汽车座椅结构设计

1、精品资料推荐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 身联系在一起直接关系到乘员的驾乘舒适性和安全性。一百多年来，随着汽车的 发展和人们要求的不断提高汽车座椅已不再是单纯满足乘坐和美观需要的车身 部件而是关系到汽车的驾乘舒适性和安全性 集人机工程学、机械振动、控制工程 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 部件一一汽车座椅的设il、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

2、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讣。，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。精品资料推荐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

3、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。桥车的国内外研究现状及发展水平的相关介绍LI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讣思路。 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LI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

4、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

5、动座椅一般山双向电动机、 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，乂称电动座椅。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9蒂品资料推荐 为主。从服务对象出发，电动座椅必

6、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山坐垫、靠背、靠枕、骨架、悬挂和调节机构等组成， 其中调节机构山控制器、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

7、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 蜗轮乂与齿条啮合，蜗轮转动将齿条移动，即令座椅前移或后移。U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

8、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LI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

9、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精品资料推荐(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LI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，乂称

10、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，轿车座椅匕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。所以我本次课程设讣的题LI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，安全可鼎，低噪音。在经过认真思考和查阅相关资料

11、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。山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汁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

12、寸參数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儿千年的历史了，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 山脊椎、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

13、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

14、。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，其中椎骨自上而下乂分为颈椎（共7节）、胸椎（共12节）、腰椎（共5节）三 部分，每两节椎骨之间山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。5精品资料推荐7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儿乎承受着人的上体的全部重量，并且要实现弯腰、侧曲

15、、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，

16、大腿和 上身的重量必须山座椅来支承。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，山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蒂品资料推荐高，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5'65节胸椎之

17、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，山于操作的要求，身体需要略向前倾，肩胖骨部分儿乎接触不到靠背，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。

18、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。蒂品资料推荐人在坐姿状态下，体重作用在座面和

19、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U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 般釆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。山坐骨向外，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ab痒垫图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

20、疲劳，可以延长就座时间。但不论 什么座面，不论哪种姿势，长时间釆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。#精品资料推荐I 0每块长7&m力（N） / Qj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

21、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，使工作座椅设讣的基本 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 面高度可调范圉为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：指椅面前缘至幕背前面水平距离。深度过大时躯干相对前移， 腰部得不到良好的支撑，

22、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裏，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）幕背宽度：幕背两侧最宽的距离。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蒂品资料推荐以及休息时的

23、便利性、靠背倾角调节范圉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,疗度为100mm,头枕可调范用OTOOmm。9蒂品资料推荐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：山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

24、轴的选择根据电动机的安装位置的不同有以下儿种：当釆用单相电动机时，传动轴选用锥齿轮与轴相连。图2. 1单轴电动机输出当釆用双轴输出电机时如下图所示:对以上两种方案进行比较，釆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：11精品资料推荐图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：在执行机构方面釆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

25、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釆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：精品资料推荐图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

26、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100、160mm,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O.OlSm/s,根据螺母与丝杆的 配合关系通过公式：v二Ln(2.2)初选丝杆的半径为8.5mm,螺距为3mm,代入公式得：n 丝二v/1二v/p二15*100/3二300r/min根据丝杆的转速初选电机的转速为300r/mino2. 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、

27、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U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。蒂品资料推荐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，能够捉供大的起动转矩，满足车辆的加速要求。 速度范圉宽，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

28、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，釆用全封闭式结构，防止尘土进入电机内部，可靠性 咼。 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

29、的容电动机的容量(功率)选择是否适合，对电动机的工作和经济性都有影响。n n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，传动能力乂不能充分利用，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, B|J：PedMPd工作及所需电动机的功率为Pd=Pw/ n kw(2. 3)式中：Pw匚作及所需功率，指输入工作机轴的功率

30、阪稱品资料推荐Q lil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)讣 算求得：Pw二FV/1000 kw 或 Pw二 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/sT工作机的阻力矩N*mnw工作机的转速r/min根据本次设讣要求：涡轮蜗杆的传动比大而且反行程具有自锁功能，常取Z二4, 即四头蜗杆,其传递效率为0.80、0.92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(

31、2.5)工作机的转速为nw=n丝二300r/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二9. 55*1000*580. 75*10/ (3000/10)二238. 75 N/mm(2. 6)故工作及所需要的输入Pw2Pw二Tnw/9550 n 3 二 283. 75X3004-95004-0. 75二 10w(2. 7)在丝杆上消耗的功率：座椅的平行负荷能力UOkg,则分担在丝杆上的为55kg,可计算出：N二(G/2)cos 0=55X9. 8Xcos 0(2. 8)b是人与丝杆的夹角，而且很小，取b二6°则N

32、二536N,摩擦力f二G/2sin 0 二9. 8X55sin6° 二56. 34N(2. 9)在丝杆上消耗的功率Pw丝二f*v丝=56. 34*0. 015w=0. 845w(2. 10)乂 Pw二Pw丝在工作机实际需要的电动机输出功率PdPd二Pw/ n =0. 8454-0. 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总二2Pd二6. 86w,根据所计算出的功率和转速，所选电机如下:蒂品资料推荐电机的型号为：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

33、正反转速差为：200r/min校核所选电机的转矩根据公式：Tl=Td*iO*nOl(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：Td = .c = 23X7乡；=0.U29SN(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。15精品资料推荐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

34、面要求淬火，硬度为4555HRC。涡轮用铸锡磷青 铜ZcuSnlOPl,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HT1OO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Z1二4；故取效率为n二0. 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kB二1,由机械设计表11-5,选区使用系数Ak二1,由于转数不高，冲击不大，可取动态系数Vk二1.0,则k二kB *kv*kA=lXIX 1=13. 3. 3确定弹性影响

35、系数Ze因选用的是铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆，故EZ=160Mpa: :3. 3. 4确定接触系数Zp先假设蜗杆分度圆直径山和传动中心距d的比值山/沪0.35,从机械设计 图11-18中可查的Zp二2. 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ZcuSnlOPl,金属膜铸造，蜗杆螺旋齿面17蒂品资料推荐硬度大于45HRC,可从表117中查出涡轮的基本许用应力,o =268Mpao 应力循环次数N二60肋厶 二60x1 xSOOx1200 = 2.l6xlOg (3.4)寿命系数= 0.681 I (3.5)l(Jrl = Kg xcr/z | = 0.6811 x 268A/

36、pu = 182.5A/pa (36)3. 3. 6中心距的计算a > JIX 254,67 X-): mm = 113.7)iI82>5取中心距圧50mm,因i二10.,故从表112中取模数呼2,蜗杆分度圆直径 dl=22. 4,这时dl/a=O. 65,从1118中可直接插的系数'pZ二2. 45,因为'pZ小 于Zp,因此以上计算结果可用。3. 4蜗杆与涡轮的主要養数与几何尺寸3. 4. 1蜗杆轴向齿距Pa= n *m=6. 28mm,直径系数q二di/m二22. 4/2=11. 2mm,齿顶圆直径, 齿根圆直径dal=d1+2hal=d1+2ha,B=22.

37、 4+2 XIX 2=26. 4mmda：=d-2hf：=d1-2(hm+c)二22. 4-2(IX2+0. 25X2) =17. 4mm分度圆导程角：tdnr=mzL/di=Zi/q=4/11.2r=19° 39'14"(3.9)蜗杆轴向齿厚：sa=0. 5 n m=0. 5X n X2=3. 14(3. 10)3. 4. 2蜗轮蜗轮齿数Z2=39,变位系数X：=-0. 1 ,验算传动比i二9. 7519精品资料推荐这时传动比误差2. 5%,是允许的。蜗轮分度圆直径：d:=mz:=2 X 39=78mm蜗轮喉圆直径:d/g+Zh孑78+2X0. 9=79. 8mm

38、(3. 11)(3. 12)蜗轮齿根圆直径：ch二出-2氐二78-2X2X 1. 35二72. 6mm蜗轮咽喉母直径：“二d-2daP10. 1mm3. 5校核齿根弯曲疲劳强度(3. 13)(3. 14)(3. 15)1.53 也cLdjn «r当量齿数J = L =r 二 46.46s cos> （COS19.65）z 、（3. 16）根据 片-0b z叱二46. 69,从图1119中可查齿形系数Y&2. 35,螺旋角系(3. 17)许用弯曲应力1碍】=1巧©（3.18）从表中118中查的oF = oF *Kfv由ZcuSnl应力0P1制造的蜗杆的基本许用弯

39、曲应力o =56Mpa寿命系数2.l6xlOx= 0.55(3. 20 >#ar =56*0. 55Mpa=0. 144MpaC3. 19)153x1x2546722.4x78x2x2.35x().55±±044Mpa3. 6验算效率T）zz =(0.95-0.96)lan ytan（厂似）精品资料推荐已知5043920211. 219° 39'14"-0. 1106. 2825. 1222.426.417.4r = ir39,14, =arctan=3.736加Mi_龙x 22.4 x 3()006()x 1 (KX) xcos r 6O

40、xl(KX) x cos 19.65从表1118中用插值法查的fv二0.0283 , 1. 1621,代入式中的n二0. 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/T100891988o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儿何尺寸。其参数如 下所示：中心距蜗轮头数蜗轮齿数齿形角模数直径系数 分度圆导成角变位系数传动比蜗杆轴向齿距蜗杆导程蜗杆分度圆直径蜗

41、杆齿顶圆直径蜗杆齿根圆直径 顶隙蜗杆齿顶高蜗杆齿根高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. 1#精品资料推荐4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：

42、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：摩擦力大进给灵敬度差，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釆用 这种牙型。标准梯形螺纹的牙型角a=30o o4.1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二1000v/n mm根据以前的计算可有:n二300 r/min,

43、v=l m/min=0. 9 m/s,则 s=1000*0. 9/300二3mm取螺纹头数k二1,则螺距t二s二3mm(1)效率n的计算工作传动效率，即山回转运动转化为直线运动的效率。ian( +式中：X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二5。4所以 tanl. 126/tanl3. 026=54%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2=Fxtan(e+A) =7.795(4.3)m = Pxtan(e4-A)y_ 40x3x2"2x3.14x0.40= 0.0444/7 m(4.4)27所以(/2 =s2広tan A(4.5)所需功率612

44、097400974()0<4. 6)4. 2滑动螺旋副的设计计算山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讣算决定丝杆 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，山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。<4. 7>式中P丝杆的轴向载荷p=40n&螺母长度与螺纹中径之比,对于整体式螺母耳1215取32p螺纹表面

45、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d2二18mm,材料选用为钢（不硬）-铸铁（1）螺母高度：H =2x1 36mm（2）旋合圈数：(<8>» = （4.9）P式中 P螺距，选 4mm , n二36/4二9W1012mm,取 n二9（3）螺纹的工作高度：对于梯形螺纹，h二0. 5Xp二2mm（4）螺纹升角：通常rW430（5）螺牙根部的宽度：(4. 10)b=0. 65p=0. 65X4=2. 6mm(6)螺母外径:(4.11)(4. 12)o一螺母材料的许用拉应力o =2

46、5Mpad螺杆的大直径，查表3-8。有d二dl+h二20mm20. 003 取 D 为 28mm稱品资料推荐（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 d3二d-4. 5二20-4. 5=15. 5mm内外螺纹中径D2、d2, d-2=18mm内螺纹大径D4二d+0. 5=20. 5mm内螺纹小径D1二d-4二16mm5电动座椅仰合系统方案的确定稱品资料推荐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）：

47、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。o5.1仰合方案的确定经过分析可见要实现仰合方案有以下儿个方案：5. 1. 1方案一：齿轮齿条机构传动线路为：电动机一一减速器一一执行机构（齿轮齿条机构）机构简图如下：蒂品资料推荐图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

48、 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：电动机一一减速器一一丝杆螺母的传动机构一一滑块摇杆执行机构 如下图所示：分析：在此仰合系统方案中釆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33精品资料推荐T=r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、丄作可靠、寿命长、结构紧凑、

49、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山额定功率表示。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

50、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：Pv .Pd =kw（5.1）fl式中：Pw工作及所需功率，指输入工作机轴的功率kwn由电动机至工作机的总效率35蒂品资料推荐工作机所需功率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KMM)得:(5.2)Pw =kw9550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N Xmnw工作机的转速r/min靠背的负荷能力（质心）定为100kg,则T=100 X9. 8 Xsin2 0 =335. 2N m球轴承的效率为0. 99o联轴器的效率为0. 99

51、o蜗轮蜗杆选1头蜗杆，其传动效率为0.70、0.75,取0. 70o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：打=耳网2*耳3xxn = 1x0.99 x 0.99x0.99 x 0.99x0.97 x 0,97 x0.7 = 0,63S(53)故工作及所需要的输入Pw2T nwPw = 335.2x300 4-9500 4-0.633 = l6.7w9550xzy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.

52、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37精品资料推荐传动装置的总传动比要求应为:(5.4)式中：na电动机满载时转速，r/minn,执行机构转速，r/min已知电动机的满载转速为nx=1500r/min,靠背要求可倾斜度为170-110二60,全程所需时间为10s,则工作机的转速为:6() iaopxsQA3rad J s =7.8/7 min5007F192.339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) 各轴的转速妬 1500 lcnA z nt = = 1500r / mini。 1(5.6)n, 150

53、0小，ntt = = 24.2 r / minl 62% =二 7.Sr/ min iti仝n i53式中:m为电动机满载转速,r/mino nl、nil. nlll分别为I、II、III轴的转速, r/mino I为高速轴，III为低速轴，i。、i】、订依次为电动机轴至高速轴I轴I、II轴II、III轴间的传动比。(2) 各轴功率p, = p/hi = 20x0.99 = 198W(5.7)pu = PEL PdWii i =1 9.8x 0.7 = 13.86VVpm = P汕m =卩皿伽.刃m i386xO98' = I3.3IW式中：Pd为电动机轴输出功率，KW, Pl, pn

54、, p：n分别为I、II、HI轴的输入功率KW,Ho, Qn, Uni,依次为电动机轴与I轴，I、II轴，II、III轴间的传递效率。(3) 各轴的转矩二 =660x1x1 66(W tn(5.8)Tn 話讥“ =660x 62 x0.99x0.70 = 2.84x104/V mmTm = Tniuiu m 二。“側卩 / =2.84xi04x3JxO.982 = 8.44xIO4/V mm式中：Td为电动机轴的输出转矩N*mTz, Tn, Tin为I、II、III轴的输入转矩。稱品资料推荐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/T100851988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ZcuSnlOPl,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HT1OO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儿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a20直径系数q17. 75分度圆导成角r3° 13 *28 “变位系数x2+0.