汽车座椅结构设计

.0引言汽车座椅属于汽车的基本装置是汽车的重要安全部件。在汽车中它将人体和车等为一体的系统工程产品。随着我国汽车工业的迅猛发展人们对汽车的乘坐舒适性及安全性等方面的要求越来越高。其中作为影响汽车舒适性和安全性的重要内饰部件汽车座椅的设计、研发已越来越引起汽车业界的重视。本毕业设计分析了人与座椅的人机关系，并且结合我国国民对汽车座椅的使用要求，以人机工程学、汽车设计等学科的理论为依据，以国家和国际标准为准则， 对驾驶座椅进行了设计。 ，从人的安全、健康的角度，现代人越来越多地的时间在汽车中度过， 座椅的安全与舒适直接影响到人们的健康与安全。尤其是对人们脊椎的伤害。从社会的角度，汽车走进千家万户，人们对汽车的情感也有所转变，从 以前的遥远、到现在的占有，将来必将转变为挑剔。因此汽车座椅的发展也要跟上 时代的步伐，所以本设计进行汽车八方向座椅结构设计。;.1 轿车电动座椅的介绍轿车的座椅是衡量轿车档次的重要依据，因此轿车设计师十分重视电动座椅的设计，从材料到形状，尽量做得完美无缺。在造型方面，充分考虑人体尺寸、人体重量、乘坐姿势和体压分布等因素，应用人体工程学的研究成果和先进技术，制造出乘坐舒适、久坐不乏的座椅。1.1 桥车的国内外研究现状及发展水平的相关介绍目前国内汽车座椅基本上是一种固定的姿势，人长时间保持一种相对稳定的坐姿很容易疲劳，从提高驾乘人员舒适度的角度， 给出一种新型电动座椅的设计思路。对于可以调节的汽车电动座椅的研究，国内发现尚少。尤其在目前，国内市场上所 见电动座椅大多出现在进口汽车上，汽车电动座椅有两向移动、四向移动、六向移 动等多种类型。 两向电动座椅只能作前后水平移动：四向电动座椅除前后水平移动外，还可以升降：六向电动座椅除了够控制上述移动外，座椅的座位前部和靠背还 可以分别升降。 大多数电动座椅使用永磁型电动机，通过装在左座侧板上或左门扶手上的肘节式控制开关控制电流路线和方向。可使某一电动机按不同方向转动。大多数永磁型电动机内装有断路器，以防电动机过载。 许多福特汽车电动座椅的电动机在磁铁外壳内装有3 个独立的电枢。有的电动座椅使用串激电动机( 如通用公司生产的某些汽车 ) ，用 2 个磁场线圈使电动机能作双向转动。这种电动机一般使用继电器以控制电流方向，因此当开关换向时，可以听到继电器吸合的咔嗒声。电动座椅使用的电动机的数量多的可达8 个。本方案是一种机械设计制造学、人体工程学与电子技术相结合的八个方向( 座椅水平平行前后移动、座椅前端上下升降、座椅后端上下升降、座椅靠背的角度旋转) 调节。汽车电动座椅一般由双向电动机、传动装置和座椅调节器等组威。传动装置包括变速器、联轴装置和电磁阀。座椅调节器的主要部件是螺旋千斤顶和齿轮传动机构。传动装置和座椅调节器之间用软轴连接。通过座椅调节器实现对座椅的调节。 方案的思路就是电动座椅是利用电动机的动力来调整座椅位置、 靠背的倾斜度等， 自动适应不同体型的驾驶员与乘员的乘坐舒适性要求。现代轿车的驾驶者座椅和前部成员座椅多是电动可调的， 又称电动座椅。 座椅是与人接触最密切的部件，人们对轿车平顺性的评价多是通过座椅的感受作出的。因此电动座椅是直接影响轿车质量的关键部件之一。 轿车电动座椅以驾驶者的座椅为主。从服务对象出发，电动座椅必须要满足便利性和舒适性两大要求。也就是说 驾驶者通过键钮操纵， 既可以将座椅调整到最佳位置上， 使驾驶者获得最好的视野， 得到易于操纵方向盘、踏板、变速杆等操纵件的便利，还可以获得最舒适和最习惯 的乘坐角度。 为了满足这些要求， 世界汽车生产大国的有关厂家都竞相采用机械和电子技术手段，制造出可调整的电动座椅。现代轿车的电动座椅是由坐垫、靠背、靠枕、骨架、悬挂和调节机构等组成， 其中调节机构由控制器、 可逆性直流电动机和传动部件组成，是电动座椅中最复杂和最关键的部分，可逆性直流电动机必须体积小，负荷能力要大；而机械传动部件 运行时要求要有十分良好的稳定性，噪音要低。 控制器的控制键钮设置在驾驶者操纵方便的地方；一般在门内侧的扶手上面。有些轿车的控制器还设有微电脑，有记 忆能力，只要按下某一记忆按钮，即可自动将电动座椅调整到存储的位置上。可逆性直流电动机一般有三个以上，他们受控制其控制并分别驱动某个调整方向的传动部件。传动部件有蜗杆轴、蜗轮、心轴和齿条等。调整时，主动轴在电动机的驱动下，带动从动轴转动，从而将心轴旋入或旋出，即座椅下降或上升。如果蜗轮又与齿条啮合，蜗轮转动将齿条移动，即令座椅前移或后移。目前调节机构可以调节座椅的水平移动和垂直移动， 靠背的角度移动和靠枕的高度移动， 即所谓“六向可调式”。现在先进的技术还可调节座椅底座的前后、座椅底座前方的上下、座椅底座后方的上下及座椅靠背的前后摆动，此即“八向可调式”，乘员可以根据自己的身材将座椅调到一个合适的位置。过去的轿车以交通为唯一目的，今天的轿车设计思想则倡导人与车的融合， 座椅就是这个设计思想中极其重要的环节。现代轿车座椅涉及到电子学、人体工程学、工业设计学等方面的领域，随着汽车技术的发展，轿车座椅已从一个简单的部件发展到一个比较复杂和精度程度要求比较高的部件。现代轿车已经不是一个单纯的运载工具，他已经是“人、汽车与环境”的组合体。座椅作为汽车使用者的直 接支撑装置， 在车厢部件中具有非同小可的重要性。汽车座椅的主要功能是为驾驭者提供便于操纵、舒适、安全个不易疲劳的驾驶座位。座椅设计适应同时满足以下 五点基本要求(1) 座椅的合理布置；(2) 座椅外形要符合人体生理功能；.(3) 座椅应具有调节机构；(4) 座椅有良好的振动特性；(5) 座椅必须十分安全可靠。1.2 本次课程设计的提出及相关问题随着人类生活水平的不断提高和科学技术的蓬勃发展，汽车作为一种更为广泛 的交通工具被用于人们的日常生活中，汽车的种类越来越多，功能越来越齐全，不 断地向智能化发展，人们对汽车的便利性、舒适度的要求更是越来越高。过去的轿 车以交通为唯一目的， 现在的轿车设计思想则倡导人与车的融合，座椅就是这个设计思想中极其重要的环节。现在的轿车的驾驶者座椅和前部成员座椅是电动可调的，又称电动座椅，座椅是与人接触的最为密切的部件，人们对桥车平顺性的评价 多是通过座椅的感受作出的。 因此，电动座椅是直接影响轿车质量的关键部件之一， 现代轿车座椅涉及到电子学、人体工程学、工业设计学等方面的领域，随着汽车技 术的发展，轿车座椅巳从一个简单的部件发展到一个比较复杂和精确程度要求比较 高的部件。所以我本次课程设计的题目是基于蜗轮蜗杆传动的八向可调式轿车电动 座椅设计， 本次设计是在轿车普通座椅的基础上，设计一种基于蜗轮蜗杆传动的座椅前后可调、座椅前部高低可调，座椅后部高低可调，靠背部角度可调的八向可调 经济型轿车座椅，要求操纵方便，运动平稳，安全可靠，低噪音。在经过认真思考和查阅相关资料后，我认为本次课程设计主要是解决以下主要问题：查阅相关资料，了解电动座椅的发展的动态。由于座椅是衡量轿车档次的 重要依据，因此电动座椅在具体设计时应该需要引起重视，在工艺结构造型方面， 则需要移动，即令座椅前移或后移。充分考虑人体尺寸、人体重量、乘坐姿势和体 压分布等因素。 方案的关键是基于蜗轮蜗杆传动的结构设计，实现要求的八向位传动。并能合理的安排电动机、各机构在座椅上的布局。座椅是支撑和保护人体的构 件，必须十分安全可靠，所以要进行蜗轮蜗杆传动机构的刚度计算。大多数电动座 椅采用永磁式电动机，查阅相关资料，合理选用电动机，还要考虑其在座椅中的相 对位置。1.3 轿车座椅人体工程学的应用及尺寸参数1.3.1 人体工程学的应用坐姿是人体较自然的姿势， 也是进行各种操作经常采用的姿势。座椅与人们的生活息息相关，无论是工作、学习、出门旅行、在家休息都离不开座椅。人的坐姿是个相当复杂的问题， 虽然座椅伴随人类的生活己经有几千年的历史了，但是关于座椅的设计问题至今仍然是值得研究的课题。在生物学中，当坐立时，人的身体由脊椎、胯骨、腿和脚支撑。主要用来支撑人体重量的关节为胯骨和腰椎，腰椎的第三、第四腰椎为整个脊椎骨中受力最大的部位。所以腰椎也就比上方的椎骨大而且硬得多。坐姿时，尾椎将受到压力而往前弯，有缓冲震荡的作用。坐骨构成了胯 骨最下方的部位，其后下方的坐骨结节为l 字母形状，当人们坐着的时候，此处往下顶住来支撑身体的重量。长期的姿势不良、受伤或者疾病，伤害就会发生在脊椎 弯曲的地方，如胸弯过分弯曲就会造成圆肩或驼背; 腰部脊椎过分弯曲，会造成脊椎的侧弯或是脊椎的前凸症、后凸症。当人们在椅子上时，若坐姿不良，骨盆很容易下陷，仔细摸骨盆两侧，发现整个骨盆往后倾，整个人会感到胸廓与腰杆交界 处造成腰酸背疼、驼背。长期使用电脑的上班族而言，坐姿不良通常是造成腰酸背 疼得最主要的凶手。人们的脊椎在坐姿情况下就像是一根杠杆，如果头部向前倾， 为了支撑前倾的头部， 骨头的韧带就会产生一个拉力，当力量超过韧带所能负荷的范围，这个力量就会转移到背后的肌肉上，于是肌肉便持续暴露在张力之下。久而 久之，就会出现颈部、背部、腰部肌肉酸痛的症状。坐姿状态下，支撑身体的是脊柱、骨盆、腿和脚。脊柱是人体的主要支柱，由 24 节椎骨以及 5 块骸骨( 已连成一体 ) 和 4 块尾骨( 己连成一体 ) 连结组成，如图 1.1 所示，其中椎骨自上而下又分为颈椎( 共 7 节) 、胸椎( 共 12 节) 、腰椎( 共 5 节) 三部分，每两节椎骨之间由软骨组织和韧带相联系，使人体得以进行屈伸、侧曲和扭转动作等有限度的活动。颈椎支撑头部，肋椎与肋骨构成胸腔，腰椎、骸骨和椎间盘承担人体坐姿的主要负荷。图 1.1 人体脊椎构造图图 1.2 人体在不同状态下腰椎弯曲形状由于腰椎几乎承受着人的上体的全部重量，并且要实现弯腰、侧曲、扭转等人体运动，所以最容易损伤或腰曲变形。从侧面观察脊柱，可看到脊柱呈现颈、胸、腰、骸四个弯曲部位，其中颈曲和腰曲凸向前，胸曲和骸曲凸向后。脊柱的自然弯曲弧形应如图 1.1 所示，椎骨的支承表面相互位置正常，椎间盘没有错位的趋势。一旦人体改变这种自然弯曲状态，会引起惟间盘压力改变，使腰部疼痛。图1.2 所示为人体在各种不同姿势下的腰椎弯曲形状。曲线 c是最接近人体脊柱自然弯曲状态的坐姿，椎间盘上的压力可较正常分布。因此，欲使坐姿能形成接近正常的脊柱自然弯曲形态，躯干与大腿之间须有大约135的夹角，且座椅应使坐者的腰部有适当支撑，以便腰曲弧形自然弯曲，腰背肌肉处于放松状态。人坐着时，大腿和上身的重量必须由座椅来支承。人体结构在骨盆下面有两块圆骨，称为坐骨结节， 如图 1.3 所示。这两块小面积能够支持大部分上身的重量。座面上的臀部压力分布是在坐骨结节处最大，由此向外压力逐渐减小，直至与座而前缘接触的大腿下部， 压力为最小。座垫的柔软程度要适当，坐骨部分的座垫应当是支承性的，它要承受 加在座位上的大约60%的重量，而其余部分则应当比它更柔软些，以便能够把重量 分布在更大约面积上。 座椅靠背上的压力分布， 应当是肩脚骨和腰椎骨两个部位最高，此即靠背设计中所谓的“两点支承”准则。靠背的两点支承中，上支承点为肩脚骨提供凭靠，称为肩靠，其位置相当于第565 节胸椎之间的高度；下支承点为腰曲部分提供凭靠，称为腰靠，其位置相当于第 45 节腰椎之间的高度。不同用途的座椅，两点支承的作用不一样，休息用的座椅，体、腿夹角较大 ( 舒适角度约为 115 ) ，坐着时身体向后倾斜，只要肩部分支承稳靠，没有腰靠也能得到舒适的坐姿，因此是以肩靠起主要作用；而一般操作 用座椅，由于操作的要求，身体需要略向前倾，肩胖骨部分几乎接触不到靠背，因此只有腰靠起支撑作用，图 1.3股骨正常位置一般无需设置肩靠。腰靠支承是使背疼和疲劳减到最轻的主要措施，否则，将 只靠肌肉来维持腰曲弧形， 势必引起腰部肌肉疲劳和损伤。考虑到人的身材高矮不同，对某些座椅应当具有能调节腰靠位置的装置。腿的主动脉紧靠着大腿下表面和膝盖的后面， 在这个部位上， 任何持续的压力都会给人造成极端的不好适和肿胀感觉需要借助于适当减短座深、 把座垫前缘修圆和采用较软的泡沫塑料座垫等措施来防止发生这种情况。同时，还要使座面离地板的高度足够低，以便使脚能踩着地板， 让人的这个重要部位感觉不到有任何压力。 坐骨下面的座面应当近似是水平的。图 1.3 表示带有股骨的骨盆部位的前视图，股骨在股节中从连接骨盆的球孔向外伸去。用平的座位，股骨的这一 部分在坐骨平面之上，因此不承受过分的压迫。座椅的设计必须有可能让人经常地改变自己的姿势和位置，以便减轻压力和活动伸展各部分肌肉。人在坐姿状态下， 体重作用在座面和靠背上的压力分布称为坐态体压分布，它与坐姿及座椅的结构密切相关，图1.4 为人体在靠背和座垫上最适宜的体压分布， 对于体压的研究是目前人们对座椅进行研究的主要方法和参数。体压分布的测量一般采用等高线的形式反映压力分布状况。就座者的骨盆可以比喻为倒立的锥体， 与椅面接触的主要是臀部两块薄肌肉层下的坐骨。由坐骨向外，压力逐渐减少。为了减少臀部下部的压力， 座面一般应设计成软垫， 其柔软程度以使坐骨出支承人体的 60%左右的重量为宜，采用软性坐垫，增大臀部与座面的接触面积，就改善了这种压力集中的现象，使整个臀图 1.4 人体在靠背和座垫上最适宜的体压分布部均承担体重的压力，减缓坐骨下支点处的疲劳，可以延长就座时间。但不论 什 么座面，不论哪种姿势，长时间采取一种坐姿总会产生静力疲劳。因此，任何一种座椅在设计时都应考虑变换坐姿的可能性。人体与座椅之间的压力分布称为坐姿的体压分布，坐姿的体压分布是影响乘坐舒适性的重要因素。人就坐时，身体重量的大部分 ( 约 80% )经过臀部、背部隆起部分及其附着的肌肉压在坐椅面上。图1.5为 座 椅 各 部 位 的 受 力 分 布 示 意 图 。图 1.5 座椅各部位的受力分布1.3.2 轿车座椅尺寸参数国家标准 gb/0000-28中国成年人人体尺寸 按照人机工程学的要求提供了我国成年人人体尺寸的基本数据， 座椅的座位空间及座椅的尺寸应保证适应人体舒适坐姿的生理特征，提供实现舒适做态的支承条件。gb/14774-1993工作座椅一般人类工效学要求 给出了工作座椅的基本结构和主要参数，使工作座椅设计的基本依据。根据以上标准，结合轿车车内空间和驾乘人员的调节要求，确定如下参数。（1） ）椅面高度：定义为椅面前缘至驾驶员驻点的垂直距离。选定驾驶员座椅椅面高度可调范围为280-380mm。（2） ）椅面宽度：座椅坐垫两侧宽度。防止驾乘者在出现离心力时臂部产生横向滑动，要在座椅椅面两侧附加额外防滑凸起设计，所以椅面总宽选定512mm。（3） ）椅面深度：指椅面前缘至靠背前面水平距离。深度过大时躯干相对前移，腰部得不到良好的支撑，引起疲劳；过小时，大腿得不到良好的支撑。所以为了保障驾乘者的臂部和大腿部被充分支撑和包裹，椅面深度选定 520mm。（4） ）靠背高度：靠背最下端到最顶端的距离。为保证座椅靠背在具有角度倾斜时同样可以保证对驾乘者的支撑，所以靠背高度选定 607mm。（5） ）靠背宽度：靠背两侧最宽的距离。为避免和减少驾乘者腰背部在座椅上产生横向滑移，靠背宽度选定 500mm。（6） ）靠背倾角：靠背倾角是指靠背与椅面水平方向的夹角，为满足驾驶舒适、安全性以及休息时的便利性、靠背倾角调节范围为 80 170 。（7） ）椅面倾角：指椅面与水平之间的夹角。轿车夹角，为满足驾驶舒适安全性以及休息时的便利性、靠背倾角调节范围的椅面倾角应兼顾安全性和舒适、性，一般为 2 10。（8） ）头枕尺寸：根据gb/11550-1995汽车座椅头枕性能要求和试验方法，确定头枕高度为208mm，宽度为 230mm，厚度为 100mm，头枕可调范围 0-100mm。2电动座椅水平移动系统方案的确定2.1前后移动方案的选定2.1.1传动调节装置的确定传动装置的作用是将电动机的动力传给座椅调节位置，使其完成座椅的调整，主要有联轴器软轴、减速器与螺纹千斤顶或蜗轮蜗杆传动机构组成。经过分析可知：由于电动机轴与传动轴的直径相差不大，因此可直接相连，采用螺纹锁紧的简易联轴器。传动轴的选择根据电动机的安装位置的不同有以下几种： 当采用单相电动机时，传动轴选用锥齿轮与轴相连。图 2.1 单轴电动机输出当采用双轴输出电机时如下图所示：图 2.2 双轴电动机输出对以上两种方案进行比较，采用双轴输出电机与传动轴直接相连可使传动链变得相对紧凑，传动更加平稳。2.1.2传动方案的确定 第一种方案如下图所示：图 2.3 齿轮齿条传动机构此种方案看似结构简单，但实际有以下缺点：在执行机构方面采用齿轮和齿条相啮合，传动时的载荷不能太大，而要传递80kg 重量的载荷所需要的转矩较大，则需要增加齿轮的尺寸。其次，齿轮的安装从受力角度来分析并不利于啮合，如齿轮齿条的间隙一扩大就会容易产生噪声和误齿合，这种现象是绝不应该出现的。第二种方案如下图所示：图 2.4 锥齿轮丝杠传动机构在这种方案中，减速器选用锥齿轮，锥齿轮的设计和制造、安装较为方便， 但是考虑到座椅的尺寸情况采用蜗轮蜗杆减速器更为适合，蜗轮蜗杆具有大的传动比和自锁功能，而且也可传递空间交错的两轴运动，给制造带来了方便，并且体积 小便于安装、传动平稳等特点，正好适用于系统的减速。根据以上两种方案的论证与总结得出第三种方案：图 2.5 蜗轮蜗杆丝杠传动机构采用丝杆螺母这种传动方案即能满足电动座椅的功能要求，而且结构紧凑， 便于安装调试。最大的优点就是造价便宜，且传动平稳、噪声小并且有向自锁的优点是本次设计较理想的选择。2.2 水平滑动电机的选择2.2.1 丝杆电机的选择根据要求移动导轨的移动距离为 100160mm， 全程移动所需时间为 810s 选择 移 动 的 最 大 距 离 为 120mm， 所 需 时 间 为 8s ， 座 椅 的 移 动 速 度 ： v=s/t=120mm/8s=0.015m/s（2.1 ）由于导轨与螺母相连，所以螺母移动的速度为 0.015m/s ，根据螺母与丝杆的配合关系通过公式：v=ln（2.2 ）初选丝杆的半径为 8.5mm，螺距为 3mm，代入公式得： n 丝=v/l=v/p=15*100/3=300r/min根据丝杆的转速初选电机的转速为 300r/min 。2.2.2 选择电动机类型首选电动机要根据电源（交流或直流） ，工作条件（温度、环境、空间尺寸等） 和载荷特点、性质、大小、启动性能、过载情况。电动座椅上的电动机作用是为了电动座椅的调节机构提供动力， 此类电动机多采用双向电动机， 即电枢的旋转方向随电流的方向的改变而改变， 使电动机按不同的电流方向进行正转或反转以达到座椅调节的目的。 为防止电动机过载， 电动机内装有熔断丝，以确保电气设备的安全。.无刷直流电机的优点是： 电机外特性好，非常符合电动车辆的负载特性，尤其是电机具有可贵的低速大转矩特性，能够提供大的起动转矩，满足车辆的加速要求。 速度范围宽，电机可以在任何转速下稳定大转矩高效率运行，这是无刷直流电机的独有特性，这进一步提高整车效率。 电机效率高，尤其是在轻载车况下，电机仍能保持较高的效率，这对珍贵的电池能量是很重要的。 过载能力强，这种电机比y系列电动机可提高过载能力2倍以上，满足车辆的突起堵转需要。 再生制动效果好，因电机转子具有很高的永久磁场，在汽车下坡或制动时电机可完全进入发电机状态，给电池充电，同时起到电制动作用，减轻机械刹车负担。 电机体积小、重量轻、比功率大、可有效地减轻重量、节省空间。 电机无机械换向器，采用全封闭式结构，防止尘土进入电机内部，可靠性高。 电机控制系统比异步电机简单。缺点是电机本身比交流电机复杂，控制器比有刷直流电机复杂。根据以上条件我们选用用磁性双向轴输出的直流电动机的sz 系列。2.3 选择电动机的容量电动机的容量（功率）选择是否适合，对电动机的工作和经济性都有影响。容量小于工作要求， 则不能工作机的正常工作，或使电动机因长期的超载运行而过早损坏；容量选择过大，则对电动机的价格高，传动能力又不能充分利用，由于 电动机经常在载荷下运转，其效率和功率因数都较低，从而造成能源的浪费。对于比较稳定，长期运转的机械，通常按照电机的额动工率进行选择，而不必校核电动机的发热和启动转矩， 选择电动机容量时应保证电动机的额定功率ped等于或稍大于工作机所需的电动机功率pd，即：pedpd工作及所需电动机的功率为pd=pw/kw(2.3)式中： pw工作及所需功率，指输入工作机轴的功率kw由电动机至工作机的总效率工作机所需功率pw，应有工作机的工作阻力和运动参数（线速度或转速）计算求得：pw=fv/1000 kw或 pw= tnw/9550 kw(2.4)式中： f工作及的阻力nv工作机的线速度，如运输机输送带的线速度m/stnw工作机的阻力矩n*m工作机的转速r/min根据本次设计要求： 涡轮蜗杆的传动比大而且反行程具有自锁功能，常取 z=4， 即四头蜗杆，其传递效率为 0.800.92球轴承的效率为0.99联轴器的效率为0.99丝杆的效率为 0.45功率传递流向：电机-涡轮蜗杆 -丝杆螺母传递装置的总效率应为组成传动装置的各个运动副效率的乘积即：0.246（2.5 ）工作机的转速为nw=n丝=300r/min根据以上特性初选电动机的转速为3000r/min ，功率 10w，电压 24v工作机的阻力力矩就是涡轮上的转矩t.t=9.55*1000*580.75*10/（3000/10 ）=238.75 n/mm故工作及所需要的输入pw2pw=tnw/9550 = 283.75 300 9500 0.75=10w(2.6(2.7)）在丝杆上消耗的功率：座椅的平行负荷能力110kg，则分担在丝杆上的为55kg，可计算出： n=(g/2)cos =559.8 cos(2.8)b 是人与丝杆的夹角，而且很小，取b=6则 n=536n，摩擦力 f=g/2sin =9.8 55sin6 =56.34n(2.9)在丝杆上消耗的功率pw 丝=f*v丝=56.34*0.015w=0.845w(2.10)又 pw=pw丝 在工作机实际需要的电动机输出功率pd pd=pw/=0.845 0.246=3.43w(2.11)由于 sz 系列是双轴输出式直流电机所以总功率为pw总=2pd=6.86w， 根据所计算出的功率和转速，所选电机如下：.电机的型号为： 45sz01电机的转速为： 3000r/min电机的功率为： 10w 电机的电压为： 24v电机的电枢 / 励磁为： 111/0.33电机的允许正反转速差为：200r/min校核所选电机的转矩根据公式：t1=td*i0*01（ 2.12 ）式中： td电动轴的输出转矩nm?t1工作轴的输入转矩，即等于涡轮上的转矩t 将公式变形后如下：(2.13)通过以上的计算， 说明所选电动机是满足要求的，所以水平移动部分的电机选用 45sz01 型号的永磁式双轴输出直流电机。3 水平移动系统中蜗轮蜗杆的设计3.1 选择蜗杆传动类型根据 gb/t10085-1988 的推荐，采用渐开线蜗杆。3.2 选择材料考虑到蜗杆传动的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45 钢，故希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555hrc。涡轮用铸锡磷青铜 zcusn10p1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸造 ht100制造。3.3 按齿面接触疲劳强度进行计算根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。传动中心距3.3.1 确定作用在蜗杆上的转矩t2取 z1=4；故取效率为 =0.9 ；3.3.2 载荷系数的确定因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数k=1，由机械设计表11-5 ， 选区使用系数 ak=1,由于转数不高，冲击不大，可取动态系数vk=1.0, 则k=k*k v *k a=1 1 1=1（ 3.3 ）3.3.3 确定弹性影响系数ze1/2因选用的是铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆，故ez=160mpa3.3.4 确定接触系数 zp先假设蜗杆分度圆直径d1 和传动中心距 a 的比值 d1/a=0.35 ，从机械设计图 11-18 中可查的 zp=2.9 。3.3.5 确定许用应力根据涡轮选用的材料为 铸锡磷青铜 zcusn10p1，金属膜铸造，蜗杆螺旋齿面硬度大于45hrc，可从表应力循环次数11 7中查出涡轮的基本许用应力, =268mpa。寿命系数则3.3.6中心距的计算取中心距 a=50mm，因 i=10. ，故从表 11 2 中取模数 m=2，蜗杆分度圆直径 d1=22.4，这时 d1/a=0.65 ，从 11 18 中可直接插的系数 pz=2.45 ，因为pz 小于 zp，因此以上计算结果可用。3.4 蜗杆与涡轮的主要参数与几何尺寸3.4.1 蜗杆轴向齿距pa=*m=6.28mm，直径系数q=d1/m=22.4/2=11.2mm，齿顶圆直径，齿根圆直径da1=d1+2ha1=d1+2ha*m=22.4+2 1 2=26.4mmda2=d1-2h f1 =d1-2(h a*m+c)=22.4-2(1 2+0.25 2)=17.4mm分度圆导程角： tanr=mz1 /d 1=z1/q=4/11.2r=19 39 14（ 3.9 ）蜗杆轴向齿厚： sa=0.5 m=0.5 2=3.14（ 3.10 ）3.4.2 蜗轮蜗轮齿数 z2=39，变位系数 x 2=-0.1， 验算传动比 i=9.75这时传动比误差2.5%，是允许的。蜗轮分度圆直径： d2 =mz2=2 39=78mm（ 3.11 ）蜗轮喉圆直径 :d a2=d2 +2ha2=78+20.9=79.8mm（ 3.12 ） 蜗轮齿根圆直径：d a3=d2-2h f2 =78-221.35=72.6mm（3.13 ） 蜗轮咽喉母直径：rg2=a-2da2=10.1mm（ 3.14 ）3.5 校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数(3.16)根据 x2=-0.1 ， zv2=46.69 ，从图 11 19 中可查齿形系数yfa2=2.35, 螺旋角系数（3.17 ）许用弯曲应力从表中 11 8 中查的 f= f*kfv 由 zcusn1 应力 0p1制造的蜗杆的基本许用弯曲应力 f=56mpa寿命系数3.6 验算效率已知从表 11 18 中用插值法查的fv=0.0283，=1.1621 ，代入式中的 =0.87大于原估计值。3.7 精度等级公差考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，是属于通用机械减速器，从gb/t10089 1988 圆柱蜗杆、涡轮精度中选择8 级精度，侧隙种类种类为f ，标注为 8f ， gb/t10089 1988。然后由有关手册查的要求的公差项目及表面粗糙度。3.8 蜗轮蜗杆传动的基本几何尺寸根据机械设计表11-3 ，算出普通圆柱蜗杆传动基本几何尺寸。其参数如下所示：中心距50蜗轮头数4蜗轮齿数39齿形角20模数2直径系数11.2分度圆导成角19 39 14变位系数-0.1传动比10蜗杆轴向齿距6.28蜗杆导程25.12蜗杆分度圆直径22.4蜗杆齿顶圆直径26.4蜗杆齿根圆直径17.4顶隙0.5蜗杆齿顶高2蜗杆齿根高2.5蜗杆导程角0.357蜗轮分度圆直径78蜗轮喉圆直径79.8蜗轮齿根圆直径72.6蜗轮齿顶高1.8蜗轮齿根高2.7蜗轮喉母圆半径10.14 水平移动系统中丝杆螺母传动副的设计丝杆螺母传动副是一种利用螺旋斜面原理进行设计的机构，丝杆传动一般是用丝杆螺母将旋转运动转变为直线运动（也有将直线运动转变为旋转运动）。丝杆传动的特点是工作平稳无噪音，具有较高的传动精度，可以达到很大的降速传动比， 用较小的转矩传动丝杆，能够获得较大的轴向驱动力。由于座椅不需要太精确的位置，以价格方面来考虑， 选用滑动丝杆螺母中的全螺母，其优点是： 接触刚性较好， 可以达到较高的传动精度， 异于自锁， 结构简单， 制造方便。其缺点是：摩擦力大进给灵敏度差，容易磨损，传动效率低。滑动丝杆传动副设计的内容，主要是确定丝杆和螺母的结构尺寸、螺纹的牙型齿角、螺距、螺纹公差。选定丝杆和螺母的材料及热处理要求。由于梯形螺纹的传动效率高、精度好、方便加工，因此普遍滑动丝杆广泛采用这种牙型。标准梯形螺纹的牙型角=30。4.1 丝杆螺纹传动导程、效率、和驱动扭矩的计算4.1.1 导程 s 的计算丝杆螺母传动时，当回转件的转速为n r/min，移动件的线速度为v m/min,时，丝杆的导程为s=1000v/nmm根据以前的计算可有： n=300 r/min， v=1 m/min=0.9 m/s， 则 s=1000*0.9/300=3mm取螺纹头数 k=1，则螺距 t=s=3mm(1) 效率的计算工作传动效率，即由回转运动转化为直线运动的效率。式中： 中径处的螺纹开角d2螺纹中径e当量摩擦角，对滑动丝杠e=5 4 所以 tan1.126/tan13.026=54%4.1.2 驱动扭矩 m设所驱动的轴向力为p，则螺纹中径 d2 处的圆周力为 q,驱动扭矩而所以所需功率4.2 滑动螺旋副的设计计算由于滑动丝杠螺母的主要失效形式是磨损，因此应该以耐磨性的计算决定丝杆的中径；或其结构决定中径后，进行耐磨性的核算，对于细长且受压的丝杆，还应 计算出其压杆的稳定性， 一般不需要进行强度的核算， 由于丝杆是在低速回转工作， 所以根据不出现爬行的条件决定丝杆的直径。丝杆螺纹工作面上单位压力的大小，直接影响丝杆磨损的快慢，为确保丝杆的使用寿命，必须限制螺纹工作面上的单位压力，一般丝杆都需进行耐磨性的计算。式中 p丝杆的轴向载荷p=40n螺母长度与螺纹中径之比，对于整体式螺母=1.21.5取=2【p】螺纹表面的许用应力丝杆- 螺母材料为钢（不淬硬）- 铸铁丝杆螺母精度等级为5-7 级，选单位压力【 p】=200n/cm*cm将以上数据的带入公式得：取 d2=18mm，材料选用为钢（不硬）- 铸铁（1） 螺母高度：（2） 旋合圈数：式中 p螺距，选 4mm，n=36/4=9 1012mm，取 n=9（3） 螺纹的工作高度：对于梯形螺纹， h=0.5 p=2mm（ 4.10 ） (4）螺纹升角：通常r 430(5) 螺牙根部的宽度：b=0.65p=0.65 4=2.6mm(4.11)(6) 螺母外径： 螺母材料的许用拉应力 =25mpad 螺杆的大直径，查表3-8 。有 d=d1+h=20mm（7）查梯形螺纹基本尺寸（gb/t5796.32005 摘录），得基本参数外螺纹小径 d3=d-4.5=20-4.5=15.5mm内外螺纹中径 d2、d2，d-2=18mm内螺纹大径 d4=d+0.5=20.5mm内螺纹小径 d1=d-4=16mm5 电动座椅仰合系统方案的确定座椅仰合系统是指电动座椅靠背倾斜角度的调节，如图当驾驶员或乘客员按下仰合开关之后，仰合电机开始通电转动， 通过传动装置和执行机构来调节座椅仰合方向的位置，使其达到最理想的状态。靠背负荷能力（质心） ：100kg 全程所需时间： 810s静止时，靠背与椅面水平方向的夹角为110，运动极限角度为162。5.1 仰合方案的确定经过分析可见要实现仰合方案有以下几个方案：5.1.1 方案一：齿轮齿条机构传动线路为：电动机减速器执行机构（齿轮齿条机构） 机构简图如下：图 5.2 齿轮齿条机构分析：它可以实现将电机的旋转运动转化为椅背的绕轴摆动，但不足之处是椅背的受力点距旋转中心较远， 是一个费力杠杆， 而与旋转轴相啮合的齿条的旋转中心不能太远，因为受空间尺寸的限制，所以就会产生各齿合处的刚度问题，要增加刚度而不能改变尺寸的可能性方法只有一个就是用刚度高的材料或改变材料的工 艺，这样就会增加成本。故方案一不可取。5.1.2方案二：滑块摇杆机构传动路线：电动机减速器丝杆螺母的传动机构滑块摇杆执行机构如下图所示：图 5.3 滑块摇杆机构分析：在此仰合系统方案中采用了滑块摇杆执行机构，可以承受较大的载荷， 有利于润滑、磨损较小等优点。但是，由于连杆机构的运动需经过中间构件进行转换，因而传动路线长，易产生较大的误差积累，同时，也使机械效率降低，并且多出的连杆不符合座椅设计要求。5.1.3 方案三：齿轮传动机构图 5.4 齿轮传动机构分析：齿轮传动是应用最为广泛的一种传动形式，与其它传动相比，具有传递的功率大、速度范围广、效率高、工作可靠、寿命长、结构紧凑、能保证恒定传动比等优点。 所以在座椅的仰合传动系统中可以很好的实现传动平稳，工作可靠的要求。最终选择方案三。5.2 仰合电动机的选择5.2.1 选则电动机的类型由于轿车内可提供的电压为12v、24v、48v，且要求拷贝的角度可灵活调节， 电机需正反转。选择直流电动机。5.2.2 选择电动机的功率标准电动机的功率由额定功率表示。所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载发热大而过早损坏；功率过大，则增加成本，并且由于功率和功率因数低而造成浪费。电动机的功率主要有运动时的发热条件限定，再不变或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负荷不超过额定值，电动所需电动机功率为： 工作及所需电动机的功率为：式中： pw工作及所需功率，指输入工作机轴的功率kw由电动机至工作机的总效率工作机所需功率pw，应有工作机的工作阻力和运动参数（线速度或转速）计算求得：或式中： f工作及的阻力nv工作机的线速度，如运输机输送带的线速度m/st工作机的阻力矩nwn m工作机的转速r/min靠背的负荷能力（质心）定为球轴承的效率为0.99 。联轴器的效率为0.99 。100kg，则 t=100 9.8sin2 0 =335.2n m蜗轮蜗杆选 1 头蜗杆，其传动效率为0.700.75 ，取 0.70 。工作机的效率为0.97 ，选择 8 级精度的一半齿轮传动（油润滑） 。传递装置的总效率应为组成传动装置的各个运动副效率的乘积即：故工作及所需要的输入pw2查表 sz 系列直流伺服电动机如下： 电机的型号： 45sz21电机的转矩0.042n*m 电机的转速为 1500r/min 电机的功率20w电机的电压24v5.3 传动装置的总体设计5.3.1 计算总传动比及分配各级传动比传动装置的总传动比要求应为：式中： nm电动机满载时转速，r/minnw执行机构转速， r/min已知电动机的满载转速为nm=1500r/min,靠背要求可倾斜度为170-110=60，全程所需时间为10s，则工作机的转速为：选蜗轮蜗杆的传动比为62，则齿轮的传动比为3.15.3.2计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴的转速式中： nm为电动机满载转速， r/min 。ni 、nii 、niii分别为 i 、ii 、iiir/min 。i为高速轴， iii为低速轴， i 0、i 1、i ii 依次为电动机轴至高速轴轴的转速，i 轴 i 、ii轴 ii 、iii轴间的传动比。（ 2）各轴功率式中：pd 为电动机轴输出功率， kw，pi ,p ii ,p iii 分别为 i 、ii 、iii轴的输入功率 kw， 0, ii , iii , 依次为电动机轴与i 轴， i 、ii轴， ii 、iii轴间的传递效率。（ 3）各轴的转矩式中： td 为电动机轴的输出转矩n*mti ,t ii ,t iii 为 i 、ii 、iii轴的输入转矩。6 仰合系统中蜗轮蜗杆的设计6.1 选择蜗杆的类型根据 gb/t10085 1988 的推荐，采用渐开线蜗杆。6.2 材料的选择考虑到蜗杆的传动效率不大，速度只是中等，故蜗杆用45 钢，因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555hrc。涡轮用铸锡磷青铜 zcusn10p1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸造 ht100制造。6.3 相关参数查机械设计手册普通圆柱蜗杆基本尺寸和参数及其涡轮参数的匹配表，普通圆柱蜗杆传动基本几何尺寸计算关系式表通过计算得：中心距a80模数m2蜗轮齿数z262齿形角直径系数q17.7520分度圆导成角r3 1328“变位系数x2+0.25传动比i20蜗杆分度圆直径d162蜗杆齿顶圆直径da135.5蜗杆齿根圆直径df139.5蜗杆齿顶高ha12蜗杆齿根高hf12.25涡轮齿高h14.25蜗轮分度圆直径d2124蜗轮喉圆直径da2128.5蜗轮齿根圆直径df2119.5蜗轮齿顶高ha22.25蜗轮齿根高hf22.25蜗轮喉母圆半径rg215.756.4 校核齿根疲劳强度当量齿数根据 x2=+0.125， zv2=60.32 ，从图 11 19 中可查齿形系数 yfa2=2.16螺旋角系数许用弯曲应力从表中 11 8 中查的由 zcusn1应力 0p1制造的蜗杆的基本许用弯曲应力 f=56mpa寿命系数弯曲强度满足。6.5 验算效率已知从表 11 18 中用插值法查的fv=0.0212 ，=1.2159 ，代入式中的 =0.09大于原估计值，因此不用重算。7 仰合系统中齿轮的设计7.1 选定齿轮类型、精度等级、材料、及齿数1） 根据设计要求，选用直齿圆柱齿轮传动2） 选择材料，由表 10 1 选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为 280hbs，3） 大齿轮材料为45 钢（调质），硬度为 240hbs,二者材料硬度