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汽车座椅腰部支撑机构分析毕业论文第1章 绪论1.1 汽车座椅设计综述座椅是汽车的主要功能件之一。座椅的舒适性在车辆的个性化设计中非常重要，同时也是保障车辆安全性能的一部分。设计合理的汽车座椅能为驾乘人员提供安全、舒适、便于操作和不易疲劳的驾乘感受。汽车技术的飞速发展和人们对汽车各方面性能要求的提高，对汽车座椅的要求也在不断提高。本文基于人们对汽车座椅的要求，对汽车座椅的设计进行了详细的介绍。1.2座椅设计的基本原则汽车座椅设计是一项复杂的系统工程，它涉及机械、化工、防止、喷涂、热处理、美学、力学、人体工程学等多门学科，设计时应根据人机工程学原理综合考虑座椅的舒适性、减振性、安全性以及座椅的合理布置，此外，还要考虑人体生理特征及尺寸，进行量身定做，以提高座椅的乘坐舒适性。1) 安全设计时首先要绝对保证驾乘者的安全，这就要求座椅要有足够的强度，在发生碰撞时，座椅不会或可以减轻对乘坐者造成伤害，并能起到一定的保护作用。2) 操纵方便设计的座椅还需要操纵方便，调整手柄和按钮的布置必须在驾乘者伸手可及的位置，并符合常人的习惯且操纵力量适中。3) 乘坐舒适设计的座椅必须能使乘客保持良好的坐姿，使其脊柱自然弯曲，保证合理的体压分布冰使其肌肉松弛，上体通向大腿的血管不受压迫，血液循环正常；冰具有腰椎依托感、腰背部贴和感和侧向稳定感。能有效隔离或衰减路面不平产生的振动，满足大多数驾乘者坐姿舒适性的要求。1.3汽车座椅主要部件的设计座椅部件主要包括坐垫、靠背、头枕、骨架蒙皮、减振机构调整机构等，设计原则的依据是：座椅靠背的造型和曲线应与人体放松状态下的背部曲线和臀部曲线相吻合，能支撑到腰椎部位，不会因血液循环不良而引起肢体麻木，长时间乘坐不易感到疲劳；骨架及各机构应能满足强度(安全)要求和使用要求，通过对座椅的前后上下、靠背的倾斜角度、头枕前后上下等位置的有限调节，使大部分人处于舒适状态1。1.3.1. 靠背 靠背的设计主要指强度设计和造型设计，设计时应使靠背的高度、形状符台人体曲线，使背部肌肉处于放松状态，并能给背部肩部有效可靠的支撑，使驾驶员保持稳定的坐姿，还要有足够的侧背支撑，从而避免高速转弯时的横向滑动。设计时，靠背的高度和宽度一般分别为600mm和480mm。不同的靠背倾角会导致不同的椎间盘内压力及背部肌肉负荷。当靠背倾角超过110o时椎间盘压力显著减小，所以设计时应考虑座椅的靠背倾角。为了提高舒适性满足司乘员在休息时的需求，靠背倾角应为可调式，并且调整范围尽可能大。一般载重汽车为100o115o。大客车为95o135o，轿车为80o170o。 此外，腰部支撑和扶手也可以减少椎间盘的压力。设计时，腰部支撑要有一定的厚度硬度和透气性，确保乘坐人员的体重能够均匀地分布于坐骨结节区域。腰部支撑的位置应处于第3至第5腰椎部位，且支撑厚度以5 cm左右为宜。腰部支撑分机械支撑和空气支撑。机械支撑是通过机械装置支撑人体，支撑部位为刚性，舒适性差。空气支撑是用空气气囊来支撑人体，通过气囊控制阀控制气囊的充放气，使腰部得到良好的保护和有效支撑。腰支撑气囊一般采用0.40.8mm厚的聚氯酯板经高频焊接而成，具有工艺简单、成本低、耐磨性好、耐老化使用寿命长等特点目前已得到厂泛推广。腰支撑气囊控制阀除可以控制气囊的进排气外，还能起溢流保护的作用，即当气囊内压力超过气囊的额定压力时，气囊控制阀溢流卸压保证气囊的安全使用。目前我国新开发出种新型空气腰支撑装置图1-1)，该装置可以按定的顺序和频率有规律地对颈部、肩部、腰部等气囊进行充气、放气，利用气囊有规律的瘪或胀，实现对腰、肩，颈等部位的挤压，达到局部按摩的目的大大提高了舒适性。座椅扶手的安装位置应符合人体坐姿时肘部的高度尺寸， 般安装在距座垫水平面高250 mm处。座椅扶手有固定式、角度可调式和可翻转式，可翻转式又有横向翻转式和纵向翻转式。1.3.2. 坐垫坐垫设计主要是坐垫和坐垫倾角的确定坐垫深度的设计原则是在充分利用靠背的情况下使臀部得到合理支撑。人体在合适的坐垫下，坐骨与小腿足部构成稳定的人体支撑。坐垫过大时，造成人体躯干相对前移，腰部得不到良好的支撑，引起疲劳；坐垫过小时，会因大腿得不到良好的支撑而感到不舒适：因此，坐垫度应按臀部至大腿表面全长的34设计，一般取400480mm。坐垫倾角应兼顾安全性和舒适性,一般为2o10o。图1-1新型空气腰支撑装置1.3.3. 头枕头枕是为提高汽车乘坐舒适性和安全性而设置的一种辅助装置。头枕的主要作用是保障安全，一旦汽车发生追尾碰撞，颈椎会承受到很大的加速度而容易伤害。有了头枕的承托，可以减少头部自由移动的空间，降低对颈椎的冲击力，起到避免或减轻乘员颈部受伤的作用。按照国家标准，汽车座椅头枕属汽车整车强制认证检测项目。车前排座椅应装有头枕。头枕要起到保护颈椎的作用，正确的安装位置十分重要。头枕应该安装在至少与耳朵上缘平齐的地万，后脑与头枕之问的距离最好不要超过10cm。目前VOLVO公司首先在s80型车上推出了一种为WHIPS颈椎保护系统(图1-2)，由一个安全头枕和一个设计合理可有效而均匀地承受乘员身体运动的椅背支撑结构，以及位于椅背和坐垫连接处的内置式能量吸收机构组成，具有均匀的支撑功能。一旦发生追尾撞车事故，椅背与乘员一起向后移动，在稍微向后倾斜前首先做平行运动。由于在椅背和坐垫之间的连接件上安装了可变形部件从头枕椅背到座垫连接成一体，给乘员的躯体有效支撑，从而进步减轻碰撞力对乘员背部的冲击6。图1-2 WHIPS颈椎保护系统1.3.4. 座椅蒙皮座椅蒙皮是包裹在座椅总成表面的层材料，它直接与乘员接触，一方面对座椅泡沫有保护作用同时又可直接体现设计者的设计意图。座椅蒙皮必须阻燃，其燃烧特性必须符台GB 84101994汽车内饰材料的燃烧特性要求。1.3.5. 泡沫软垫目前坐垫、靠背缓冲用软垫基本上是由软质聚氨酯泡沫塑料发泡而成，在汽车上应用较多的是高回弹软质聚氨酯泡沫塑料。考虑到座椅的舒适性和人体坐姿时的体压分布，需将泡沫软垫的密度设计为不同，即“软硬兼施主要生产方法有2种，一是拼接法，将坐垫前端与大腿接触的部分用低硬度泡沫塑料，与坐骨处接触的部分用中硬度泡沫塑料，下部及两侧用高硬度泡沫塑料。这种方法工艺繁杂且效率低，一般极少采用二是嵌件法(图1-3)，在浇注软垫时，在模具中相应部位放高密度泡沫塑料嵌件，然后在周围浇注低密度泡沫塑料。这种方法可以解决体压分布和横向支撑问题，并且工艺适合批量生产。图1-3 嵌件法坐垫横截面1.3.6. 座椅骨架座椅骨架必须能够承受一定的载荷，通常所指的座椅强度其实就是座椅骨架的强度，它属于汽车整车强制认证检测项目之，应符合GB1 5083 1 994汽车座楠系统强度要求及实验方法的规定。靠背及坐垫骨架的形状，应以能满足人体生理特征、给驾驶人员提供安全和有效支撑为目的进行设计。例如：为了避免因靠背型芯偏软而造成的侧背支撑在急转弯时减小或失效在靠背骨架两侧加焊凸起的侧支撑板或支撑筋，将泡沫型芯加以支撑衬垫，保证支撑的有效性。为了保证驾驶员腰部、肩部有良好的支撑而在靠背骨架上设计出符台背部曲线的弧度。对于高靠背为使腰部、背部及肩部同时紧贴靠背，更好地起到支撑和安全保护作用，设计师把靠背设计成上下两部分,并且角度可分别调整等。座椅骨架一般由钢质材料焊接而成，但在轻量化成为现代化汽车设计的新趋势下汽车座椅薄型化显得非常重要，其中骨架是座椅薄型化的关键，骨架的材料也有所不同，热塑性塑料成型的座椅骨架和镁制座椅骨架正在推广应用。1.3.7. 减振机构座椅减振机构主要包括弹性元件和减振元件。弹性元件在机械悬架座椅中一般指弹簧，在空气悬架座椅中指空气气囊它能产生使座椅恢复到初始位置的回复力。减振元件一般是指减振器，它设计有固有的阻尼值，阻尼值越大，阻尼力越大。对于座椅的振动来说，外力使座椅减振系统发生振动，弹性元件使座椅恢复到初始位置，阻尼力使振动衰减或消亡。在座椅设计时，必须对座椅的刚度、阻尼进行优化设计。在设计座椅刚度和阻尼时，要根据整车的振动特性充分考虑人体生理特点综合选择最佳值，使车身振动得到衰减。为了使设计的座椅阻尼和刚度能更台理地搭配，工程师们一般将座椅刚度和阻尼均设计为可调节式。例如：机械悬架座椅通过调整弹簧的预紧力来调整座椅的刚度，而空气悬架座椅则设计有高度控制阀，可以根据不同人的体重，自动调节空气气囊内的压力，达到调整座椅刚度的目的。格拉默公司生产的新型King空气悬架座椅除刚度可调外，阻尼也为无级可调以适应不同的路况。1.3.8. 调节机构调节机构主要包括座椅高度调整机构前后位移调整机构(即座椅滑道)、靠背仰角调整机构(即调角器)及坐垫前倾角调整机构等。1) 高度调整机构高度调整机构是调整座椅在车厢内垂直位置上下移动的机构，有机械调构控空气弹簧调整机构气动调整机构和电动调整机构等。高度调整的范围应根据人机工程学原理，以能满足大部分人群的使用要求为目标进行确定，一般调整范围为0100mm。2) 滑道滑道是调整座椅在车厢纵向水平位置前后位移的机构，有单锁止滑道和双锁止滑道之分，滑道的选用一般根据锁止强度确定。例如：当安全带固定点不在座椅上时，一般选用单锁止滑道；当安全带固定点在座椅上时，选用双锁止滑道或加强双锁止滑道。滑道位移的尺寸即座椅前后调整的距离需根据相应人体尺寸和人机工程学原理确定， 般前后调整距离为0100 mm。3) 调角器调角器是对靠背、坐垫夹角进行调整和锁止的机构。锁止强度必须能满足GB 1 5083 1 994汽车座椅系统强度要求及实验方法的规定。调角器分为机械调角器和电动调角器，机械调角器又包括机械板式调角器、机械杆式调角器、双联动调角器等。机械板式调角器一般是采用棘轮棘爪或齿条齿板工作原理及板簧式复位结构，最大能够实现范围有级调节及折叠，适用于各粪汽车驾驶员座椅。机械杆式调角器由可控气弹簧和连接件组成，适用于大客车乘客座椅。双联动调角器是指左右两套调整锁止机构在一套调整机构控制下同时动作，同时锁止具有锁止强度高等优点，适用于各类载重汽车驾驶员座椅。电动调角器般采用齿差行星齿轮传动原理或齿差双联摆线针轮行星齿轮传动原理，具有传动平稳、强度高、调解范围大等优点，适用于高档汽车驾驶员座椅。4) 坐垫前倾角调整机构坐垫前倾角调整机构一般是机械调整机构，多采用安全可靠、结构简单的多杆机构。随着汽车工业的高速发展，人们对汽车座椅将提出越来越高的要求。为了进一步提高座椅的舒适性及安全性。全球各大汽车公司及汽车零部件公司也在持续不断地加大座椅的研发力度，在座椅的新结构、新工艺、新材料的研发及应用上下工夫，不断研制出各类悬架座椅、电动座椅、电脑记忆座椅等，按摩装置辅助冷热智能空调座椅等各类辅助装置也不断诞生。此外，采用环保织物作为座椅面料，也将成为一种新趋势。1.4 本课题的研究内容和意义座椅的舒适性在车辆的个性化设计中非常重要，同时也是保障车辆安全性能的一部分。设计合理的汽车座椅能为驾乘人员提供安全、舒适、便于操作和不易疲劳的驾乘感受。汽车技术的飞速发展和人们对汽车各方面性能要求的提高，对汽车座椅的要求也在不断提高。本文基于人们对汽车座椅的要求，对汽车座椅的设计进行了详细的介绍。基于当前的研究现状，本文采用了SolidWorks软件进行分析求解，对某些部件进行了处理。论文主要完成内容如下：(1)学习SolidWorks软件的应用，并结合理论内容，研究与探讨汽车座椅模型的建立过程；(2)着重分析腰部支撑部位结构的设计及计算，对有关数据做出处理；(3)对有关部位进行强度校核，以求所设计的座椅满足各项要求；(4)按照实习座椅的有关数据，在SolidWorks软件中建立座椅的模型。71东北大学毕业设计(论文) 第2章 汽车座椅舒适性研究第2章 汽车座椅舒适性研究2.1 从汽车舒适性到座椅舒适性影响汽车舒适性的因素很多，分析人-机-环境系统，可以提出整车舒适性影响因素的框架图，如图2-1。图中“人”即指乘坐者，是最终对舒适性做出评价的主体，其生理因素以及心理因素都会影响对舒适性的评价;“机”指汽车的座椅、仪表盘、方向盘、变速杆等;“环境”主要指车内环境及路面状况等。机系统中的影响因素通过直接影响环境中的因素而影响人体的生理因素，最终影响人对舒适性的评价。如由轮胎和悬架产生的噪声通过影响人的听觉而影响人对舒适性的评价12。从图1可以看出，座椅在影响整车的舒适性中起了关键作用。图2-1 座椅整车舒适性的评价图2.2 汽车座椅舒适性的指标体系设计根据人机工程学原理，为保证良好的舒适性，针对静态舒适性，设计中应遵循以下原则：(1)座椅尺寸应与人体测量尺寸相适宜;(2)座椅应可调节，能使乘坐者变换姿势，并大范围满足各类人体的乘坐要求;(3)座椅应能使乘坐者保持舒适坐姿，靠背结构和尺寸应给腰部充分的支撑，使脊柱接近于正常弯曲状态。据此，本文将座椅的特性分为儿何、调节及物理特性(见图2-2)。座椅的各种特性都会影响到乘坐舒适性。图2-2 座椅特性与舒适性的关系合理有效的评价指标应符合如下原则:简明科学、公正合理、易于操作，定量指标为主、定性指标为辅。根据上述原则，本文对座椅的静态不舒适度建立了二级评价指标体系(表2-1)。其中一级指标包括:儿何参数、调节特性、物理特性3个方面。根据座椅结构特征，设计出二级指标。表2-1 汽车座椅静态不舒适性的评价指标体系一级座椅静态不舒适度二级几何参数调节特性物理特性三级指标座面参数靠背参数腰托参数头枕参数扶手参数座面调节靠背调节腰托调节头枕参数座面靠背长度深度宽度角度轮廓长度宽度角度轮廓高度高度角度高度角度高度调节前后调节角度调节角度调节压力调节角度调节高度调节压力分布温湿度硬度摩擦压力分布温湿度硬度摩擦本指标体系归纳了有关座椅标准(GB/T 13057- 91,客车驾驶员座椅尺寸规格;QC /T47-179汽车座椅术语)及国内外文献中的舒适性影响因素，将舒适性特征中的定性描述用可测量的指标表示出来，符合建立指标评价体系的上述4项原则，能为座椅的舒适性设计及评价起到一定的指导作用。上述各项指标应进一步通过不同的方法，根据人机工程学原理来设计和评价。其中座椅的儿何相关特性应符合人体测量学及人日统计学特征。如座宽对应人的臀宽，它的设计应符合身材高大的人，适宜采用较大白分位的女性测量值为设计依据;靠背的尺寸与坐高及肩宽有关，舒适的靠背形状与人体脊柱曲率有关等。压力分布特征要符合人体坐姿:根据人体脊椎骨受力特征，坐垫上合理的压力分布应是坐骨处最大，并向四周递减，大腿部位压力最小;靠背处，腰椎部应有强大的支撑，沿此向外逐渐减小;另外，左右两边压力应当对称分布。2.3 国内外研究(1)座椅舒适性影响因素的研究对国内外研究座椅舒适性的文献进行了大量的研究，依据上述指标体系，对文献进行了归纳整理，将部分重要文献对座椅舒适性影响因素的研究分析列表(见表2-2，其中星号表示文献研究中所涉及的影响因素，两星为强因素)。座椅的几何尺寸是影响座椅舒适性的因素，但研究发现这并非唯一最主要的影响因素。许多文献都提及腰部支撑的重要作用。腰托的形状和位置，对于是否能使人保持良好坐姿，减少人体疲劳具有重要作用。从人机工程学的角度来讲，腰部是体现座椅功能的关键部位。因此，座椅的腰托是影响舒适性的关键因素。此外，座椅的调节特性对座椅的舒适性影响很大，己成为座椅舒适性设计中重点考虑的因素。压力分布是导致不舒适的最主要的生物力学因素，通过界面压力对座椅舒适性进行评价是一种重要客观、有效的方法15。(2)座椅舒适性评价方法的研究舒适性评价方法的研究就是在找出汽车舒适性影响因素的基础上，通过实验、建模等方法找出各影响因素间的关系以及对舒适性的影响程度，最后建立有效的舒适性评价指标体系。座椅舒适性评价包括静态及动态舒适性评价，动态舒适性评价的方法较多，其中黄斌、蒋祖华等对座椅的动态舒适性评价方法做了综述，归纳为吸收功率法、国际标准法、总体乘坐值法、单一不舒适性指数法等。对两种舒适性的评价主要通过结合卞观问卷调查及客观测量进行研究。日前国内外学者在舒适性评价方法上做了如下的一些探讨。主观问卷调查就是让乘坐者凭自己的主观感觉对舒适性进行打分，通过分值可以直观地看出乘坐者对舒适度的评价。较常见的问卷有:通用舒适度尺度GCR (1969)和Kulich问卷(1999) ,Danni on R. S-m itch问卷(2006),综合归纳了20个影响座椅舒适性的因素。客观测量方法主要有坐姿分析、压力分布分析工作绩效观察、基于生理学的肌电图等方法。W assign Beefalos ( 2003)测量了长时间驾驶条件下司机的不舒适性。通过模拟驾驶环境的实验，分别利用肌电图工作绩效观察以及卞观问卷调查法测定了人在长时间驾驶条件下的不舒适性。David Ng ( 1995)利用主观问卷、人体测量学数据以及压力分布对两种座椅进行了舒适性的比较与评价。从汽车座椅设计及改善的角度出发，消除座椅不舒适性最理想的方法是能建立定量模型，预测座椅的不舒适性。国内外研究中，建立的模型主要有如下3种：利用模糊理论建立的模型；线性模型;神经网络模型。E Leveret利用多标准的模糊理论模型对不同种类的不舒适以及座椅不同部位的不舒适建立了模糊理论的评价模型；M. Io lich则将测得的压力分布值、人体测量值、对座椅的外观评价值等作为自变量，以综合舒适度OCI作为因变量，分别建立起了舒适度的线性模型和神经网络模型。利用这些定量化的模型能够有效确定各因了影响程度的大小，准确评价及预测座椅的舒适性，并反馈于座椅的舒适性设计中18。表2-2 座椅舒适性影响因素研究汇总2.4 对座椅的舒适性要求座椅设计、制造的好坏，对汽车驾驶人员和乘员的舒适性有很大的影响，座椅的尺寸应适合于人体的尺寸，要保证人体有良好的作业姿势和休息姿势。汽车座椅的舒适性归纳起来有三方面的内容: (1)振动的舒适性 对于汽车座椅振动舒适性来说，它主要研究的是道路-轮胎、悬架、座椅-驾驶员三者之间的关系，在试验过程中，把它们看作是一个整体，属于动力学系统。从而寻求在各种路面随机输人的作用下，使驾驶员和乘员对振动不易疲劳的性能，从中得出科学的结论，以便设计制造出最优结构的汽车座椅来。(2)驾驶员坐势的舒适性坐姿的舒适性的研究是把注意力集中在人体生理结构与座椅结构以及几何尺寸的关系上，使座椅的设计、制造兼有极好的、静态和动态的特性。座椅的高度应当使人的体压分布合理，如坐垫的前部不可与高或太硬，使人坐着时脚悬空应避免在大腿后部分布压力，以防该部对血液循环不畅而产生下肢和脚浮肿现象，人的背部与座椅的靠背整个接合面上，应在腰凹处压力最大，使躯干得到充分支持，背部不能弓形，又不妨碍手臂活动，因此，舒适的座椅应使坐垫在坐骨关节和靠背的第三腰椎骨附近受集中压力19。 对于人体坐势的舒适性相关主要是脊柱腰部曲线及座势状态下的体压分布 图2-3是正确的坐势，腰曲弧线是松弛状态，在这种坐势状况下，各椎骨之间的间距处于正常状态，椎间盘上的压力是均匀的。这是一种好的坐势。图2-4是不正确的坐势，腰弧线变形过大，椎间盘受力是不均匀的，使驾驶员容易产生疲劳，长期采用这种坐势，会使椎骨间距内外受拉受压，容易造成人体腰部变形。根据上述分析，今后在设计、制造汽车座椅时，要考虑到人体的背部和腰部的合理承受点，人的肩部靠住靠背，能减轻颈曲变形。人的腰部靠住靠背，能使腰曲弧线呈正常状态。可以说，这是座椅设计制造中两点支承原则，这是非常重要的。(3)体压分布对舒适性的影响影响人们驾驶汽车舒适性的另一因素，就是人体的生理因素臀部的体压分布。人们的臀部在坐骨周围的肌肉可以承受较大的压力，而大腿下面的肌肉内部分布有较大的皿管和神经系统.因此不能承受压力，否则将影响神经传导。图2-3 正确的坐势图2-4 不正确的坐势 如图2-5所示，可以看出，合理的人体压力分布不是平均分布的，而是从坐骨向周围逐渐平滑减小压力。因此人体的重量作用在坐垫上的压力应当随臂部不同部位，呈不均匀的分布。图8中每条封闭的曲线，代表着一个等压线。每条等压线的数字是压力分布情况，压力的单位是kg/m2。图2-5 臀部的体压分布图2-6 理想的驾驶姿势由以上的图2-3、图2-4、图2-5的分析，可以得出图2-6的模型，这一较理想的、舒适的驾驶姿势。人体所处的角度是合理的。在这种姿势下驾驶汽车，腰曲弧线拉伸和受压最小，腰背肌肉几乎处在松弛状态，大腿血管和神经系统不容易受到压迫，颈曲变形很小，这是最合理的，最舒适的驾驶姿势。2.5 振动频率对人体的影响 汽车座椅要有良好的减振系统，汽车在凹凸不平的道路上行驶时，受到凹凸不平的路面的冲击，所以在行驶过程中会不断地引起振动，当汽车的零部件的连接处有松动时、这一振动又会引起新的振动，而使零部件逐渐地损坏，人处于振动的环境中会产生不舒服的感觉，容易分散注意力，影响操作的准确度及工作质量。根据有关医学方面资料证明:当人经受到频率为2.5- 6.5HZ、加速度为0.15 -0.35g的90分种的垂直振动后，驾驶员的视觉敏感性、转向操作能力都随着振动的增加而下降。人在4- 8Hz之间的垂直振动和1-2Hz的水平振动感受明显，在100Hz以上的信号不会引起什么不舒服的感觉，人体的各部位对不同频率的振动信号的反应也不一样，如:胸腹系统的共振频率为3-6Hz，头颈肩系统为20 - 30Hz，眼球为60-90Hz整个人体的固有频率:站立时为5-12Hz,坐着时为4-6Hz，比较严重的振动响应都发生在低频段上，人的主要器官的固有频率约在2-10Hz范围内。而汽车在行驶过程中，在一个频率较宽的范围内的随机振动，通过座椅、方向盘、脚踏板和各种操纵手柄作用到驾驶员的手或脚上的局部振动，一般不会危害驾驶员的身体健康，2-10Hz范围内的低频振动、主要来自地面不平度的激励，经过座椅传递给驾驶员，使驾驶员产生全身振动，全身振动达到一定程度时，司机就会感到不舒服、感到疲劳、头痛、困倦、视力下降及腹部、臂部、会阴疼痛，长期受到较强烈的全身振动时是导致胃下垂，脊椎损伤等职业病的重要原因。而当频率低于1Hz时又会引起特殊的“晕车病”。尤其是内脏、在4-5Hz垂直振动时，内脏的共振会引起作为血浆酸碱平衡组成的二氧化碳自血液里大量涌出而造成呼吸性碱中毒24。所以人体对4-8Hz范围内的振动最为敏感，尤其是4- 8Hz范围内最为严重。 人体的振动反应不仅取决于频率，还与振动强度(振动位移、速度、加速度或加速度的变化率)及承受振动的连续时间有关国际组织(ISO)提出以均方根加速度与频率、承受振动的连续时间关系作为评价舒适性的指标，这是目前国际上应用最广泛的，迄今为止可用的最可靠、最完善的指标IS02631-1 N78国际标准，它适用于人体承受1-80H z振动的评价此项标准把人体暴露在振动环境中的容许限度划分为三个准则界限:(1)引起舒适性降低的振动强度，称为“舒适性降低界限”这一界限是从运输业的研究中得来的，超过这个界限，中行驶中进餐看报等都很困难。(2)引起工作效率降低的振动强度，称为“疲劳-工效降低界限”即保持工作效率不致降低的振动强度允许限值，这个界限是根据讨车辆和飞机驾驶员，研究结果而定，振动强度超过界限数值时，会降低工作的熟练程度，影响准确操作。(3)引起健康受到损害的振动强度，称为“有害健康界限”。它是保持驾驶员的健康、和安全的极限。在没有特殊理由和预防措施时，人承受的振动强度不得超过受振极限，即使受振的人无操作任务也应如此。 垂直方向水平方向图2-7 ISO疲劳-工效降低界限图图2-7为“疲劳-工效降低界限”的图线由图2-7可以看出，在4-8Hz频率范围，最容易产生疲劳而降低工效。在同样的频率下，均方根加速度越大，越容易疲劳，即能够不因疲劳而降低工效的连续工作时间越短。或者说连续工作时间越长，不因疲劳而降低工效的均方根加速度界限就越低。将图2-7所示的“疲劳-工效降低界限”的图线上的均方根加速度值乘2(即曲线向上平移，增加6dB),就可得出“有害健康界限”。将图2-7所示的图线的均方根加速度值除以3.15(即曲线向下平移，降低10dB)，就可得出“舒适性降低界限”综上所述，为了能得到足够好的舒适性。汽车座椅的悬挂系统的设计应使驾驶员所受到的垂直振动的主频率避开人体的主要器官的固有频率(4-8Hz)，并且不得低于1Hz。同时应使驾驶员所承变的振动加速度有效值降到“疲劳-工效降低界限以下，尽可能地越低越好,座椅的减振系统的无阻尼固有频率在1.5Hz-2Hz范围内;固有频率不随驾驶员的体重变化而变化;传递给驾驶员的振动负荷应尽可能要小，不同体重的驾驶员所承受的振动负荷2.6 鉴定汽车座椅舒适性及性能的几个问题1、汽车座椅的静压感，对人们坐势的影响。 2、汽车座椅具有合理的体压分布。同时触感性能好。 3、座椅的动压感特性以及上下、左右.前后方面的振动特性。 4、座椅对人体尺寸变动的适应性、座椅的可调节性和调节方式的灵活件。 5、座椅的外观质量和美观程度以及与驾驶室内饰相协调性。 6、座椅的安全性和坚固耐用性。 7、座椅的自身重量和经济性。 根据系统工程学的观点，性能好的座椅应该是综合以上七点性能的最佳匹配25。 综上所述，汽车座椅是汽车中将驾驶人员与车身联系在一起的重要部件，它的任务是支承人的身体，缓和路面不平传给人体的冲击和衰减由此而引起的振动，给驾驶员和乘员创造舒适的和安全的乘坐条件，由此可知，它对汽车的行驶平顺性、舒适性、安全性以及操作方便有较大的影响，所以，汽车座椅的设计、制造越来越受到人们的重视.也是汽一车走向成功的必经之路。东北大学毕业设计(论文) 第3章 座椅及腰部支撑部件的设计第3章 座椅及腰部支撑部件的设计3.1 SolidWorks软件介绍在当今的社会中,各行各业的竞争越来越激烈，为了缩短设计周期，降低成本，提高产品质量，学习和应用计算机辅助工程(CAE，全称Computer Aided Engineering)显得愈来愈重要。尤其是近几年，计算机三维CADCAECAM软件的应用与普及，使得传统的二维机械设计逐步向三维设计转化。设计构思的表达由原来的二维图纸演变成直接用计算机模拟三维实体模型的虚拟产品。不远的将来无图纸生产很快就会普及。3.1.1 SolidWorks软件介绍SolidWorks软件是美国SolidWorks公司基于Windows开发的全参数化三维实体造型软件。三维机械设计的所有的功能(SolidWorks三维建模软件)、数据管理软件PDMWorks Client、以及用于设计交流的常用工具：E-Drawings专业版(基于email的设计交流工具)，3D Instant Website(即时网页发布工具)，PhotoWorks(高级渲染)，SolidWorks Animator(动画工具)；设计效率提高工具：SolidWorks Toolbox(三维标准零件库)，SolidWorks Utilities(特征比较模块)，FeatureWorks(特征识别)。该软件可与COSmosWorks工程师设计分析软件、CosmosMotion三维运动仿真软件等无缝结合。功能强大、易学易用和技术创新是SolidWorks的三大特点，使得SolidWorks成为领先的、主流的三维CAD解决方案。SolidWorks能够提供不同的设计方案、减少设计过程中的错误以及提高产品质量。SolidWorks不仅提供如此强大的功能，同时对每个工程师和设计者来说，操作简单方便、易学易用。SolidWorks三维设计软件的功能在于：装配和干涉检查；有限元分析与优化设计(CAE)；机构运动仿真；工艺规程生成(CAPP)；数控加工(CAM)；由三维直接自动生成二维工程图纸；产品数据共享与集成等。这种形象化的三维设计具有直观、精确、快速的特点。无与伦比的设计功能和易学易用的操作(包括Windows风格的拖傲、点，击、剪切粘帖)，使得SolidWorks的整个产品设计是可百分之百编辑的，零件设计、装配设计和工程图之间是全相关的。在目前市场上所见到的三维CAD解决方案中，设计过程最简便、最方便的莫过于SolidWorks了。3.1.2 SolidWorks软件在本文中的应用SolidWorks软件广泛应用各种机构的设计计算中，在本文中主要用软件进行分析建模，首先设计出各个零件进行装配,在装配的过程中发现零件的不足时，去重新编辑零件，或者在装配时发现缺少一些零件时，根据装配图的大小、位置等去设计改缺少的零件。 a 绘制草图-圆 b 拉伸凸台 c 绘制棘轮齿形图 d 按草图切齿 e 绘制其余齿的草图 f 按草图切齿 g 按以上两步把齿切完整 h 绘制轮毂草图 i 切除 j 绘制轮毂倒角草图k 成型图3-1棘轮建模步骤下面介绍下SolidWorks软件在本文中应用到的一些功能。1 零件编辑零件编辑的步骤一般为先进行草图绘制，绘制出草图后在拉伸成体，再根据具体结构去切除没用的部分，从而建好模型，下面以棘轮的制作为例，其步骤如下：1) 新建一个零件草图，选择基准面，绘制一个圆，半径为棘轮的齿顶圆半径(图3-1 a)。2) 绘制好草图后选择“特性”中的“拉伸凸台/基体”给出拉伸距离为20mm，这里20mm为棘轮的厚度(图3-1b)。3) 绘制齿形的草图，本文所设计的棘轮为一个齿，首先在圆柱体的面上画一个半径为的圆，再过圆心画两条直线，设定两直线间的夹角为，连接直线与圆的两个交点(图3-1c)。4) 点击“特性”中的“拉伸切除”把齿形部分切除(图3-1d)。5) 依次按照3)、4)中的步骤切出剩余的齿形(图3-1e、3-1f、3-1g)。6) 制作轮毂。因本文中采用的是棘轮和轴的过渡配合，不需要另加键，因此绘制的轮毂草图为半径(图3-1h)。7) 点击“特性”中的“拉伸切除”，切出轮毂外型(图3-1g)。8) 制作倒角。选择倒角所在的两个面，点“特性”中的“倒角”，选择角度为，距离为(图3-1j)，点确定后倒角即画出，整个棘轮的模型便制作出来了。图3-2 轴与齿轮配合时的两基准面重合2 编辑装配体编辑装配体即把设计的各个零件装配在一块，成为一个整体，下面仅以轴和齿轮的配合介绍软件的装配图制作。完成装配体首先是把要配合的零件插入装配图中，再进行各件的配合，其中最主要的是搞清楚两个零件之间的配合关系，例如本文中的齿轮和轴的配合中，由于齿轮和轴采用过渡配合，轮毂和轴径尺寸大小一样，所以装配时有轴径面和轮毂面同心配合之外，还要使两个面一起转动，为此添加了轴和齿轮基准面的重合配合(图3-2)。3.2 腰部支撑部件的设计3.2.1 齿轮齿条的设计1 选择材料齿轮：QT500-3，调质处理，齿面硬度230-270HBS；齿条：QT500-7，正火处理，齿面硬度180-200HBS。2根据齿根弯曲疲劳强度确定模数初取齿轮齿数为20，齿条齿距高度为20,座椅每天调整2次，寿命是20年图3-3铸铁齿根弯曲疲劳极限查图3-3得,取计算应力循环次数:查图3-5得又,取图3-4外齿轮齿形系数图3-5 弯曲强度计算的寿命系数由得查图3-4得则取则所以取m=2；3按齿面接触强度确定中心距方法介绍：正齿轮的计算牵涉到齿厚及中心距之间的关系，由于计算中要有详细的三角函数表和渐开线函数表，故很不方便。但是，在进行计算时，使用预先计算好的数据这样一种新的方法，便可使计算能很方便地进行。这种新的计算方法在便用两个无量纲系数齿厚系数 及中心距系数 的同时，还使用把两个系数联系起来的预先计算好的数据。两个无量纲系数的定义为： (1)式中： (2)齿轮对的工作压力角为： (3)或 (4)对于已知的标谁压力角及齿厚系数的数值范围，可根据公式(3)和(4)预先计算好数据(解用)。附表3-1为预先计算好的数据，的数值范围从0.1610-0.1700，标准压力角为。各种数值范围及不同的标准压力角的表格也是可以制备出来的。表3-1 关系0.16100.16200.16300.16400.16500.16600.16700.16800.16900.167035.69035.74635.80135.85635.91135.96536.02036.07436.12836.1810.157000.157800.158610.159410.160210.161010.161810.162610.163410.16420注：标准压力角根据以上方法计算中心距为 4齿轮齿条的主要参数齿轮：Z1=20,m=2按b/d5=70/100=0.7，考虑齿轮悬臂布置，计算载荷系数 与相近，无须修正。所以齿轮齿条参数为：齿轮：轮毂直径d2=20mm，长度为20mm齿轮面宽为12mm。齿条：考虑到座椅的实际尺寸，其腰部支撑部位的靠背厚度不能超过120mm所以选齿条长度为100mm，其面宽度应和齿轮对应，也为12mm。 初定齿条齿距高度为20mm，嵌入模板里10mm周节数齿厚S=1.5708齿顶高h1=m=2齿根高齿工作高度齿全高3.2.2 推柄的设计1 选择材料推柄材料选用HT200抗拉强度极限为(表5-1)2 尺寸计算当人坐在座椅上时对靠背的压力为0.3倍的人体重量，即：，假设一个人的重量为70kg，此时对靠背的压力为,但考虑汽车在行驶时颠簸、猛的向后靠背等产生的冲击力会很大，一般都能和自身的重量差不多，甚至要超过自身的重量，为了安全起见设定该力：图3-6 推柄因使用的材料为脆性材料，零件的主要失效形式为脆性断裂。考虑推柄所退的物件长度尺寸大约为200mm，宽度尺寸大约为50mm，为保持平衡性等各项因素，初步设定推柄的截面尺寸为：长 宽 高考虑到该推柄要与齿条配合，使齿条动时带动推柄，从方便安装的角度，在推杆的中间挖一个和齿条配合的槽，使齿条嵌入槽中形成配合(图3-6)。在推柄前侧挖两个孔的作用为连接减震装置，用2个螺栓连接。3.2.3 棘轮棘爪的设计计算1. 选择材料：棘轮：QT500-3，调质处理，齿面硬度230-270HBS；锯齿：45号钢，正火处理，齿面硬度217255HBS；2. 确定棘轮齿面倾斜角的解析法26图3-7 棘轮齿形的确定如图3-7所示，当选定模数m、齿数z、齿顶厚a、齿高h、齿槽角后，棘轮的齿形即完全确定，构成齿槽的两面应汇交于根圆，且其夹角为。由几何学可知两齿面与根圆的交点E位于经A、B两点且圆周角为的圆上。现有资料即据此通过作图确定E点位置，进而量出齿面倾斜角。下面给出E点位置及角的精确计算公式。设过A、B两点且圆周角为的圆的圆心位于F点，E点即为该圆与根圆的交点。建立坐标系，则E点坐标满足下列关系 (1)式中,由(1)式可求得 (2)由此可确定棘轮齿面长度及倾斜角为 (3) (4)式中， 。已知AE后， 即完全确定，从而可求出及。为使棘爪在工作时能顺利进入棘轮齿槽并啮紧不脱，角应满足摩擦条件，一般应有。加工时若刀具按以上计算数据调整倾角，则由于加工圆角:的存在，实际根圆半径比理论值，大，即齿高缩短。若齿根圆角的圆心为03，则实际根圆半径和实际齿高为： (5)其中， (6)3. 摇空程角的计算一个送进运动过程中摇杆往复摆动的最小角度与棘轮转角之差称为最小空程角27。通过对的计算不仅可确定摇杆应有的最小摆角，并可估计当用止回棘爪进行单向定位防止棘轮逆转时所能达到的精度要求。当棘轮每次只转过一个齿时，的计算如下：如图3-8所示，若不考虑棘轮齿根圆角、齿顶圆角及棘爪顶部圆角时，应为棘爪尖点从与棘轮齿顶A点接触到与齿根E点接触摇的角，即： (7)图3-8 棘爪的确定若考虑棘轮齿根圆角齿顶圆角及棘爪顶部圆角，则摇杆的一个极限位置对应于棘爪顶部圆弧与棘轮接触于齿顶圆弧，如图3-8所示虚线位置，此时 (8)棘爪顶部进入棘轮齿槽后(如图26实线位置)对应于空程结束时刻，棘爪顶部圆弧与齿槽相切于M、N两点，故 (9)其中图3-9 棘爪外形尺寸的确定为点至直线的距离，它可由下式求得为保证棘爪能顺利进入棘轮齿槽，摇杆摆角必须。4. 棘爪外形尺寸的确定如图3-9所示，棘爪零件外形设计的关键是确定工作面的倾斜角及该面相对于棘爪转动中心的距离，而现有设计资料中均未提供确定、的方法和公式，从而给棘爪零件的精确设计带来不便。由图3-9可知，当棘爪进入棘轮齿槽两者一起运动时，棘爪工作面理论上应与棘轮对应齿面完全贴合，故有： (10) (11)式中和均可由余弦定理求得。由、即可确定非工作面的倾斜角及位置。图3-10 棘轮机构5. 所设计的棘轮棘爪机构的各项尺寸如下：棘轮：，轮毂直径，面宽.棘爪：，,.6. 应用SolidWorks软件建模(图3-10)。3.2.4 轴的设计计算1. 选择材料：轴的材料为选择45号钢, 调质处理。2. 初步估定轴工作中承受扭转和弯曲联合作用，但以扭转作用为主。所以按扭转作用进行近似计算，然后用增加安全系数以降低材料的许用应力的方法弥补由于忽略弯曲作用所引起的误差。轴受扭转时的强度条件为：式中截面上最大剪应力，； 轴传递的扭矩，； 抗扭截面模量，； 降低后的扭转剪应力，。对于实心圆截面轴 ；所以，初定轴的直径。3. 考虑弯曲载荷一按弯扭联合作用设计计算由于不规则运动，故轴径向也受力，使在承担扭矩的同时还承受弯矩作用。因此，轴的强度计算应综合考虑这两大应力共同作用下的受力情况。弯曲载荷与轴径形状、段数、安装位置以及有无挡板等因素有关，这些因素的综合作用结果会引起不平衡的水力作用。应力由下式计算:式中 剪切应力，；截面模量，；等效力矩， ；轴径，；扭矩，；轴所承受的弯矩，；，运动效应系数；功率，；轴转速，；作用于轴上的径向载荷，;径向载荷作用点距支点的距离，。通常，材料的许用剪应力与材料的伸强度有如下关系:故轴的直径为：4. 轴的刚度计算为避免转动搅拌轴产生过大的扭转运转中产生振动而造成轴封泄漏，应限制 图3-11 连接轴扭转变形。工程上以单位长度扭转角不超用扭转角作为扭转的刚度条件，即：式中轴扭转变形的扭转角，；弹性模量，；轴截面的级惯性矩，；许用扭转角，。5. 轴的尺寸参数：连接齿轮段轴径，每过一个阶梯轴径变大。结手柄段为节省材料，不需要继续加粗，因为设计此段轴径为。6. 应用SolidWorks软件建模(图3-11)。3.2.5 凸轮的设计计算当支撑元件伸出靠背过长是就要求其往回运动，但有棘爪的存在就限制了这一运动，为使棘爪能脱离棘轮而使棘轮反向转动时，就需要有个机构能够顶开棘爪，使棘轮脱离棘爪的束缚，为此本文设计了凸轮机构来实现这一功能。图3-12 凸轮草图从动件的运动规律是根据从动件要实现的工艺动作要求决定的。有两种情况。一种情况是从动件的运动规律完全有机械工艺动作要求决定，另一种情况是从动件的工艺动作对凸轮机构只严格给出凸轮机构各段转角及行程，而要求