的根本依據(jù)。根據(jù)以上標準，結合轎車車內(nèi)空間和駕乘人員的調(diào)節(jié)要求，確定如下參數(shù)?！?〕椅面高度：定義為椅面前緣至駕駛員駐點的垂直距離。選定駕駛員座椅椅面高度可調(diào)范圍為280-380mm?！?〕椅面寬度：座椅坐墊兩側寬度。防止駕乘者在出現(xiàn)離心力時臂部產(chǎn)生橫向滑動，要在座椅椅面兩側附加額外防滑凸起設計，所以椅面總寬選定500mm?！?〕椅面深度：指椅面前緣至靠背前面水平距離。深度過大時軀干相對前移，腰部得不到良好的支撐，引起疲勞；過小時，大腿得不到良好的支撐。所以為了保障駕乘者的臂部和大腿部被充分支撐和包裹，椅面深度選定550mm。〔4〕靠背高度：靠背最下端到最頂端的距離。為保證座椅靠背在具有角度傾斜時同樣可以保證對駕乘者的支撐，所以靠背高度選定750mm。〔5〕靠背寬度：靠背兩側最寬的距離。為防止和減少駕乘者腰背部在座椅上產(chǎn)生橫向滑移，靠背寬度選定500mm?！?〕靠背傾角：靠背傾角是指靠背與椅面水平方向的夾角，為滿足駕駛舒適、平安性以及休息時的便利性、靠背傾角調(diào)節(jié)范圍為?！?〕椅面傾角：指椅面與水平之間的夾角。轎車夾角，為滿足駕駛舒適平安性以及休息時的便利性、靠背傾角調(diào)節(jié)范圍的椅面傾角應兼顧平安性和舒適、性，一般為?！?〕頭枕尺寸：根據(jù)GB/11550-1995《汽車座椅頭枕性能要求和試驗方法》，確定頭枕高度為208mm，寬度為240mm，厚度為100mm，頭枕可調(diào)范圍0-100mm。根據(jù)以上參數(shù)，繪制轎車座椅外觀尺寸圖。圖1轎車座椅外觀圖2：電動座椅水平移動系統(tǒng)方案確實定電動機座椅的移動系統(tǒng)是指當駕駛員或乘車員按下移動開關后移動電機開始通電轉動，通過傳動裝置和執(zhí)行機構來調(diào)節(jié)做一水平方向的位置，使其到達理想狀態(tài)。2.1前后移動方案的選定傳動調(diào)節(jié)裝置確實定傳動裝置的作用是將電動機的動力傳給座椅調(diào)節(jié)位置，使其完成座椅的調(diào)整，主要有聯(lián)軸器軟軸、減速器與螺紋千斤頂或蝸輪蝸桿傳動機構組成。經(jīng)過分析可知：由于電動機軸與傳動軸的直徑相差不大，因此可直接相連，采用螺紋鎖緊的簡易聯(lián)軸器。傳動軸的選擇根據(jù)電動機的安裝位置的不同有以下幾種：當采用單相電動機時，傳動軸選用錐齒輪與軸相連。圖2.1單軸電動機輸出當采用雙軸輸出電機時如下列圖所示：圖2.2雙軸電動機輸出對以上兩種方案進行比擬，采用雙軸輸出電機與傳動軸直接相連可使傳動鏈變得相對緊湊，傳動更加平穩(wěn)。2.1.2傳動方案確實定第一種方案如下列圖所示：圖2.3齒輪齒條傳動機構此種方案看似結構簡單，但實際有以下缺點：在執(zhí)行機構方面采用齒輪和齒條相嚙合，傳動時的載荷不能太大，而要傳遞80kg重量的載荷所需要的轉矩較大，那么需要增加齒輪的尺寸。其次，齒輪的安裝從受力角度來分析并不利于嚙合，如齒輪齒條的間隙一擴大就會容易產(chǎn)生噪聲和誤齒合，這種現(xiàn)象是絕不應該出現(xiàn)的。第二種方案如下列圖所示：圖2.4錐齒輪絲杠傳動機構在這種方案中，減速器選用錐齒輪，，錐齒輪的設計和制造、安裝較為方便，但是考慮到座椅的尺寸情況采用蝸輪蝸桿減速器更為適合，蝸輪蝸桿具有大的傳動比和自鎖功能，而且也可傳遞空間交錯的兩軸運動，給制造帶來了方便，并且體積小便于安裝、傳動平穩(wěn)等特點，正好適用于系統(tǒng)的減速。根據(jù)以上兩種方案的論證與總結得出第三種方案：圖2.5蝸輪蝸桿絲杠傳動機構采用絲桿螺母這種傳動方案即能滿足電動座椅的功能要求，而且結構緊湊，便于安裝調(diào)試。最大的優(yōu)點就是造價廉價，且傳動平穩(wěn)、噪聲小并且有向自鎖的優(yōu)點是本次設計較理想的選擇。2.2水平滑動電機的選擇絲桿電機的選擇根據(jù)要求移動導軌的移動距離為100~160mm，全程移動所需時間為8~10s選擇移動的最大距離為120mm，所需時間為8s，座椅的移動速度：v=s/t=120mm/8s=0.015m/s〔2.1〕由于導軌與螺母相連，所以螺母移動的速度為0.015m/s，根據(jù)螺母與絲桿的配合關系通過公式：v=L·n〔2.2〕初選絲桿的半徑為8.5mm，螺距為3mm，代入公式得：n絲=v/l=v/p=15*100/3=300r/min根據(jù)絲桿的轉速初選電機的轉速為300r/min。2.2.2選擇電動機類型首選電動機要根據(jù)電源〔交流或直流〕，工作條件〔溫度、環(huán)境、空間尺寸等〕和載荷特點、性質(zhì)、大小、啟動性能、過載情況。電動座椅上的電動機作用是為了電動座椅的調(diào)節(jié)機構提供動力，此類電動機多采用雙向電動機，即電樞的旋轉方向隨電流的方向的改變而改變，使電動機按不同的電流方向進行正轉或反轉以到達座椅調(diào)節(jié)的目的。為防止電動機過載，電動機內(nèi)裝有熔斷絲，以確保電氣設備的平安。無刷直流電機的優(yōu)點是：①電機外特性好，非常符合電動車輛的負載特性，尤其是電機具有可貴的低速大轉矩特性，能夠提供大的起動轉矩，滿足車輛的加速要求。②速度范圍寬，電機可以在任何轉速下穩(wěn)定大轉矩高效率運行，這是無刷直流電機的獨有特性，這進一步提高整車效率。③電機效率高，尤其是在輕載車況下，電機仍能保持較高的效率，這對珍貴的電池能量是很重要的。④過載能力強，這種電機比Y系列電動機可提高過載能力2倍以上，滿足車輛的突起堵轉需要。⑤再生制動效果好，因電機轉子具有很高的永久磁場，在汽車下坡或制動時電機可完全進入發(fā)電機狀態(tài)，給電池充電，同時起到電制動作用，減輕機械剎車負擔。⑥電機體積小、重量輕、比功率大、可有效地減輕重量、節(jié)省空間。⑦電機無機械換向器，采用全封閉式結構，防止塵土進入電機內(nèi)部，可靠性高。⑧電機控制系統(tǒng)比異步電機簡單。缺點是電機本身比交流電機復雜，控制器比有刷直流電機復雜。根據(jù)以上條件我們選用用磁性雙向軸輸出的直流電動機的sz系列。2．3選擇電動機的容量電動機的容量〔功率〕選擇是否適合，對電動機的工作和經(jīng)濟性都有影響。容量小于工作要求，那么不能工作機的正常工作，或使電動機因長期的超載運行而過早損壞；容量選擇過大，那么對電動機的價格高，傳動能力又不能充分利用，由于電動機經(jīng)常在載荷下運轉，其效率和功率因數(shù)都較低，從而造成能源的浪費。對于在和比擬穩(wěn)定，長期運轉的機械，通常按照電機的額開工率進行選擇，而不必校核電動機的發(fā)熱和啟動轉矩，選擇電動機容量時應保證電動機的額定功率Ped等于或稍大于工作機所需的電動機功率Pd，即：PedPd工作及所需電動機的功率為(2.3)式中：Pw——工作及所需功率，指輸入工作機軸的功率kw——由電動機至工作機的總效率工作機所需功率Pw，應有工作機的工作阻力和運動參數(shù)〔線速度或轉速〕計算求得：(2.4)或式中：F——工作及的阻力NV——工作機的線速度，如運輸機輸送帶的線速度m/sT——工作機的阻力矩N*mnw——工作機的轉速r/min根據(jù)本次設計要求：渦輪蝸桿的傳動比大而且反行程具有自鎖功能，常取Z=4，即四頭蝸桿，其傳遞效率為0.80~0.92球軸承的效率為0.99聯(lián)軸器的效率為0.99絲桿的效率為0.45功率傳遞流向：電機渦輪蝸桿絲桿螺母傳遞裝置的總效率應為組成傳動裝置的各個運動副效率的乘積即：〔2.5〕工作機的轉速為nw=n絲=300r/min根據(jù)以上特性初選電動機的轉速為3000r/min，功率10w，電壓24v工作機的阻力力矩就是渦輪上的轉矩T.T=9.55*1000*580.75*10/〔3000/10〕=238.75N/mm〔2.6〕故工作及所需要的輸入Pw2(2.7)在絲桿上消耗的功率如下圖：座椅的平行負荷能力110kg，那么分擔在絲桿上的為55kg，從圖可計算出：(2.8)是人與絲桿的夾角，而且很小，取=6那么N=536N，摩擦力(2.9)在絲桿上消耗的功率Pw絲=f*v絲=56.34*0.015w=0.845w(2.10)又Pw=Pw絲在工作機實際需要的電動機輸出功率Pd(2.11)由于sz系列是雙軸輸出式直流電機所以總功率為Pw總=2Pd=6.86w，根據(jù)所計算出的功率和轉速，所選電機如下：電機的型號為：45sz01電機的轉速為：3000r/min電機的功率為：10w電機的電壓為：24v電機的電樞/勵磁為：111/0.33電機的允許正反轉速差為：200r/min校核所選電機的轉矩根據(jù)公式：〔2.12〕式中：Td——電動軸的輸出轉矩T1——工作軸的輸入轉矩，即等于渦輪上的轉矩T將公式變形后如下：(2.13)通過以上的計算，說明所選電動機是滿足要求的，所以水平移動局部的電機選用45sz01型號的永磁式雙軸輸出直流電機。3:水平移動系統(tǒng)中蝸輪蝸桿的設計3.1選擇蝸桿傳動類型根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿。3.2選擇材料考慮到蝸桿傳動的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼，故希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45~55HRC。渦輪用鑄錫磷青銅ZcuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄造HT100制造。3．3按齒面接觸疲勞強度進行計算根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準那么，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。傳動中心距〔3.1〕3.3.1確定作用在蝸桿上的轉矩取Z1=4；故取效率為=0.9；〔3.2〕3.3.2載荷系數(shù)確實定因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)=1，由表11-5，選區(qū)使用系數(shù)=1,由于轉數(shù)不高，沖擊不大，可取動態(tài)系數(shù)=1.0,那么〔3.3〕3.3.3確定彈性影響系數(shù)因選用的是鑄錫磷青銅渦輪和鋼蝸桿，故=1603.3.4確定接觸系數(shù)先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距a的比值，從圖11-18中可查的。3.3.5確定許用應力根據(jù)渦輪選用的材料為鑄錫磷青銅ZcuSn10P1，金屬膜鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度大于45HRC，可從表11——7中查出渦輪的根本許用應力=268Mpa。應力循環(huán)次數(shù)〔3.4〕壽命系數(shù)〔3.5〕那么〔3.6〕3.3.6中心距的計算〔3.7〕取中心距a=50mm，因i=10.，故從表11——2中取模數(shù)m=2，蝸桿分度圓直徑d1=22.4，這時d1/a=0.65，從11——18中可直接插的系數(shù)=2.45，因為小于Zp，因此以上計算結果可用。3.4蝸桿與渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸3.4．1蝸桿軸向齒距Pa=*m=6.28mm，直徑系數(shù)，齒頂圓直徑，齒根圓直徑，〔3.8〕分度圓導程角：，〔3.9〕蝸桿軸向齒厚：〔3.10〕3.4.2蝸輪蝸輪齒數(shù)Z2=39，變位系數(shù)驗算傳動比，這時傳動比誤差，是允許的。蝸輪分度圓直徑：mm〔3.11〕蝸輪喉圓直徑：〔3.12〕蝸輪齒根圓直徑：〔3.13〕齒輪咽喉母直徑：〔3.14〕3.5校核齒根彎曲疲勞強度〔3.15〕當量齒數(shù)〔3.16〕根據(jù)X2=-0.1，=46.69，從圖11——19中可查齒形系數(shù)=2.35螺旋角系數(shù)〔3.17〕許用彎曲應力〔3.18〕從表中11——8中查的由ZcuSn1應力0P1制造的蝸桿的根本許用彎曲應力=56Mpa壽命系數(shù)=56*0.55Mpa=0.144Mpa〔3.19〕3.6驗算效率〔3.20〕從表11——18中用插值法查的fv=0.0283，=1.1621，代入式中的=0.87大于原估計值。3.7精度等級公差考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，是屬于通用機械減速器，從GB/T10089——1988圓柱蝸桿、渦輪精度中選擇8級精度，側隙種類種類為f，標注為8f，GB/T10089——1988。然后由有關手冊查的要求的公差工程及外表粗糙度。3.8蝸輪蝸桿傳動的根本幾何尺寸根據(jù)《機械設計》表11-3，算出普通圓柱蝸桿傳動根本幾何尺寸。其參數(shù)如下所示：中心距50蝸輪頭數(shù)4蝸輪齒數(shù)39齒形角20模數(shù)2直徑系數(shù)11.2分度圓導成角變位系數(shù)-0.1傳動比10蝸桿軸向齒距6.28蝸桿導程25.12蝸桿分度圓直徑22.4蝸桿齒頂圓直徑26.4蝸桿齒根圓直徑17.4頂隙0.5蝸桿齒頂高2蝸桿齒根高2.5蝸桿導程角0.357蝸輪分度圓直徑78蝸輪喉圓直徑79.8蝸輪齒根圓直徑72.6蝸輪齒頂高1.8蝸輪齒根高2.7蝸輪喉母圓半徑10.14：水平移動系統(tǒng)中絲桿螺母傳動副的設計絲桿螺母傳動副是一種利用螺旋斜面原理進行設計的機構，絲桿傳動一般是用絲桿螺母將旋轉運動轉變?yōu)橹本€運動〔也有將直線運動轉變?yōu)樾D運動〕。絲桿傳動的特點是工作平穩(wěn)無噪音，具有較高的傳動精度，可以到達很大的降速傳動比，用較小的轉矩傳動絲桿，能夠獲得較大的軸向驅(qū)動力。由于座椅不需要太精確的位置，以價格方面來考慮，選用滑動絲桿螺母中的全螺母，其優(yōu)點是：接觸剛性較好，可以到達較高的傳動精度，異于自鎖，結構簡單，制造方便。其缺點是：摩擦力大進給靈敏度差，容易磨損，傳動效率低。滑動絲桿傳動副設計的內(nèi)容，主要是確定絲桿和螺母的結構尺寸、螺紋的牙型齒腳、螺距、螺紋公差。選定絲桿和螺母的材料及熱處理要求。由于梯形螺紋的傳動效率高、精度好、方便加工，因此普遍滑動絲桿廣泛采用這種牙型。標準梯形螺紋的牙型腳。4.1絲桿螺紋傳動導程、效率、和驅(qū)動扭矩的計算導程s的計算絲桿螺母傳動時，當回轉件的轉速為nr/min，移動件的線速度為vm/min,時，絲桿的導程為s=1000v/nmm根據(jù)以前的計算可有：n=300r/min，v=1m/min=0.9m/s，那么s=1000*0.9/300=3mm取螺紋頭數(shù)k=1，那么螺距t=s=3mm〔1〕效率的計算工作傳動效率，即由回轉運動轉化為直線運動的效率。〔4.1〕式中：——中徑處的螺紋開角d2——螺紋中徑e——當量摩擦角，對滑動絲杠e=所以驅(qū)動扭矩m設所驅(qū)動的軸向力為p，那么螺紋中徑d2處的圓周力為Q,〔4.2〕驅(qū)動扭矩〔4.3〕而〔4.4〕所以〔4.5〕所需功率〔4.6〕4.2滑動螺旋副的設計計算由于滑動絲杠螺母的主要失效形式是磨損，因此應該以耐磨性的計算決定絲桿的中徑；或其結構決定中徑后，進行耐磨性的核算，對于細長且受壓的絲桿，還應計算出其壓桿的穩(wěn)定性，一般不需要進行強度的核算，由于絲桿是在低速回轉工作，所以根據(jù)不出現(xiàn)爬行的條件決定絲桿的直徑。絲桿螺紋工作面上單位壓力的大小，直接影響絲桿磨損的快慢，為確保絲桿的使用壽命，必須限制螺紋工作面上的單位壓力，一般絲桿都需進行耐磨性的計算。〔4.7〕式中p——絲桿的軸向載荷p=40n——螺母長度與螺紋中徑之比對于整體式螺母=1.2~1.5取=2【p】——螺紋外表的許用應力絲桿-螺母材料為鋼〔不淬硬〕-鑄鐵絲桿螺母精度等級為5-7級，選單位壓力【p】=200N/cm*cm將以上數(shù)據(jù)的帶入公式得：取d2=18mm，材料選用為鋼〔不硬〕-鑄鐵〔1〕螺母高度：(4.8)〔2〕旋合圈數(shù)：〔4.9〕式中p——螺距，選4mmn=36/4=910~12mm，取n=9〔3〕螺紋的工作高度：對于梯形螺紋，h=0.5p=2mm〔4.10〕〔4〕螺紋升角：通常r`(5)螺牙根部的寬度：b=0.65p=0.654=2.6mm(4.11)(6)螺母外徑：D〔4.12〕——螺母材料的許用拉應力=25Mpad——螺桿的大直徑，查表3-8。有d=d1+h=20mmD=20.003取D為28mm〔7〕查梯形螺紋根本尺寸〔GB/T5796.3—2005摘錄〕，得根本參數(shù)外螺紋小徑d3=d-4.5=20-4.5=15.5mm內(nèi)外螺紋中徑D2、d2，d-2=18mm內(nèi)螺紋大徑D4=d+0.5=20.5mm內(nèi)螺紋小徑D1=d-4=16mm5：電動座椅仰合系統(tǒng)方案確實定座椅仰合系統(tǒng)是指電動座椅靠背傾斜角度的調(diào)節(jié)，如圖圖5.1靠背調(diào)節(jié)當駕駛員或乘客員按下仰合開關之后，仰合電機開始通電轉動，通過傳動裝置和執(zhí)行機構來調(diào)節(jié)座椅仰合方向的位置，使其到達最理想的狀態(tài)?？勘池摵赡芰Α操|(zhì)心〕：100kg全程所需時間：8~10s靜止時，靠背與椅面水平方向的夾角為110，運動極限角度為162。5.1仰合方案確實定經(jīng)過分析可見要實現(xiàn)仰合方案有以下幾個方案：方案一：齒輪齒條機構傳動線路為：電動機——減速器——執(zhí)行機構〔齒輪齒條機構〕機構簡圖如下：圖5.2齒輪齒條機構分析：它可以實現(xiàn)將電機的旋轉運動轉化為椅背的繞軸擺動，但缺乏之處是椅背的受力點距旋轉中心較遠，是一個費力杠桿，而與旋轉軸相嚙合的齒條的旋轉中心不能太遠，因為受空間尺寸的限制，所以就會產(chǎn)生各齒合處的剛度問題，要增加剛度而不能改變尺寸的可能性方法只有一個就是用剛度高的材料或改變材料的工藝，這樣就會增加本錢。故方案一不可取。方案二：滑塊搖桿機構傳動路線：電動機——減速器——絲桿螺母的傳動機構——滑塊搖桿執(zhí)行機構如下列圖所示：圖5.3滑塊搖桿機構分析：在此仰合系統(tǒng)方案中采用了滑塊搖桿執(zhí)行機構，可以承受較大的載荷，有利于潤滑、磨損較小等優(yōu)點。但是，由于連桿機構的運動需經(jīng)過中間構件進行轉換，因而傳動路線長，易產(chǎn)生較大的誤差積累，同時，也使機械效率降低，并且多出的連桿不符合座椅設計要求。方案三：齒輪傳動機構圖5.4齒輪傳動機構分析：齒輪傳動是應用最為廣泛的一種傳動形式，與其它傳動相比，具有傳遞的功率大、速度范圍廣、效率高、工作可靠、壽命長、結構緊湊、能保證恒定傳動比等優(yōu)點。所以在座椅的仰合傳動系統(tǒng)中可以很好的實現(xiàn)傳動平穩(wěn)，工作可靠的要求。最終選擇方案三。5.2仰合電動機的選擇5.2.1選那么電動機的類型由于轎車內(nèi)可提供的電壓為12V、24V、48V，且要求拷貝的角度可靈活調(diào)節(jié)，電機需正反轉。選擇直流電動機。選擇電動機的功率標準電動機的功率由額定功率表示。所選電動機的額定功率應等于或稍大于工作要求的功率。功率小于工作要求，那么不能保證工作機正常工作，或使電動機長期過載發(fā)熱大而過早損壞；功率過大，那么增加本錢，并且由于功率和功率因數(shù)低而造成浪費。電動機的功率主要有運動時的發(fā)熱條件限定，再不變或變化很小的載荷下長期連續(xù)運行的機械，只要其電動機的負荷不超過額定值，電動所需電動機功率為：工作及所需電動機的功率為(5.1)式中：Pw——工作及所需功率，指輸入工作機軸的功率kw——由電動機至工作機的總效率工作機所需功率Pw，應有工作機的工作阻力和運動參數(shù)〔線速度或轉速〕計算求得：(5.2)或式中：F——工作及的阻力NV——工作機的線速度，如運輸機輸送帶的線速度m/sT——工作機的阻力矩Nmnw——工作機的轉速r/min靠背的負荷能力〔質(zhì)心〕定為100kg，那么T=1009.8sin20=335.2N·m球軸承的效率為0.99。聯(lián)軸器的效率為0.99。蝸輪蝸桿選1頭蝸桿，其傳動效率為0.70~0.75，取0.70。工作機的效率為0.97，選擇8級精度的一半齒輪傳動〔油潤滑〕。傳遞裝置的總效率應為組成傳動裝置的各個運動副效率的乘積即：〔5.3〕故工作及所需要的輸入Pw2查表sz系列直流伺服電動機如下：電機的型號：45sz21電機的轉矩0.042N*m電機的轉速為1500r/min電機的功率20w電機的電壓24v5.3傳動裝置的總體設計計算總傳動比及分配各級傳動比傳動裝置的總傳動比要求應為：(5.4)式中：——電動機滿載時轉速，r/min——執(zhí)行機構轉速，r/min電動機的滿載轉速為=1500r/min,靠背要求可傾斜度為170-110=60，全程所需時間為10s，那么工作機的轉速為：(5.5)選蝸輪蝸桿的傳動比為62，那么齒輪的傳動比為3.1計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)〔1〕各軸的轉速(5.6)式中：為電動機滿載轉速，r/min。分別為I、II、III軸的轉速，r/min。I軸為高速軸，III為低速軸，依次為電動機軸至高速軸I軸I、II軸II、III軸間的傳動比?！?〕各軸功率(5.7)式中：為電動機軸輸出功率，KW，分別為I、II、III軸的輸入功率KW，,依次為電動機軸與I軸，I、II軸，II、III軸間的傳遞效率。〔3〕各軸的轉矩(5.8)式中：為電動機軸的輸出轉矩N*m為I、II、III軸的輸入轉矩。6：仰合系統(tǒng)中蝸輪蝸桿的設計6.1選擇蝸桿的類型根據(jù)GB/T10085——1988的推薦，采用漸開線蝸桿。6.2材料的選擇考慮到蝸桿的傳動效率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼，因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45~55HRC。渦輪用鑄錫磷青銅ZcuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄造HT100制造。6.3相關參數(shù)查《機械設計手冊》普通圓柱蝸桿根本尺寸和參數(shù)及其渦輪參數(shù)的匹配表，普通圓柱蝸桿傳動根本幾何尺寸計算關系式表通過計算得：中心距a80模數(shù)m2蝸輪齒數(shù)z262齒形角20直徑系數(shù)q17.75分度圓導成角r變位系數(shù)x2+0.25傳動比i20蝸桿分度圓直徑d162蝸桿齒頂圓直徑da135.5蝸桿齒根圓直徑df139.5蝸桿齒頂高ha12蝸桿齒根高hf12.25渦輪齒高h14.25蝸輪分度圓直徑d2124蝸輪喉圓直徑da2128.5蝸輪齒根圓直徑df2119.5蝸輪齒頂高ha22.25蝸輪齒根高hf22.25蝸輪喉母圓半徑rg215.756.4校核齒根疲勞強度(8.1)當量齒數(shù)(8.2)根據(jù)X2=+0.125，=60.32，從圖11——19中可查齒形系數(shù)=2.16螺旋角系數(shù)(8.3)許用彎曲應力(8.4)從表中11——8中查的由ZcuSn1應力0P1制造的蝸桿的根本許用彎曲應力=56Mpa壽命系數(shù)=56*0.674Mpa=37.744Mpa彎曲強度滿足。6.5驗算效率(8.5)從表11——18中用插值法查的fv=0.0212，=1.2159，代入式中的=0.09大于原估計值，因此不用重算。7：仰合系統(tǒng)中齒輪的設計7.1選定齒輪類型、精度等級、材料、及齒數(shù)1〕根據(jù)設計要求，選用直齒圓柱齒輪傳動2〕選擇材料，由表10——1選擇小齒輪材料為40Cr〔調(diào)質(zhì)〕，硬度為280HBS，3〕大齒輪材料為45鋼〔調(diào)質(zhì)〕，硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS.4〕選小齒輪齒數(shù)為Z1=23，大齒輪齒數(shù)Z2=3.1*23=71.3，取Z2為72。7.2按齒面接觸強度設計由設計計算公式：〔7.1〕7.2.1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值選取載荷系數(shù)Kt=1.3；計算小齒輪傳遞扭矩〔7.2〕由表10——7選取齒寬系數(shù)由表10——6查得材料的彈性影響系數(shù)由圖10——21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度為由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)?！?.3〕由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，平安系數(shù)為S=1,由式〔10-12〕得〔7.4〕7.2.2計算1〕計算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值。〔7.5〕計算圓周速度v。〔7.6〕計算齒寬b?！?.7〕計算齒寬與齒高之比b/h〔7.8〕齒高〔7.9〕〔7.10〕計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=13.354m/s，7級精度，由圖10-8查得凍災系數(shù);直齒輪，；由表10-2查得使用系數(shù);由表10-4用插值法查的7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，。由b/h=10.22，查圖10-13得;故載荷系數(shù)〔7.11〕6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式〔10-10a〕得〔7.12〕7)計算模數(shù)m。7.3按齒輪根彎曲強度設計由式〔10-5〕得彎曲強度的設計公式為〔7.13〕7.3.1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1〕由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限2〕由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù);3)計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞平安系數(shù)S=1.4,由式〔10-12〕得〔7.14〕4〕計算載荷系數(shù)K?！?.15〕5)查取齒形系數(shù)。由由表10-5查得。6〕查取應力校正系數(shù)。由表10-5查得。7〕計算大、小齒輪的〔7.16〕設計計算比照計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑〔即模數(shù)與齒數(shù)的乘積〕有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)并就近圓整為標準值m=1.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑為，算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)，取。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，防止浪費。7．4幾何尺寸計算〔1〕計算分度圓直徑〔7.17〕〔2〕計算中心距〔7.18〕〔3〕計算齒輪寬度，取8：電動座椅升降系統(tǒng)的設計座椅前段升降：30mm-50mm座椅后端升降：30mm-45mm座椅前段升降負荷能力：120kg座椅后端升降負荷能力：120kg8.1方案的選擇在座椅上下升降系統(tǒng)的設計中，選擇一個螺旋機構，即電機通過蝸輪蝸桿減速，再在蝸桿中插入一個心軸，蝸輪帶動心軸的上升與下降，實現(xiàn)座椅的上下運動的調(diào)節(jié)。螺旋機構的特點：由于當螺旋轉動一周時，螺母只移動一個導程，而導程可以做得很小，所以利用螺旋機構可以作為調(diào)機構，在機械中需要很大減速比的地方，利用螺旋機構比其他機構更易于使傳動系統(tǒng)簡化。由于螺旋機構有很大減速比，當在主動件上施加一個不大的扭矩時，即可在從動件上獲得一個很大的推力，亦即螺旋機構具有很大的機械利益，因而適用于起重器及壓力機中。選擇適宜的螺旋升角，可以是螺旋機構有自鎖的作用，例如刨床的工作臺的升降螺旋因具有自鎖性，故可以保證工作臺不至于因自重而下滑，座椅的升降更需要自鎖性。除此之外，螺旋機構還具有結構簡單、傳動平穩(wěn)、無噪音等優(yōu)點。螺旋機構的缺點，主要是滑動螺旋的效率較低，特別是自鎖螺旋機構的效率都低于50%。8.2螺桿的設計計算螺桿可用A5、A6或35-45號鋼制造，采用優(yōu)質(zhì)碳鋼時，需經(jīng)熱處理，以增強螺紋牙的耐磨性，螺桿多采用梯形螺紋。螺桿升至自高位之時，其受力情況最為不利，螺桿為一壓桿，同時承受壓力和扭矩，因此分別按照抗壓強度、穩(wěn)定性、自鎖條件對螺紋進行計算。8.2.1抗壓強度計算螺桿工作時，同時受壓力及扭矩，為了簡化計算，可僅記壓力的作用，并采用降低了的需用壓縮應力。螺桿的壓縮應力和強度條件為：(8.1)式中：d1——螺桿內(nèi)經(jīng)mmQ——作用于螺紋上的總軸向力N因為座椅升降負荷能力為120kg，所以作用在兩個螺桿其中一個的重力為120/2*10=600N——需用壓縮應力，對碳鋼可取5~8KN/mm代入式中，可得〔8.2〕d1選用標準螺紋8mm。8.2.2穩(wěn)定性的計算螺桿升值最高位置時，可視為下端固定，上端自由，直徑為d1的壓桿，查表知其端點系數(shù)=2，而其穩(wěn)定性可按下式進行校核：式中：——螺桿穩(wěn)定性的計算平安系數(shù)Qc——螺桿的臨界壓力ns——螺桿穩(wěn)定性的設計平安系數(shù)螺桿穩(wěn)定性的設計平安系數(shù)ns可取3~5，令ns=4，而螺桿的臨界載荷Qc那么應視螺桿的柔度為，的不同而采用不同的公式計算〔式中L為螺桿的計算強度，取座椅的升降高度為40mm，螺桿橫剖面的回轉半徑，，因為小于100，取材料為45號鋼，強度極限，取(8.3)進而=600，所以此螺桿具有良好的穩(wěn)定性。8.2.3自鎖能力的核算因自鎖條件為，，要使其有可靠的自鎖能力，至少應使螺旋升角比當量摩擦角小1度.。當量摩擦系數(shù)fv=0.08~0.1.，相應的當量摩擦角應為，取8.2.4參數(shù)查《機械設計手冊》表3-8，，梯形螺紋根本尺寸：公稱直徑d8螺距p2外螺紋小徑d35.5內(nèi)/外螺紋中徑D2/d27內(nèi)螺紋大徑D48.5內(nèi)螺紋小徑d468.3高度調(diào)節(jié)電動機的選擇選參數(shù)根據(jù)要求座椅升降高度為40mm，全程移動所需的時間為8s，座椅的升降速度為v=s/t=5mm/s螺桿的轉矩前面已經(jīng)算出螺桿的軸向力Q，根據(jù)公式：(8.4)計算電機的轉矩M電*i*=M絲在這里渦輪蝸桿減速的傳動比為62，傳動效率為0.8，代入得：M電=119gcm由于所造電動機為sz系列的雙軸輸出直流電機，所以轉矩為：M總=2M電=290gcm=0.290gm為了經(jīng)濟方便，在滿足所需轉矩的前提下選擇和仰合系統(tǒng)設計相同的電機。校核所選的電機轉矩根據(jù)公式：(8.5)式中：Td——電動軸的輸出轉矩T1——工作軸的輸入轉矩，即等于渦輪上的轉矩T將公式變形后如下：通過以上的計算，說明所選電動機是滿足要求的，所以水平移動局部的電機選用45sz01型號的永磁式雙軸輸出直流電機。查《中國機械設計工業(yè)標準匯編·齒輪與齒輪傳動卷〔下〕》SWL蝸輪螺桿升降機形式、參數(shù)與尺寸，JB/T8809——1998。根據(jù)電機轉速、功率，以及升降速度，選擇SWL2.5。其相關參數(shù)如下:最大起升力:25KN最大拉力：25KN蝸輪蝸桿傳動比24:1蝸桿每轉行程：0.250mm拉力負荷時螺桿的最大伸長：1500mm最大允許功率：0.55Kw普通比總效率：23%潤滑油量：0.1kg不加行程的重量：7.3kg蝸桿每100mm的重量：0.45kg注：1.最大許用功率是在環(huán)境溫度為20、工作持續(xù)率為20%/h的條件下的參數(shù)。2.總效率為油脂潤滑條件下的參數(shù)。3.工作環(huán)境溫度-20~+80。4.在靜止狀態(tài)可以自鎖。9：聯(lián)軸器的選擇9.1選擇聯(lián)軸器的類型選擇一種合用的聯(lián)軸器可以考慮一下幾點:1〕所需傳遞的轉矩的大小和性質(zhì)以及對緩沖減震功能的研究2〕聯(lián)軸器的作轉速上下和引起的離心大小3〕兩聯(lián)軸相對位移的大小和方向4〕聯(lián)軸器的可靠性和工作環(huán)境5〕工聯(lián)軸器的制造、安裝、維護和本錢。在滿足使用性能的前提下，應選用裝拆方便、維護簡單、本錢低的聯(lián)軸器。例如，剛性聯(lián)軸器不但結構簡單，而且拆裝方便，可用于低速、剛性大的傳動軸。因為所選電機較小，座椅運動要求平穩(wěn)、可靠、結構簡單，拆裝方便，本錢低等特點，選擇凸緣聯(lián)軸器。9.2計算聯(lián)軸器的計算轉矩由于機器啟動時的運動載荷和運轉中可能出現(xiàn)的過載現(xiàn)象，所以應中選當按軸上的最大轉矩作為計算。計算轉矩按下式計算：(9.1)式中T——公稱轉矩，N*m——工作情況系數(shù)由表14——1查得：=1.3；9.3選擇型號從GB4323——84中查得GY3型凸緣聯(lián)軸器的許用轉矩為112N*m，許用轉矩為9500r/min，軸徑為20~28mm之間，故合用?？偨Y在本次畢業(yè)設計中，對設計中從一開始對汽車座椅的不清楚到最后的刻認識，是我通過翻閱多種有關汽車雜志以及機械設計的資料，以及利用網(wǎng)絡才有了這個好的結果。在設計過程中，我遇到了很多問題。如在設計裝配圖的過程中，由于沒有提前計算好相關的尺寸，導致在設計過程中屢次出現(xiàn)設計不合理的問題。由于座椅是衡量轎車檔次的重要依據(jù)，因此電動座椅在具體設計時應該需要引起重視，在工藝結構造型方面，那么需要移動，即令座椅前移或后移。充分考慮人體尺寸、人體重量、乘坐姿勢和體壓分布等因素。對于方案的關鍵是基于蝸輪蝸桿傳動的結構設計，實現(xiàn)要求的八向位傳動。并能合理的安排電動機、各機構在座椅上的布局。座椅是支撐和保護人體的構件，必須十分平安可靠，所以要進行蝸輪蝸桿傳動機構的剛度計算。大多數(shù)電動座椅采用永磁式電動機，查閱相關資料，合理選用電動機，還要考慮其在座椅中的相對位置。在繪圖時，要盡可能的將各個機構完整的表達出來等等這些問題都是要考慮的，但是最后通過老師的耐心指導和不斷地翻閱資料，最終解決了這些問題，順利完成任務。致謝四年的艱苦跋涉，兩個月的精心準備，畢業(yè)論文終于到了劃句號的時候，心頭照例該如釋重負，但寫作過程中常常出現(xiàn)的輾轉反側和力不從心之感卻揮之不去。論文寫作的過程并不輕松：各種壓力的時時襲擾，知識積累的尚欠火候，致使我一次次埋頭于圖書館中，第一次花費如此長的時間和如此多的精力，完成一篇具有一定學術價值的論文，其中的艱辛與困難難以訴說，但曲終幕落后留下的滋味，是值得我一生慢慢品嘗的。敲完最后一個字符，重新從頭細細閱讀早已不陌生的文字，我感觸頗多。雖然其中沒有什么值得特別炫耀的成果，但對我而言，是珍貴的。它是我翻閱了數(shù)不盡的文獻資料聽取無數(shù)教誨和幫助的結果。不知不覺，四年的本科學習就結束了，回首幾年來的經(jīng)歷，我感慨萬千。衷心感謝各位老師們給予我的每一次成長的時機，讓我不斷成長。感謝對我傾囊賜教、鞭策鼓勵的諸位師長，諸位恩師的諄諄訓誨我將銘記在心。感謝同窗好友以及更多我無法逐一列知名字的朋友，他們和我共同度過了四年美好難忘的大學時光，我非常珍視和他們的友誼！最后要感謝在整個論文寫作過程中幫助過我的每一位人。回首幾年的時光如白駒過隙一晃而過，自己要感謝的人實在太多太多，感謝的話也溢于言表，不過都深深銘刻于心，將伴我終生。文獻[1]顏培欽.汽車車身設備系統(tǒng)及附屬設備(面向21世紀)[M]．西安電子科技大學出版社．[2]汽車座椅系統(tǒng)動態(tài)舒適性的研究綜述Ⅱ.汽車與維修．[3]基于MATLAB汽車電動座椅水平自動調(diào)節(jié)控制的仿真與分析田．年中國機械工程學會年會論文集.2005．[4]曹麗亞,譚文杰，谷中麗.汽車脈沖輸入平順性的仿真分析[期刊論文]-計算機仿真.2002〔4〕.[5]樟瑞華，陳鷹,姚東方，路甬祥.路面隨機鼓勵下的汽車振動仿真[期刊論文]-振動、測試與診斷.[6]任金東，葛安林，黃金陵.基于知識的汽車駕駛員座椅布置系統(tǒng)[J].汽車工程.2003年03期[7]姜莞.商用人機工程設計與評價方法的研究[D].吉林大學.2007年.[8]李春明.汽車車身電子技術.北京：北京理工大學出版社.2007年.[9]張軍.汽車舒適與平安系統(tǒng)檢修.北京:人民郵電出版社.2023年8月.[10]濮良貴，紀名剛.機械設計(第八版).北京：高等教育出版社.2006年5月.[11]孫桓，陳作模，葛文杰.機械原理.北京：高等教育出版社.2006年5月.[12]陸劍雄,張福昌,申利民.坐姿與座椅設計的人機工程學探討[期刊論文]-人類工效學2005年4月.[14]龔溎義.課程設計圖冊.高等教育出版社.1987.[15]吳宗澤,羅勝國.機械設計課程手冊.高等教育出版社.2006.[16]Patten,W.N.andPang,J.,“Validationofanonlinearautomotiveseatcushionvibrationmodel,〞VehicleSystemDynamics,Vol.30,No.1,pp.55-68,1998.[17]Mansfied,N.J.andGriffin,M.J.,“Non-linearitiesinapparentmassandtransmissibilityduringexposuretowhole-bodyverticalvibration,〞JournalofBiomechanics,Vol.33,No.8,pp.933-941,2000.附錄：英文文獻及其翻譯SimulationsoftheVibrationResponseofMannequinsinCarSeatsbyChangingParameterandExcitationSeongKeolKim1,#1SchoolofMechanicalDesignandAutomationEngineering,SeoulNationalUniversityofTechnology,172Gongneung-dong,Nowon-Gu,Seoul,#CorrespondingAuthor/E-mail:rhett@snut.ac.kr,TEL:+82-2-970-6855,FAX:+82-2-974-8270KEYWORDS:Vibrationresponse,Carseats,Two-dimensionalmodel,Torsionaldamper,Nonlinearity,Mannequin-seatsystem,SimplifiedmodelsThisstudyisbasedonpreviouslydevelopedtoolsforcarseatdesigners.Asimplifiedmodelingapproachtopredictthevibrationresponse,aboutanoperatingpoint,ofmannequinoccupiedcarseatsisdemonstratedtobefeasible.Atwo-dimensionalmodel,consistingofrigidbodiesinterconnectedbypinjointswithtorsionaldampers,springsanddampershadbeendeveloped.Thespringsanddampersarelinearandthenonlinearityinthemodelisduetogeometriceffects,althoughatvibrationlevelsexperiencedundernormaldrivingconditionsalinearizedversionofthemodelpredictsresponses.Theeffectsofchangingmodelparametersonthenaturalfrequencies,themodeshapesandresonancelocationsinfrequencyresponsefunctionswereshowninpreviouspapers.Reasonablequalitativeaswellasgoodquantitativeagreementbetweenexperimentalandsimulationfrequencyresponseestimatesisobtained.Especially,k2parameter,x-directionalexcitationandmatchingbetweentheexperimentandsimulationareconsidered.Theapplicationofthesesimplifiedmodelsisincarseatdesign,wheretheywouldfacilitateevaluationoftheeffectsofseatdesignchangespriortoprototyping.1.IntroductionThemodelsdescribedinthispaperwerebasedonthoseofNishyama1-4withsomemodificationsintroducedbecauseofseatbehaviorobservedduringexperimentsinpreviouspapers.5,6Itwasa7degree-of-freedommodelandthustoproduceagoodfitofthismodeltomeasureddatathatappearsmuchlesscomplex,reasonablestartingpointsforparametervaluesmustbedetermined.Theeffectsofmanyparametervariationswerestudied,andasubsetofthesetestswasreportedinpreviousstudies.7-9Thispapercontainsadescriptionofwhatisrequiredtoproducemoreimprovedmodelofaseat-occupantsystem10,11thatwouldbeusefulforacarseatdesignertoexploretheeffectofchangingseatcharacteristicssuchasstiffnessanddampingthanapreviousstudy.Figure1showsthecarseatandmannequinsystem.ByLagrangeequation,nonlinearequationsofmotionwasbuiltlikeequation(1),andthisequationwasbecometobelinearizationfromassumingthatgeometricalnonlinearmotionwassmall,andintroducingTaylorseriesinthepreviousstudies12-15asshowninequation(2).Thisstudyisbasedonpreviouslydevelopedtoolsforcarseatdesigners.2.Theeffectsofchangingk2positioninthemodelAsinpreviouspapers,k2wasremovedfromthemodelbecausethemannequindidnotcontacttheseat-back.However,itsexclusionlimitedthetypeofmotionpossibleforthetorsoofthemannequin.Itwasthereforedecidedtoexploretheeffectofincludingk2inprevioussimulation,andanalyzedtheeffectofchangingk2values.Also,inprevioussimulation,thepositionofk2wasfixedtohipjoint,asshowninFigure1.Inthissimulation,thepositionofk2isexploredfromoriginalpositionwhichlocatedathipjointtothemannequinupperback.ThenaturalfrequenciesofthecarseatandmannequinsystembytheresultsofmodalanalysisareshowninTable1,andthemodeshapesofthesystemareshownastheresultsofthelinearmod