第 1 頁 共 48 頁0 引言 汽車座椅屬于汽車的基本裝置是汽車的重要安全部件。在汽車中它將人體和車身聯系在一起 直接關系到乘員的駕乘舒適性和安全性。一百多年來，隨著汽車的發(fā)展和人們要求的不斷提高 汽車座椅已不再是單純滿足乘坐和美觀需要的車身部件而是關系到汽車的駕乘舒適性和安全性 集人機工程學、機械振動、控制工程等為一體的系統工程產品。 隨著我國汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展人們對汽車的乘坐舒適性及安全性等方面的要求越來越高。其中作為影響汽車舒適性和安全性的重要內飾部件——汽車座椅的設計、研發(fā)已越來越引起汽車業(yè)界的重視。本畢業(yè)設計分析了人與座椅的人機關系，并且結合我國國民對汽車座椅的使用要求，以人機工程學、汽車設計等學科的理論為依據，以國家和國際標準為準則，對駕駛座椅進行了設計。 ，從人的安全、健康的角度，現代人越來越多地的時間在汽車中度過，座椅的安全與舒適直接影響到人們的健康與安全。尤其是對人們脊椎的傷害。 從社會的角度，汽車走進千家萬戶，人們對汽車的情感也有所轉變，從以前的遙遠、到現在的占有，將來必將轉變?yōu)樘籼?。因此汽車座椅的發(fā)展也要跟上時代的步伐，所以本設計進行汽車八方向座椅結構設計。第 2 頁 共 48 頁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，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橋車的國內外研究現狀及發(fā)展水平的相關介紹 目前國內汽車座椅基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。 對于可以調節(jié)的汽車電動座椅的研究，國內發(fā)現尚少。尤其在目前，國內市場上所見電動座椅大多出現在進口汽車上，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。可使某一電動機按不同方向轉動。大多數永磁型電動機內裝有斷路器，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)調節(jié)。汽車電動座椅一般由雙向電動機、傳動裝置和座椅調節(jié)器等組威。傳動裝置包括變速器、聯軸裝置和電磁閥。座椅調節(jié)器的主要部件是螺旋千斤頂和齒輪傳動機構。傳動裝置和座椅調節(jié)器之間用軟軸連接。通過座椅調節(jié)器實現對座椅的調節(jié)。方案的思路就是電動座椅是利用電動機的動力來調整座椅位置、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。 現代轎車的駕駛者座椅和前部成員座椅多是電動可調的，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量的關鍵部件之一。轎車電動座椅以駕駛者第 3 頁 共 48 頁的座椅為主。從服務對象出發(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，既可以將座椅調整到最佳位置上，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，制造出可調整的電動座椅?，F代轎車的電動座椅是由坐墊、靠背、靠枕、骨架、懸掛和調節(jié)機構等組成，其中調節(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部分，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整到存儲的位置上。 可逆性直流電動機一般有三個以上，他們受控制其控制并分別驅動某個調整方向的傳動部件。傳動部件有蝸桿軸、蝸輪、心軸和齒條等。調整時，主動軸在電動機的驅動下，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。目前調節(jié)機構可以調節(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“六向可調式” ?，F在先進的技術還可調節(jié)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擺動，此即“八向可調式” ，乘員可以根據自己的身材將座椅調到一個合適的位置。過去的轎車以交通為唯一目的，今天的轎車設計思想則倡導人與車的融合，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，隨著汽車技術的發(fā)展，轎車座椅已從一個簡單的部件發(fā)展到一個比較復雜和精度程度要求比較高的部件。 現代轎車已經不是一個單純的運載工具，他已經是“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、安全個不易疲勞的駕駛座位。座椅設計適應同時滿足以下五點基本要求 (1)座椅的合理布置；第 4 頁 共 48 頁(2)座椅外形要符合人體生理功能；(3)座椅應具有調節(jié)機構；(4)座椅有良好的振動特性；(5)座椅必須十分安全可靠。 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發(fā)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，不斷地向智能化發(fā)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，現在的轎車設計思想則倡導人與車的融合，座椅就是這個設計思想中極其重要的環(huán)節(jié)?，F在的轎車的駕駛者座椅和前部成員座椅是電動可調的，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量的關鍵部件之一，現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，隨著汽車技術的發(fā)展，轎車座椅巳從一個簡單的部件發(fā)展到一個比較復雜和精確程度要求比較高的部件。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式轎車電動座椅設計，本次設計是在轎車普通座椅的基礎上，設計一種基于蝸輪蝸桿傳動的座椅前后可調、座椅前部高低可調，座椅后部高低可調，靠背部角度可調的八向可調經濟型轎車座椅，要求操縱方便，運動平穩(wěn)，安全可靠，低噪音。 在經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，了解電動座椅的發(fā)展的動態(tài)。由于座椅是衡量轎車檔次的重要依據，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，則需要移動，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，必須十分安全可靠，所以要進行蝸輪蝸桿傳動機構的剛度計算。大多數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。 1.3轎車座椅人體工程學的應用及尺寸參數第 5 頁 共 48 頁1.3.1人體工程學的應用坐姿是人體較自然的姿勢，也是進行各種操作經常采用的姿勢。座椅與人們的生活息息相關，無論是工作、學習、出門旅行、在家休息都離不開座椅。人的坐姿是個相當復雜的問題，雖然座椅伴隨人類的生活己經有幾千年的歷史了，但是關于座椅的設計問題至今仍然是值得研究的課題。 在生物學中，當坐立時，人的身體由脊椎、胯骨、腿和腳支撐。主要用來支撐人體重量的關節(jié)為胯骨和腰椎，腰椎的第三、第四腰椎為整個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。坐姿時，尾椎將受到壓力而往前彎，有緩沖震蕩的作用。坐骨構成了胯骨最下方的部位，其后下方的坐骨結節(jié)為 L 字母形狀，當人們坐著的時候，此處往下頂住來支撐身體的重量。長期的姿勢不良、受傷或者疾病，傷害就會發(fā)生在脊椎彎曲的地方，如胸彎過分彎曲就會造成圓肩或駝背;腰部脊椎過分彎曲，會造成脊椎的側彎或是脊椎的前凸癥、后凸癥。 當人們在椅子上時，若坐姿不良，骨盆很容易下陷，仔細摸骨盆兩側，發(fā)現整個骨盆往后傾，整個人會感到胸廓與腰桿交界處造成腰酸背疼、駝背。長期使用電腦的上班族而言，坐姿不良通常是造成腰酸背疼得最主要的兇手。人們的脊椎在坐姿情況下就像是一根杠桿，如果頭部向前傾，為了支撐前傾的頭部，骨頭的韌帶就會產生一個拉力，當力量超過韌帶所能負荷的范圍，這個力量就會轉移到背后的肌肉上，于是肌肉便持續(xù)暴露在張力之下。久而久之，就會出現頸部、背部、腰部肌肉酸痛的癥狀。 坐姿狀態(tài)下，支撐身體的是脊柱、骨盆、腿和腳。脊柱是人體的主要支柱，由 24 節(jié)椎骨以及 5 塊骸骨(已連成一體)和 4 塊尾骨(己連成一體)連結組成，如圖1.1 所示，其中椎骨自上而下又分為頸椎(共 7 節(jié))、胸椎(共 12 節(jié))、腰椎(共 5節(jié))三部分，每兩節(jié)椎骨之間由軟骨組織和韌帶相聯系，使人體得以進行屈伸、側曲和扭轉動作等有限度的活動。頸椎支撐頭部，肋椎與肋骨構成胸腔，腰椎、骸骨和椎間盤承擔人體坐姿的主要負荷。 第 6 頁 共 48 頁圖 1.1 人體脊椎構造圖 圖 1.2 人體在不同狀態(tài)下腰椎彎曲形狀由于腰椎幾乎承受著人的上體的全部重量，并且要實現彎腰、側曲、扭轉等人體運動，所以最容易損傷或腰曲變形。從側面觀察脊柱，可看到脊柱呈現頸、胸、腰、骸四個彎曲部位，其中頸曲和腰曲凸向前，胸曲和骸曲凸向后。脊柱的自然彎曲弧形應如圖 1.1 所示，椎骨的支承表面相互位置正常，椎間盤沒有錯位的趨勢。一旦人體改變這種自然彎曲狀態(tài)，會引起惟間盤壓力改變，使腰部疼痛。圖 1.2 所示為人體在各種不同姿勢下的腰椎彎曲形狀。曲線 C 是最接近人體脊柱自然彎曲狀態(tài)的坐姿，椎間盤上的壓力可較正常分布。因此，欲使坐姿能形成接近正常的脊柱自然彎曲形態(tài)，軀干與大腿之間須有大約 135°的夾角，且座椅應使坐者的腰部有適當支撐，以便腰曲弧形自然彎曲，腰背肌肉處于放松狀態(tài)。 人坐著時，大腿和上身的重量必須由座椅來支承。人體結構在骨盆下面有兩塊圓骨，稱為坐骨結節(jié)，如圖 1.3 所示。這兩塊小面積能夠支持大部分上身的重量。座面上的臀部壓力分布是在坐骨結節(jié)處最大，由此向外壓力逐漸減小，直至與座而前緣接觸的大腿下部，壓力為最小。座墊的柔軟程度要適當，坐骨部分的座墊應當是支承性的，它要承受加在座位上的大約 60%的重量，而其余部分則應當比它更柔軟些，以便能夠把重量分布在更大約面積上。座椅靠背上的壓力分布，應當是第 7 頁 共 48 頁肩腳骨和腰椎骨兩個部位最高，此即靠背設計中所謂的“兩點支承”準則?？勘车膬牲c支承中，上支承點為肩腳骨提供憑靠，稱為肩靠，其位置相當于第 5~65 節(jié)胸椎之間的高度；下支承點為腰曲部分提供憑靠，稱為腰靠，其位置相當于第 4~5 節(jié)腰椎之間的高度。不同用途的座椅，兩點支承的作用不一樣，休息用的座椅，體、腿夾角較大(舒適角度約為 115°)，坐著時身體向后傾斜，只要肩部分支承穩(wěn)靠，沒有腰靠也能得到舒適的坐姿，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，身體需要略向前傾，肩胖骨部分幾乎接觸不到靠背，因此只有腰靠起支撐作用，圖 1.3 股骨正常位置一般無需設置肩靠。腰靠支承是使背疼和疲勞減到最輕的主要措施，否則，將只靠肌肉來維持腰曲弧形，勢必引起腰部肌肉疲勞和損傷。考慮到人的身材高矮不同，對某些座椅應當具有能調節(jié)腰靠位置的裝置。 腿的主動脈緊靠著大腿下表面和膝蓋的后面，在這個部位上，任何持續(xù)的壓力都會給人造成極端的不好適和腫脹感覺需要借助于適當減短座深、把座墊前緣修圓和采用較軟的泡沫塑料座墊等措施來防止發(fā)生這種情況。同時，還要使座面離地板的高度足夠低，以便使腳能踩著地板，讓人的這個重要部位感覺不到有任何壓力。坐骨下面的座面應當近似是水平的。圖 1.3 表示帶有股骨的骨盆部位的前視圖，股骨在股節(jié)中從連接骨盆的球孔向外伸去。用平的座位，股骨的這一部分在坐骨平面之上，因此不承受過分的壓迫。 座椅的設計必須有可能讓人經常地改變自己的姿勢和位置，以便減輕壓力和 活動伸展各部分肌肉。 第 8 頁 共 48 頁人在坐姿狀態(tài)下，體重作用在座面和靠背上的壓力分布稱為坐態(tài)體壓分布，它與坐姿及座椅的結構密切相關，圖 1.4 為人體在靠背和座墊上最適宜的體壓分布，對于體壓的研究是目前人們對座椅進行研究的主要方法和參數。體壓分布的測量一般采用等高線的形式反映壓力分布狀況。 就座者的骨盆可以比喻為倒立的錐體，與椅面接觸的主要是臀部兩塊薄肌肉層下的坐骨。由坐骨向外，壓力逐漸減少。為了減少臀部下部的壓力，座面一般應設計成軟墊，其柔軟程度以使坐骨出支承人體的 60%左右的重量為宜，采用軟性坐墊，增大臀部與座面的接觸面積，就改善了這種壓力集中的現象，使整個臀圖 1.4 人體在靠背和座墊上最適宜的體壓分布部均承擔體重的壓力，減緩坐骨下支點處的疲勞，可以延長就座時間。但不論什 么座面，不論哪種姿勢，長時間采取一種坐姿總會產生靜力疲勞。因此，任何一種座椅在設計時都應考慮變換坐姿的可能性。 人體與座椅之間的壓力分布稱為坐姿的體壓分布，坐姿的體壓分布是影響乘坐舒適性的重要因素。人就坐時，身體重量的大部分(約 80% )經過臀部、背部隆起部分及其附著的肌肉 壓在坐椅第 9 頁 共 48 頁面上。圖 1.5 為座椅各部位的受力分布示意圖。 圖 1.5 座椅各部位的受力分布1.3.2轎車座椅尺寸參數國家標準 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基本數據，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》給出了工作座椅的基本結構和主要參數，使工作座椅設計的基本依據。根據以上標準，結合轎車車內空間和駕乘人員的調節(jié)要求，確定如下參數。 （1）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范圍為 280-380mm。 （2）椅面寬度：座椅坐墊兩側寬度。防止駕乘者在出現離心力時臂部產生橫向滑動，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 512mm。 （3）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 520mm。 （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 607mm。 （5）靠背寬度：靠背兩側最寬的距離。為避免和減少駕乘者腰背部在座椅上產生橫向滑移，靠背寬度選定 500mm。 （6）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、安全性以及休息時的便利性、靠背傾角調節(jié)范圍為 80°—170° 。 第 10 頁 共 48 頁（7）椅面傾角：指椅面與水平之間的夾角。轎車夾角，為滿足駕駛舒適安全性以及休息時的便利性、靠背傾角調節(jié)范圍的椅面傾角應兼顧安全性和舒適、性，一般為 2°—10°。 （8）頭枕尺寸：根據 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 230mm，厚度為 100mm，頭枕可調范圍 0-100mm。 第 11 頁 共 48 頁2 電動座椅水平移動系統方案的確定2.1前后移動方案的選定 2.1.1 傳動調節(jié)裝置的確定 傳動裝置的作用是將電動機的動力傳給座椅調節(jié)位置，使其完成座椅的調整，主要有聯軸器軟軸、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軸器。 傳動軸的選擇根據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圖所示：圖 2.2 雙軸電動機輸出 對以上兩種方案進行比較，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傳動方案的確定第 12 頁 共 48 頁第一種方案如下圖所示：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，則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生噪聲和誤齒合，這種現象是絕不應該出現的。 第二種方案如下圖所示： 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，正好適用于系統的減速。 根據以上兩種方案的論證與總結得出第三種方案：第 13 頁 共 48 頁圖 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，便于安裝調試。最大的優(yōu)點就是造價便宜，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 2.2.1絲桿電機的選擇根據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、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達到座椅調節(jié)的目的。為防止電動機過載，電動機內裝有熔斷絲，以確保電氣設備的安全。 第 14 頁 共 48 頁無刷直流電機的優(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部，可靠性高。 ⑧ 電機控制系統比異步電機簡單。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濟性都有影響。ηη 容量小于工作要求，則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，則對電動機的價格高，傳動能力又不能充分利用，由于電動機經常在載荷下運轉，其效率和功率因數都較低，從而造成能源的浪費。對于比較穩(wěn)定，長期運轉的機械，通常按照電機的額動工率進行選擇，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： Ped≥Pd 工作及所需電動機的功率為 Pd=Pw/ηkw (2.3) 第 15 頁 共 48 頁式中：Pw——工作及所需功率，指輸入工作機軸的功率 kw η——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（線速度或轉速）計算求得： Pw=FV/1000 kw 或 Pw= Tnw/9550 kw(2.4) 式中：F——工作及的阻力 N V——工作機的線速度，如運輸機輸送帶的線速度 m/s T——工作機的阻力矩 N*m nw——工作機的轉速 r/min 根據本次設計要求：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：0.246 （2.5）工作機的轉速為 nw=n 絲=300r/min 根據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）=238.75 N/mm (2.6） 故工作及所需要的輸入 Pw2 Pw=Tnw/9550ηω= 283.75×300÷9500÷0.75=10w (2.7) 在絲桿上消耗的功率： 座椅的平行負荷能力 110kg，則分擔在絲桿上的為 55kg，可計算出： N=(G/2)cosθ=55×9.8×cosθ (2.8) b 是人與絲桿的夾角，而且很小，取 b=6°則 N=536N，摩擦力f=G/2sinθ=9.8×55sin6°=56.34N (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 Pd=Pw/η=0.845÷0.246=3.43w (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， 根據所第 16 頁 共 48 頁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 根據公式： T1=Td*i0*η01 （2.12） 式中：Td——電動軸的輸出轉矩 Nm? 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，所以水平移動部分的電機選用 45sz01 型號的永磁式雙軸輸出直流電機。 第 17 頁 共 48 頁3 水平移動系統中蝸輪蝸桿的設計 3.1選擇蝸桿傳動類型 根據 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 根據閉式蝸桿傳動的設計準則，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 3.3.1確定作用在蝸桿上的轉矩 T2 取 Z1=4；故取效率為 η=0.9；3.3.2載荷系數的確定 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數 kβ=1，由《機械設計》表 11-5，選區(qū)使用系數 Ak=1, 由于轉數不高，沖擊不大，可取動態(tài)系數 Vk=1.0,則 k=kβ*k v *kA=1×1×1=1 （3.3） 3.3.3確定彈性影響系數 ZE 因選用的是鑄錫磷青銅渦輪和鋼蝸桿，故 EZ=160Mpa1/23.3.4確定接觸系數 Zp 先假設蝸桿分度圓直徑 d1和傳動中心距 a 的比值 d1/a=0.35，從《機械設計》圖 11-18 中可查的 ZP=2.9。 第 18 頁 共 48 頁3.3.5確定許用應力 根據渦輪選用的材料為 σ 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 中查出渦輪的基本許用應力,[σ]=268Mpa。 應力循環(huán)次數 壽命系數則3.3.6中心距的計算 取中心距 a=50mm，因 i=10.，故從表 11——2 中取模數 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'pZ=2.45，因為'pZ 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與幾何尺寸3.4.1蝸桿 軸向齒距 Pa=π*m=6.28mm，直徑系數 q=d1/m=22.4/2=11.2mm，齒頂圓直徑，齒根圓直徑 da1=d1+2ha1=d1+2ha*m=22.4+2×1×2=26.4mmda2=d1-2hf1=d1-2(ha*m+c)=22.4-2(1×2+0.25×2)=17.4mm分度圓導程角：tanr=mz 1/d1=z1/q=4/11.2r=19°39' 14“ （3.9）蝸桿軸向齒厚：s a=0.5πm=0.5×π×2=3.14 （3.10） 第 19 頁 共 48 頁3.4.2蝸輪 蝸輪齒數 Z2=39，變位系數 X 2=-0.1 ， 驗算傳動比 i=9.75這時傳動比誤差 2.5%，是允許的。 蝸輪分度圓直徑：d 2=mz2=2×39=78mm （3.11） 蝸輪喉圓直徑:d a2=d2+2ha2=78+2×0.9=79.8mm （3.12） 蝸輪齒根圓直徑： da3=d2-2hf2=78-2×2×1.35=72.6mm （3.13） 蝸輪咽喉母直徑： rg2=a-2da2=10.1mm （3.14） 3.5校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數 (3.16) 根據 X2=-0.1，z v2=46.69，從圖 11——19 中可查齒形系數 YFa2=2.35,螺旋角系數 （3.17） 許用彎曲應力 從表中 11——8 中查的[σ F]=[σ F]’*Kfv由 ZcuSn1 應力 0P1 制造的蝸桿的基本許用彎曲應力[σ F]'=56Mpa 壽命系數 第 20 頁 共 48 頁3.6驗算效率 η已知 從表 11——18 中用插值法查的 fv=0.0283 ， =1.1621，代入式中的 η=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項目及表面粗糙度。 3.8蝸輪蝸桿傳動的基本幾何尺寸 根據《機械設計》表 11-3，算出普通圓柱蝸桿傳動基本幾何尺寸。其參數如下所示： 中心距 50 蝸輪頭數 4 蝸輪齒數 39 齒形角 20 模數 2 直徑系數 11.2 分度圓導成角 19°39' 14“ 變位系數 -0.1 傳動比 10蝸桿軸向齒距 6.28 蝸桿導程 25.12 第 21 頁 共 48 頁蝸桿分度圓直徑 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 10.1 第 22 頁 共 48 頁4 水平移動系統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，可以達到很大的降速傳動比，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，可以達到較高的傳動精度，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容，主要是確定絲桿和螺母的結構尺寸、螺紋的牙型齒角、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角 α=30°。4.1絲桿螺紋傳動導程、效率、和驅動扭矩的計算 4.1.1導程 s的計算 絲桿螺母傳動時，當回轉件的轉速為 n r/min，移動件的線速度為 v m/min,時，絲桿的導程為 s=1000v/n mm 根據以前的計算可有：n=300 r/min，v=1 m/min=0.9 m/s， 則 s=1000*0.9/300=3mm 取螺紋頭數 k=1，則螺距 t=s=3mm (1)效率 η 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。第 23 頁 共 48 頁式中：λ——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=5°4’所以 tan1.126/tan13.026=54%4.1.2驅動扭矩 m 設所驅動的軸向力為 p，則螺紋中徑 d2 處的圓周力為 Q,驅動扭矩 而 所以所需功率 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，所以根據不出現爬行的條件決定絲桿的直徑。 第 24 頁 共 48 頁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。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】——螺紋表面的許用應力 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 將以上數據的帶入公式得： 取 d2=18mm，材料選用為鋼（不硬）-鑄鐵 （1）螺母高度： （2）旋合圈數：式中 p——螺距，選 4mm ，n=36/4=9≤10~12mm，取 n=9 （3）螺紋的工作高度： 對于梯形螺紋，h=0.5×p=2mm （4.10） (4）螺紋升角：通常 r≤430(5)螺牙根部的寬度： b=0.65p=0.65×4=2.6mm (4.11) 第 25 頁 共 48 頁(6)螺母外徑：[σ]——螺母材料的許用拉應力[]σ=25Mpa d——螺桿的大直徑，查表 3-8。有 d=d1+h=20mm （7）查梯形螺紋基本尺寸（GB/T5796.3—2005 摘錄） ，得基本參數 外螺紋小徑 d3=d-4.5=20-4.5=15.5mm 內外螺紋中徑 D2、d2，d-2=18mm 內螺紋大徑 D4=d+0.5=20.5mm 內螺紋小徑 D1=d-4=16mm 第 26 頁 共 48 頁5 電動座椅仰合系統方案的確定 座椅仰合系統是指電動座椅靠背傾斜角度的調節(jié)，如圖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)行機構來調節(jié)座椅仰合方向的位置，使其達到最理想的狀態(tài)。 靠背負荷能力（質心）：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仰合方案的確定 經過分析可見要實現仰合方案有以下幾個方案： 5.1.1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： 第 27 頁 共 48 頁圖 5.2 齒輪齒條機構 分析：它可以實現將電機的旋轉運動轉化為椅背的繞軸擺動，但不足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，這樣就會增加成本。故方案一不可取。 5.1.2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)行機構如下圖所示：圖 5.3 滑塊搖桿機構 分析：在此仰合系統方案中采用了滑塊搖桿執(zhí)行機構，可以承受較大的載荷，第 28 頁 共 48 頁有利于潤滑、磨損較小等優(yōu)點。但是，由于連桿機構的運動需經過中間構件進行轉換，因而傳動路線長，易產生較大的誤差積累，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。5.1.3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中可以很好的實現傳動平穩(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選則電動機的類型 由于轎車內可提供的電壓為 12V、24V、48V，且要求拷貝的角度可靈活調節(jié)，電機需正反轉。選擇直流電動機。 5.2.2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，則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，則增加成本，并且由于功率和功率因數低而造成浪費。 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：第 29 頁 共 48 頁工作及所需電動機的功率為：式中：Pw——工作及所需功率，指輸入工作機軸的功率 kw η——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（線速度或轉速）計算求得：或 式中：F——工作及的阻力 N V——工作機的線速度，如運輸機輸送帶的線速度 m/s T——工作機的阻力矩 N ×m nw——工作機的轉速 r/min 靠背的負荷能力（質心）定為 100kg，則 T=100 ×9.8 ×sin2 0 =335.2N·m 球軸承的效率為 0.99。 聯軸器的效率為 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：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 第 30 頁 共 48 頁電機的轉速為 1500r/min 電機的功率 20w 電機的電壓 24v 5.3傳動裝置的總體設計 5.3.1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： 式中：n m——電動機滿載時轉速 ，r/min nw——執(zhí)行機構轉速，r/min 已知電動機的滿載轉速為 nm=1500r/min, 靠背要求可傾斜度為 170-110=60，全程所需時間為 10s，則工作機的轉速為：選蝸輪蝸桿的傳動比為 62，則齒輪的傳動比為 3.1 5.3.2計算傳動裝置的運動和動力參數 (1)各軸的轉速式中：n m為電動機滿載轉速，r/min。nI、nII、nIII 分別為 I、II、III 軸的轉速，r/min。I 為高速軸，III 為低速軸，i 0、i 1、i II依次為電動機軸至高速軸 I軸 I、II 軸 II、III 軸間的傳動比。 （2）各軸功率