《汽車座椅靠背、腿托調(diào)節(jié)裝置的設(shè)計(jì)案例綜述》5300字

汽車座椅靠背、腿托調(diào)節(jié)裝置的設(shè)計(jì)案例綜述目錄TOC\o"1-2"\h\u11550汽車座椅靠背、腿托調(diào)節(jié)裝置的設(shè)計(jì)案例綜述 1294611.1汽車座椅靠背計(jì)算分析 1163061.1.1靠背受力情況 19631.1.2坐墊受力情況 2270161.1.3汽車座椅靠背的靜強(qiáng)度分析 2213141.2調(diào)角器的設(shè)計(jì)計(jì)算 4292231.2.1設(shè)計(jì)內(nèi)齒板和外齒板 5147641.2.2圓柱螺旋扭轉(zhuǎn)彈簧的設(shè)計(jì) 733731.2.3內(nèi)齒板拉伸彈簧的設(shè)計(jì) 1042071.3座椅鉸鏈的設(shè)計(jì) 12229223.1.1固定式鉸鏈的設(shè)計(jì) 12248403.1.2彈性鉸鏈的設(shè)計(jì) 15204311.4腿托角度調(diào)節(jié)裝置的設(shè)計(jì) 18109191.4.1標(biāo)準(zhǔn)直齒圓錐齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 18163271.4.2螺旋傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 21322201.4.3曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 2316365則 2426299所以 241.1汽車座椅靠背計(jì)算分析1.1.1靠背受力情況1．轎車勻加速行駛的過程中，我們假定車輛加速度大小為由動(dòng)量定理：t加速到120km/h=（1.1）；；；則： （1.2）設(shè)此時(shí)人體與座椅靠背接觸點(diǎn)距靠背轉(zhuǎn)軸距離l=48mm，則轎車啟動(dòng)時(shí)人體對座椅靠背轉(zhuǎn)軸產(chǎn)生的力矩：（1.3）2．轎車在定速行駛過程中，座椅傾斜角度最大達(dá)到60°，這種情況下根據(jù)Tekscan壓力分布測試系統(tǒng)提供的數(shù)據(jù)，座椅承受來自人體的重量大約是60%，人體重量選取m=150kg來計(jì)算：（1.4）所以：（3.5）上述兩種情況下，采用產(chǎn)生的較大力矩作為計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)，提高座椅使用壽命，避免小概率事件發(fā)生導(dǎo)致座椅損壞。即：（3.6）（3.7）1.1.2坐墊受力情況人體全部重量在坐墊上時(shí)候，這個(gè)時(shí)候就是坐墊受到最大壓力時(shí)于是同樣按計(jì)算，即：查閱大量資料，我們決定為了提高座椅調(diào)整的流暢性和穩(wěn)定性，機(jī)械結(jié)構(gòu)采用齒輪和絲杠結(jié)合的原理【12】。動(dòng)力傳動(dòng)方面：選用齒輪傳動(dòng)來提高使用壽命。座椅在使用過程中，靠背長短和座椅的傾斜角度沒有什么必然聯(lián)系。所以在設(shè)計(jì)座椅結(jié)構(gòu)時(shí)，分為兩大部分來設(shè)計(jì)。第一部分是靠背在一定范圍內(nèi)的旋轉(zhuǎn)。第二部分是座椅前后移動(dòng)和腿部支撐部分。1.1.3汽車座椅靠背的靜強(qiáng)度分析經(jīng)過上面的計(jì)算，查閱課本材料熱處理與工藝，選擇座椅靠背的材料為Q215A，該材料的機(jī)械特性如表1.1：表1.1Q215A的機(jī)械特性名稱材料σσ靠背Q215A215335-450由圖1.1的計(jì)算可以得出以下結(jié)果：靠背的最大應(yīng)力值為202Mpa<215MPa,沒有達(dá)到Q215A的屈服極限。所以汽車座椅靠背的材料和機(jī)構(gòu)形式都滿足對背靠靜強(qiáng)度的相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)要求。由圖1.2的計(jì)算可以都出結(jié)論，座椅靠背的最大位移值為0.67mm。靠背沒有發(fā)生任何的變形，因此，不會(huì)影響靠背的使用性能。

圖1.1等效應(yīng)力云圖圖3-2位移顯示圖該靠背的骨架結(jié)構(gòu)經(jīng)過靜態(tài)特性有限元仿真分析的結(jié)果看出，選擇的材料和整體結(jié)構(gòu)都基本滿足對靠背強(qiáng)度要求的法規(guī)和標(biāo)準(zhǔn)。1.2調(diào)角器的設(shè)計(jì)計(jì)算設(shè)計(jì)一個(gè)調(diào)角器來實(shí)現(xiàn)汽車座椅靠背的角度調(diào)節(jié)，如下圖1.3：圖1.3調(diào)角器內(nèi)部結(jié)構(gòu)圖角度調(diào)節(jié)器是由內(nèi)齒板和外齒板、活動(dòng)塊、平面渦卷彈簧、圓柱螺旋扭轉(zhuǎn)彈簧、靠背聯(lián)接板、座椅聯(lián)接板還有手柄構(gòu)成的。當(dāng)手柄沒有收到外部作用力時(shí)候內(nèi)、外齒板相互結(jié)合，緊密結(jié)合挨一起。這樣座椅的靠背就不會(huì)在車輛縱向范圍內(nèi)移動(dòng)，及靠墊和坐墊是處于相對靜止的位置。當(dāng)扳手受到外力時(shí)候，手柄帶動(dòng)活動(dòng)塊旋轉(zhuǎn)。當(dāng)活動(dòng)塊旋轉(zhuǎn)到一定角度后，在沒有支撐力的內(nèi)齒板尾部就與外齒板的嚙合分離，駕駛者對座椅靠背產(chǎn)生向后的作用力時(shí)，靠背就會(huì)向后傾斜。當(dāng)駕駛者感覺到合適位置時(shí)候就會(huì)停止。放調(diào)角器的設(shè)計(jì)中，需要對內(nèi)外齒板、圓柱旋轉(zhuǎn)扭轉(zhuǎn)彈簧、平面渦卷彈簧做設(shè)計(jì)計(jì)算【13】。1.2.1設(shè)計(jì)內(nèi)齒板和外齒板當(dāng)乘坐者背部按照一定傾斜角度靠在靠墊上時(shí)，產(chǎn)生的支撐力矩主要由內(nèi)外齒板嚙合提供。所以設(shè)計(jì)重點(diǎn)就是對齒根彎曲疲勞強(qiáng)度和齒輪表面的接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)【14】。這樣就可以按照齒輪傳動(dòng)的原理進(jìn)行設(shè)計(jì)。1．選擇內(nèi)齒板和外齒板的類型、精度的等級、適合的材料以及齒的數(shù)量1）選擇直齒。2）內(nèi)齒板和外齒板處于相對靜止，所以選用第7級精度。3）材料選擇。選擇內(nèi)齒板的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS硬度為，外齒板的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS【14）選外齒板的齒數(shù)為36。2．按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即(3.8)（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）T=Tmaxn式中T2）齒寬系數(shù)Φ3）材料的彈性影響系數(shù)ZE4）內(nèi)齒板的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1=600Mpa（2）計(jì)算1）計(jì)算內(nèi)外齒板分度圓直徑dt，其中σ（1.10）2）計(jì)算齒寬。（1.11）3）計(jì)算齒寬與齒高之比。模數(shù)（1.12）齒高3．按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為（1.13）（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）內(nèi)齒板的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；外齒板的彎曲疲勞強(qiáng)度極限2）齒形系數(shù)3）應(yīng)力校正系數(shù)4）計(jì)算內(nèi)外齒板的并加以比較。（1.14）（1.15）外齒板的數(shù)值大。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算（1.16）模數(shù)1.515并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑，（1.17）4．幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑（1.18）（2）計(jì)算齒板寬度（1.19）取設(shè)計(jì)結(jié)果如下表1.2：表1.2內(nèi)外齒板設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)果名稱計(jì)算公式結(jié)果/mm模數(shù)m2外齒板分度圓直徑d86齒板寬度B18齒頂圓直徑90齒根圓直徑d811.2.2圓柱螺旋扭轉(zhuǎn)彈簧的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)NII型螺旋扭轉(zhuǎn)彈簧。最大工作扭矩Tmax=7N?mm1．選擇材料并確定其許用彎曲應(yīng)力根據(jù)彈簧的工作情況，估取彈簧鋼絲直徑為3mm，取。則。2．選擇旋繞比C并計(jì)算曲度系數(shù)K1選取C=4（1.20）3．根據(jù)強(qiáng)度條件計(jì)算彈簧鋼絲直徑（1.21）與原值d=4.5mm相差不大，由于計(jì)算結(jié)果相差不大可以使用。4．計(jì)算彈簧的基本幾何參數(shù)（1.22）（1.23）（1.24）取間距δ（1.25）（1.26）5．按剛度條件計(jì)算彈簧的工作圈數(shù)查資料知，；，得（1.27）?。ㄈΓ?．計(jì)算彈簧的扭轉(zhuǎn)剛度（1.28）7．計(jì)算因?yàn)樗裕?.29）（1.30）8．計(jì)算自由高度取，則（1.31）9．計(jì)算彈簧絲展開長度L取QUOTELh=25mm，則由式得（1.32）計(jì)算結(jié)果如下表1.3：表1.3圓柱螺旋扭轉(zhuǎn)彈簧設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)果名稱計(jì)算公式結(jié)果/mm鋼絲直徑d4.5彈簧直徑D18彈簧大徑22.5彈簧小徑11.4工作圈數(shù)n7.5圈自由高度42.5展開長度L448.91.2.3內(nèi)齒板拉伸彈簧的設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)一普通圓柱螺旋拉伸彈簧。已知該彈簧在一般載荷下工作，并要求中徑，外徑，彈簧在拉伸時(shí)，。1．根據(jù)彈簧工作條件選擇材料并確定其許用應(yīng)力因彈簧在一般條件下工作，可以按第III類彈簧來考慮?，F(xiàn)選用碳素彈簧鋼絲D級。并根據(jù)，估取彈簧鋼絲直徑為1.0mm，選，。2．根據(jù)強(qiáng)度條件計(jì)算彈簧鋼絲直徑現(xiàn)選取旋繞比QUOTEC=4（1.33）根據(jù)式得（1.34）改取，查得不變，故不變，取，，計(jì)算得，于是（1.35）上值與原估取值相近，取彈簧鋼絲標(biāo)準(zhǔn)直徑，這時(shí)，為標(biāo)準(zhǔn)值，則：（1.36）所得尺寸與要求相符，合適。3．根據(jù)剛度條件，計(jì)算彈簧圈數(shù)n彈簧剛度為（1.37）取QUOTEG=82Mpa（切變模量），則彈簧圈數(shù)n為（1.38）取圈。此時(shí)彈簧的剛度為（1.39）4．驗(yàn)算（1）極限工作應(yīng)力QUOTE取QUOTEτlim=0.56σB，則（1.40）（2）極限工作載荷QUOTEFlim=πd3τlim8DK=3.14×0.計(jì)算結(jié)果如下表1.4：表1.4拉伸彈簧設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)果名稱計(jì)算公式結(jié)果鋼絲直徑d0.5mm彈簧大徑5.35mm彈簧剛度1.71N/mm圈數(shù)n3極限工作應(yīng)力879.2Mpa極限工作載荷7.535N1.3座椅鉸鏈的設(shè)計(jì)鉸鏈一般分為明鉸鏈和暗鉸鏈兩種。而暗鉸鏈?zhǔn)瞧囎紊献畛Ｓ玫模鶕?jù)鉸鏈的結(jié)構(gòu)形式分固定式鉸鏈和彈性鉸鏈兩種。固定式鉸鏈?zhǔn)怯糜谧魏蛙嚿淼倪B接件，所以要考慮它的承受能力和易拆裝等，因此主要對它的剛度和易拆裝進(jìn)行設(shè)計(jì)。彈性鉸鏈?zhǔn)强勘澈妥鴫|的連接件，由于每個(gè)駕駛者的身高和體重的不同，考慮駕駛時(shí)的舒適性，所以彈性鉸鏈主要是對它的剛度、抗疲勞輕度等方面進(jìn)行設(shè)計(jì)。3.1.1固定式鉸鏈的設(shè)計(jì)1.有限元模型建立座椅鉸鏈所用的材料為sphc，針對座椅鉸鏈橫向力和縱向力進(jìn)行分析，計(jì)算出鉸鏈的抗拉強(qiáng)度。2．邊界條件在鉸鏈安裝孔約束123456自由度，過鉸鏈旋轉(zhuǎn)中心在鉸鏈中間位置上施加橫向力8890N（如圖1.4），縱向力11110N計(jì)算鉸鏈強(qiáng)度（圖3.5）。圖1.4座椅鉸鏈橫向加載模型圖3.5座椅鉸鏈縱向加載模型3．強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果（1）橫向8890N負(fù)荷工況圖3.6橫向8890N座椅鉸鏈應(yīng)力云圖表3.5橫向8890N鉸鏈各零件應(yīng)力云圖鉸鏈1鉸鏈2銷軸應(yīng)力云圖最大值157.573Mb194.613Mb42.552Mbδb350Mb350Mb350Mb（2）縱向11110N負(fù)荷工況圖3.7縱向11110N座椅鉸鏈應(yīng)力云圖表3.6縱向11110N鉸鏈各零件應(yīng)力云圖鉸鏈1鉸鏈2銷軸應(yīng)力云圖最大值290.600Mb232.783Mb44.000Mbδb350Mb350Mb350Mb4.分析結(jié)論座椅鉸鏈所用的材料為sphc，其抗拉強(qiáng)度>350MPa。從分析中可以看出，最大應(yīng)力均小于鉸鏈的抗拉強(qiáng)度值，滿足GB靜態(tài)試驗(yàn)強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。3.1.2彈性鉸鏈的設(shè)計(jì)彈性鉸鏈應(yīng)具有良好的變形可恢復(fù)性極高的疲勞強(qiáng)度，它是靠背和坐墊的連接件，組裝圖為（圖3.8），因此需要?jiǎng)偠葟?qiáng)的材料支撐所以選擇鉸鏈選Q235鋼，彈簧材料選用65M鉸鏈鉸鏈圖3.8汽車座椅鉸鏈組裝圖鉸鏈的UG建模通過對鉸鏈的分析，然后對鉸鏈進(jìn)行UG建模。首先利用UG對鉸鏈的零部件大致輪廓進(jìn)行繪制，然后對其拉伸、邊倒角、打孔等操作，得到想要的圖形，如圖3.9。圖3.9鉸鏈的零件圖然后利用UG對這三個(gè)零部件進(jìn)行約束組裝，得到圖1.10，再對其進(jìn)行計(jì)算。圖1.10鉸鏈的組裝圖2．計(jì)算根據(jù)QUOTEd2≥QPπhΦ[p]來進(jìn)行計(jì)算d2≥0.8QΦ[p]=0.8×882根據(jù)小徑查國家標(biāo)準(zhǔn)得公稱直徑d=10mm和螺距P=2mm取3．耐磨性驗(yàn)算根據(jù)彈性鉸鏈耐磨性校核公式p=QA驗(yàn)算：p=QPπd2hH故耐磨性足夠。4．自鎖性檢驗(yàn)彈性鉸鏈的自鎖性校核用公式ψ≤則：ψ=arctanSπd2根據(jù)鉸鏈材料查得f=?v=arctanfcos很顯然ψ≤?5．強(qiáng)度校核按σcaA=πd124WTWT=πd1T為鉸鏈栓所受的扭矩：T=Qtan（ψ+?所以：σ1.4腿托角度調(diào)節(jié)裝置的設(shè)計(jì)1.4.1標(biāo)準(zhǔn)直齒圓錐齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)1．選擇齒輪的材料和精度等級1）齒輪的材料均為45鋼（調(diào)質(zhì)），小齒輪齒的面硬度為250HBS，大齒輪齒面的硬度為220HBS。2）該齒輪的傳動(dòng)為一般傳動(dòng)，所以選取精度等級為8級。3）試選小齒輪的齒數(shù)zz2=uz2．按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)1）試選載荷系數(shù)kt2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：T2=T3）齒寬系數(shù)φR4）ZE5）標(biāo)準(zhǔn)直齒圓錐齒輪傳動(dòng)ZH6）查圖得接觸疲勞極限應(yīng)力σHlim1=600Mpa7）按接觸疲勞計(jì)算小齒輪的分度圓直徑。8）計(jì)算載荷系數(shù)。齒輪的使用載荷系數(shù)狀態(tài)以均勻平穩(wěn)為依據(jù)，查表得Kdm1=d由圖查得K取K兩錐齒輪都懸臂，所以軸承系數(shù)K由公式得：KHβ=K所以接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)K=KAK9）校正直徑d1=d1t3m=d1z取標(biāo)準(zhǔn)值m=4.510）計(jì)算齒輪的相關(guān)參數(shù)d1=mz1d2=mz2δ1=arccosuuδ2=90°?R=d1u11）圓整并確定齒寬b=φRR=0.30×47.72圓整取3．校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度1）確定彎曲強(qiáng)度載荷系數(shù)K=KAK2）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Zr1=z1cosZ3）查表得：YFa1=2.91，YSa1=1.534）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù)：KFN1=0.92取安全系數(shù)S由圖查得：σFN1=440確定許用彎曲應(yīng)力：[σF]1=[σF]5）校核彎曲強(qiáng)度QUOTEσF1=2KT2YFa1YSa1bm滿足彎曲強(qiáng)度，故所選參數(shù)合適。計(jì)算結(jié)果如下表3.7：表3.7標(biāo)準(zhǔn)直齒圓錐齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)果名稱計(jì)算公式結(jié)果/mm齒數(shù)比u1模數(shù)m4.5小齒輪齒數(shù)15大齒輪齒數(shù)15小齒輪分度圓直徑67.5大齒輪分度圓直徑67.5錐距R47.72齒輪寬度b151.4.2螺旋傳動(dòng)的設(shè)計(jì)螺桿受軸向力Q1．螺桿Q235鋼，螺母