校车新型座位设计含6张CAD图
校车新型座位设计含6张CAD图,校车,新型,座位,坐位,设计,cad
(XX)中期检查表学 部: 学生姓名年级专业及班级指导教师姓名毕业论文题目 校车新型座位设计毕业论文工作进度已完成的主要内容尚需解决的主要问题本设计已经完成基本方案,资料收集完毕图纸尚未完成,计算少许为完成。指导教师意见 指导教师签名: 年 月 日检查(考核)小组意见检查小组组长签名: 年 月 日 XX(XX)任务书 学生姓名学 号年级专业及班级指导教师及职称学 部 20 年 月 日 填 写 说 明 毕业论文(设计)题目校车新型座位设计主要内容和要求(宋体五号,行间距单倍行距)根据国家专用校车标准和GB_244062009_专用小学生校车座椅及其车辆固定件的强度和7258号文件相关的法律法规进行设计。设计要求:1、 安全带 1)每个小学生座位应安装安全带。安全带应符合GB 14166的规定,安全带固定点的强度应满足GB 14167中M2类车辆的要求。 2)如装有能开启每个座位上安全带的集中控制装置,其操纵件应设置在驾驶员可操作范围内,并且该装置在任何情况下均不应影响每个安全带的正常操作功能。 3)照管人员座位 专用小学生校车(以下简称为“校车”)应至少安装一个照管人员座位,当座位数超过40个时应至少安装两个照管人员座位,照管人员座位的布置应靠近通道,分别位于车辆前部、中部或者后部。照管人员座位应有永久性标识。2、 装载质量 小学生的装载质量按48kg(含随身行李)计算,车组人员的装载质量按75kg计算。 3、 座椅要求 座椅深应不小于350mm,座垫高应为280mm380mm(轮罩处的座椅可例外),靠背高度应不小于710mm。小学生座椅应纵向布置(与车辆前进的方向相同)。座椅垫面不应前倾,靠近通道的座椅还应在通道一侧设置平行于椅垫面的座椅扶手,扶手距离座垫为160mm180mm。4、 其他要求:1) 必须阅读参考文献30篇以上,其中英文不少于10篇;2) 必须定期以书面(或Email)或口头向指导老师汇报工作进展。3) 图纸设计规范参照国标GB10609.1-89、GB10609.2-89、GB10609.3-89,设计说明书格式必须符合学校和工学院相关格式规范要求。 注:此表如不够填写,可另加附页。主要参考资料(具体格式以规范化要求规定为准) 1 肖生发,赵树朋. 汽车构造. 2006.8 2 余志生. 汽车理论. 2006.5(4)3 王望予. 汽车设计. 2004.8(4)4 毛恩荣 ,张红 ,宋正河. 车辆人机工程学. 2007.2 (2)5 编辑委员会编. 汽车工程手册. 汽车工程手册-设计篇.2001(1) 6 任金东,葛安林,黄金陵 . 基于知识的汽车驾驶员座椅布置系统. 汽车工程. 20037 温吾凡. 汽车人体工程学. 1991 8 时洪功, 李洪涛. 国际客车市场分析与我国客车出口现状. 客车技术与研究. 2006 9 9 刘琳娟,张毅,赵文龙,杨静. 基于UG的客车虚拟设计的研究. 机械制造. 2004(4)10 邹虎啸. 客车行业的市场现状及政策趋势. 客车技术与研究. 2010(1)11 刘元,吴萁茑. 2006年轻客市场探析. 中国汽车市场. 2006(2)12 彭伟广,钟洪剑. FSQ126型客车的开发. 客车技术与研究. 2007(4)13 段昀辉.汽车座椅静强度改进设计及头枕安全性分析,吉林大学,200414 王正华,喻凡,庄德军.汽车座椅舒适性的主观和客观评价研究J.汽车工 程,2006 15 蔡志鸿.汽车座椅安全振动舒适度分析J.科技资讯,2007 16 孟翔,王宏明.基于ADAMS的汽车座椅冲击强度研究J.机械设计与制造,200717GB_244062009_专用小学生校车座椅及其车辆固定件的强度18专用校车标准 工作进度安排(宋体五号,行间距固定值22磅) 要求完成日期:20 年 月 日 指导教师签名: 接受任务日期:20 年 月 日; 学生本人签名: 注:签名栏必须由相应责任人亲笔签名 XX(设计)开题论证审批表学生姓名年级专业及班级指导教师及职称毕业论文(设计)题目校车新型座位设计文献综述(选题研究意义、国内外研究现状、主要参考文献等)(宋体五号,行间距单倍行距。)1.课题来源 汽车作为国家的支柱产业,汽车产业一直备受人们的关注,而汽车技术也是很多科研机构发展的重点研究对象。然而校车的设计在我们国家一直没有得到重视,针对近几年校车事故频发,事故造成严重的人员伤害。我萌发设计一辆校车,保护我们学生,我的的设计主要是对座位的改装和安全装置的设计。宇通汽车公司作为生产校车的大企业,很多相关校车的标准是宇通汽车公司参与制定和规划的,但是在ZK6100DA这一款校车的设计上有很多地方没有按照标准进行设计。经过调查研究和分析总结,我采用宇通汽车公司生产的校车ZK6100DA作为设计车身。 2研究目的和意义目前我国校车的客运状况并不乐观,常见很多的校车都是一些普通车经过稍微改装而成的,这些车不说在性能上达不到要求,连一些最基本的安全保障也没有,仍只一些校车的标志也没有,这样的校车给学生带来很大的安全隐患,特别是在一些小乡镇,超载现象很严重,驾驶员的也没有经过相应考试和资格审查,酿成群死群伤的事故令人触目惊心,这已成为社会治安、交通秩序的一大隐患。一些家长要工作没有时间来接送孩子上学,明知校车存在安全隐患,但是家长也很无奈。现在校车基本上很贵,一般的地方的政府和教育部门也无法承受校车的购买费用,我这次主要是针对校车座位和安全装置的设计,这种座位的设计不局限在某一型号的车,我的目标是在同一样的车容量上我安装更多座位并且保障每个座位都有安全保护装置,而且通过安装装置的限制,每个座位只能坐一人,这样可以避免超载事故的发生。3国内外研究现状和发展趋势 3.1国内外研究现状 (1)国内研究现状国内的客车技术研究始于80年代后期,由于没技术没资金,所以长期靠模仿国外的客车设计,因此客车的安全和舒适性完全得不到保障,到90年代中期以后,由于大量引进国外汽车公司,因此客车技术得到大力发展。在客车座椅方面,郑州宇通客车股份有限公司积极向世界先进技术、先进标准靠近,引进德国VOGEL公司座椅生产技术生产了EC0031座椅。该座椅最大优势是座椅的设计理念是以产品的安全性为主展开设计,集安全、可靠、稳定于一体。在ECO031座椅靠背顶部骨架和木板之间,增加了一个铝蜂窝状减震件,这在国内座椅中是绝无仅有的。作为被动安全装置,在急刹车或撞车时,人的头部由于惯性向前撞向前排座椅的后部,该处铝蜂窝状减震件会以产生变形的形式吸收撞击能量,从而有效地保护人的头部免受伤害。座椅的转动部位都采用粉末冶金件,加工精度高,配合紧密,耐磨性好,避免转动摩擦响动。解决了目前国内座椅使用一段时间后,摩擦产生间隙,导致发响等问题。目前,国内对座椅的舒适要求仍局限在感觉上,都说座椅的设计是依据人机工程学原理,但实际上,对这方面的研究工作由于生产厂家试验装备的原因,结果都是很肤浅的。但德国引进型座椅,其靠背、坐垫的曲线设计是经过反复研究,VOGEL公司每年用于座椅试验上的费用为1000万马克。 为了切实检验国产化座椅的质量强度,2002年11月,宇通公司将国产化ECO031座椅送检襄樊试验厂,按照欧洲ECER80标准要求,进行了座椅检测,数据非常理想,最后结论是座椅符合ECEK80标准,并出具了检验报告。依照欧洲标准做乘客座椅试验,宇通大客车座椅在国内尚属首例,而且是第一个通过ECER80标的国产座椅产品。这也验证了,国产化座椅在结构安全强度、刚度及吸能特性等技术、质量方面是完全可靠的。 (2)国外研究现状 说到国外的大型客车,我们就会想到客车生产比较集中的国家和地区,如欧洲、日本、美国、加拿大等,其中欧洲的大型客车技术水平和科研能力居世界首位,日本和美国次之。客车座椅作为客车内饰的重要组成部分,要求其高雅和豪华,而且外形、色彩和材料必须与整车相协调。在欧洲,客车座椅的设计必须满足欧洲汽车安全法规的要求。在设计上,以充分体现人机工程学原理为基础,不仅满足安全舒适性和方便性的要求,还融入一定的美学概念,使产品在造型上具有曲线流畅、大气的风格。在功能上,欧洲客车座椅的背角度可在一定范围内任意调节,双人外椅具有外移功能,可增加座位的宽松度,更好地满足乘坐舒适性的要求。座椅面料采用全羊毛织物或双剑杆机织面料,具有良好的耐磨性和透气性,座椅弹性元件采用冷塑化高回弹率聚氨酯泡沫海绵塑料,肘部可以下压至与座垫水平面平齐,方便乘客出入,肘部的活动锁止机构具有灵活的操作性和可伸缩性。座椅附件配备齐全,如椅背拉手、小餐桌、杂物袋、脚踏板等,尽可能满足用户的需要。在对乘员的安全保护措施方面,与国内的客车座椅相比,欧洲的客车座椅一般具有以下特点:在座椅靠背的重要部位,安装一块蜂窝状的吸能装置,当碰撞发生时,该装置产生一定量的变形,以缓冲和吸收来自后排座椅乘客身体的撞击能量,使伤害降至最小;为保证座椅有一定的柔性,在骨架结构上采用尺寸控制的方法,使其有一定的变形量且在允许范围内;安全带采用带有速度感应功能的锁止式卷收安全带,发生碰撞的瞬间,系统感应出速度的变化,能在一定的限度内自动拉紧安全带,从而起到保护乘员的作用。在材料选用方面,座椅材料的主流趋势是注塑座椅(越来越多的客户要求座椅带漏水孔),欧洲座椅以环保、节能、轻量化为主,座椅肘部采用高强度复合材料,新型吹塑工艺,具有高强度、高韧性等优点,座椅关键部位采用粉末冶金件,以提高耐磨性和尺寸精度,并降低成本和节约能源。国外客车对座椅的要求非常高。座椅及座椅的固定要达到规定的强度,从而让碰撞的惯性力不会把乘客抛离安全空间。座椅的高度、变形能力等,会直接对乘客的头、手、脸、膝盖等造成伤害因此,要求在车内一侧,应尽可能平缓过渡。对靠背和靠枕均有一定的要求。在汽车安全技术方面,欧洲国家的技术发展较早,有严格的汽车安全法规来约束。目前国际最先进的关于座椅的标准为:联合国欧洲经济委员ECER80关于就座椅及其固定点方面批准大型客车座椅和车辆的统一规定。 3.2发展趋势综述客车上的座椅直接关系到旅客乘坐的舒适度。我国客车上座椅从木腿木椅,到铁腿人造革蒙面椅,后又采用玻璃钢座椅。早先发展到可躺式座椅,但乘坐时间长,旅客还是觉得不舒适,又恢复了卧铺式。之后在一些新研制的客车上又普遍采用了可躺式座椅。但是对中小型客车,考虑到空间和成本,仍大量使用靠背座椅。目前客车座椅技术仍在快速发展中,座椅较过去有了很大改进,采用人体工程学原理进行设计,在头部、腰部、腿部,在设计上更适应人体的要求,使旅客乘坐更舒适。此外,对座椅蒙面花色也下了功夫,多彩多样,与车内环境协调一致,增加了美感,使旅客乘坐更舒服,不易产生疲劳。而且现在的客车的座椅,造型透着现代的气息,设计更加人性化。人造革面料换成了更具透气性的布料,纯海绵垫换为钢丝弹簧,靠背按照人体曲线设计,可以自由调整倾斜度,人坐上去简直就是一种享受。现在以高架桥、隧道为特征的山区高速公路把天台通往外界的道路变成了一条坦途,若去杭州,你坐在带有空调的车上,调整好座椅角度,眯上眼儿,不要两个小时车就到了。乘车已是一种享受。客车座椅的使用寿命也成为现代座椅发展必须考虑的因素。它既是高级客车乘客座椅的重要参数,也是相互制约的因素。高级客车乘客座椅的设计原则是质量轻、强度高、寿命长,多功能及多附件。其结构较普通座椅复杂,必须综合考虑质量、强度、使用可靠性和使用寿命等诸方面因素,从而对座椅设计提出了更高和更严的要求。乘客座椅的强度直接关系到座椅的使用可靠性和使用寿命。高级客车乘客座椅设计时,必须首先满足强度要求,这就要求对其进行结构分析、强度计算和试验,找出影响座椅强度和刚度的关键部位和薄弱环节,加以改进。另一方面,在满足强度要求的前提下尽量减轻座椅质量,以提高客车的动力性和经济性。同时应做等强度设计、优化结构。以上是旅客客车座椅的发展历程,由于在我们国家校车不是很被重视,针对专门的校车座位的设计比不多但是在我国关于校车的法律法规早就有了,我这次设计的只要是根据国家专用校车标准和GB_244062009_专用小学生校车座椅及其车辆固定件的强度和7258号文件相关的法律法规进行设计。4. 主要参考文献1 肖生发,赵树朋. 汽车构造. 2006.8 2 余志生. 汽车理论. 2006.5(4)3 王望予. 汽车设计. 2004.8(4)4 毛恩荣 ,张红 ,宋正河. 车辆人机工程学. 2007.2 (2)5 编辑委员会编. 汽车工程手册. 汽车工程手册-设计篇.2001(1) 6 任金东,葛安林,黄金陵 . 基于知识的汽车驾驶员座椅布置系统. 汽车工程. 20037 温吾凡. 汽车人体工程学. 1991 8 时洪功, 李洪涛. 国际客车市场分析与我国客车出口现状. 客车技术与研究. 2006 9 刘琳娟,张毅,赵文龙,杨静. 基于UG的客车虚拟设计的研究. 机械制造. 2004(4)10 邹虎啸. 客车行业的市场现状及政策趋势. 客车技术与研究. 2010(1)11 刘元,吴萁茑. 2006年轻客市场探析. 中国汽车市场. 2006(2)12 彭伟广,钟洪剑. FSQ126型客车的开发. 客车技术与研究. 2007(4)13 段昀辉.汽车座椅静强度改进设计及头枕安全性分析,吉林大学,200414 王正华,喻凡,庄德军.汽车座椅舒适性的主观和客观评价研究J.汽车工 程,2006 15 蔡志鸿.汽车座椅安全振动舒适度分析J.科技资讯,2007 16 孟翔,王宏明.基于ADAMS的汽车座椅冲击强度研究J.机械设计与制造,200717GB_244062009_专用小学生校车座椅及其车辆固定件的强度18专用校车标准研究方案(研究目的、内容、方法、预期成果、条件保障等)(宋体五号,行间距单倍行距)1课题的主要研究内容及拟采取的技术路线1.1主要研究内容和目的由于客车座椅与人的直接关联较大,所以我就人机工程学对座椅的安全舒适性分别展开研究。客车座椅系统的安全性:座椅作为安全部件,是在被动保护中起决定性作用的组成部分。首先,在事故中它要保证使乘员处在自身的生存空间之内,并防止其他车载体进入到这个空间。其次,要使乘员在事故发生过程中,保持一定的姿态,以使其他的约束系统能充分发挥其保护效能。除具有防止事故发,生的功能外,座椅还应具有在乘员与其发生碰撞时,使乘员的伤害减轻到最低的性能,即能够吸收乘员与之碰撞时产生的能量。座椅安全功能失效时,会引起各种形式的乘员伤害,如正面碰撞中,座椅与车身连接强度不够时,座椅会脱离车体,导致乘员逸出其生存空间;如果后排乘员未受到约束,前排座椅靠背强度不足,则后排乘员的惯性力将击溃前排座椅,使前排乘员受到伤害;反之,若前排座椅强度太高,又会对后排乘员在与之相撞时造成伤害。另外,座椅外廓设计不当,在正面碰撞时会使乘员沿座椅靠背下滑,使腰部安全带移到胸部以上,这是极为不利的约束姿态。在后部碰撞中,如果头枕设计过低或与靠背的相对位置设计不当时,都会引起胸部与头部的加速度差值,作用在颈部上的这个差值超,达一定程度后就会对乘员造成致命的伤害。汽车座椅的安全性设计目标,就是避免上述诸种不利情况的发生。客车座椅系统安全措施:撞车、追尾和着火等事故,对于客车乘客座椅一般采取下列措施提高座椅骨架强度,达到汽车座椅强度要求的有关规定;设置座椅安全带,使在紧急制动或正面撞车时不致将乘客碰伤。座椅表面软化,可减少二次损伤,客车乘客座椅技术条件规定:座椅表面不应存在任何尖状突出物,在所有能触及的部位和附件采用软化措施和圆角结构,如扶手、拉手和自结皮泡沫软化等;达到一定的阻燃要求,座垫和靠背材料应达到汽车内饰材科燃烧特性技术要求的规定和车座椅系统的安全性结构要求。校车乘坐的主要是学生:由于学生喜好爱动,在车上容易打闹,喜欢看车玩得景色,为了避免学生在车上乱走动,我们需要采取措施限制学生在座位上的随意移动。我的设想是采用安全带把学生限制在座位上,当校车在行驶时,学生无法自己解开安全带。安全带必须是柔性的当在发生事故时,学生不会受到安全带的再次伤害。车内座椅的布置和一般客车不尽相同,其座椅的尺寸也小于一般座椅;校车座椅的主要尺寸如座垫宽度、座垫深度及靠背高等可以适当减少。 座椅的外形是评价座椅优劣的重要指标。座椅外形设计的好坏,将影响乘坐舒适性,而且还将在感情上影响乘客对座椅和一客车的评价。座椅外形的设计应从人机工程学的角度进行考虑,更加追求乘坐舒适性,其外形则应更加符合人机工程学的要求。它包括座垫和靠背的外形曲线是否符合人体曲线,座垫和靠背的体压分布是否合理。 1.2拟采取的技术路线在座椅设计中,我准备结合人因工程学的原理、特点,在分析总结人类解剖学的基础上,阐明了人因工程学座椅设计的原则。综合座椅的各种形式,提出了新型工作休息动态座椅的设计构想。最后根据动态座椅设计实现目的,综合人体测量的各相关参数,给出了座椅的设计参数及设计结构图。在研究设计中,我们采用了三维设计软件如pro,对客车座椅及其布置进行设计,包括零部件的三维建模,装配和产品的外观造型。按照要求,这次的毕业设计有些图纸需用pro完成。Pro-是集CAD/CAE/CAM为一体的三维机械设计平台,也是当今世界广泛应用的计算机辅助设计、分析和制造软件之一,广泛应用于航空、航天,汽车和造船等领域。pro是一个交互的计算机辅助设计(CAD)、计算机辅助制造(CAM)系统,具备了当今机械加工领域所需的大多数工程设计和制图功能。pro是一个全三维、双精度的造型系统,使用户能够精确地描述任何几何形体,通过对这些形体的组合,就可以对产品进行设计、分析和制图。同时,可以运用其他图像软件进行辅助设计。通过pro画驾驶司机或乘客的座椅设计三维图,再结合实际情况进行力学以及视野等方面的分析校核,从而使座椅满足人机工程学方面的安全性和舒适性,从而保证所设计的座椅符合最初设计要求。2预期达到的目标及进度安排本研究课题主要研究目标是, 在已有的研究成果下,融入自己的设计理念和创新思维,设计出符合实际调查情况的校车的座椅,从而保证其在安全性和舒适性上的预期要求。加强自己所学的专业知识并培养自己的设计能力。 工作进度安排(各研究环节的时间安排、实施进度、完成程度等)(宋体五号,行间距单倍行距) 开题论证小组意见 组长签名: 年 月 日 专业委员会意见 专业教研室主任签名: 年 月 日 注:此表意见栏必须由相应责任人亲笔填写。专业名称必须是全称,例如“会计学专业”,班序号用阿拉伯数字“1”、“2”标注。此表如不够填写,可另加页。 (XX)开题论证记录学 部: 学生姓名年级专业及班级指导教师姓名论文(设计)题目校车新型座位设计论证小组质疑: 1.设计的重点是什么? 2.设计的最终目的是什么? 学生回答简要记录: 1.主要针对校车座位和安全装置的设计; 2.在同样的车容量上能够安装更多的座位,并且保障每个座位都有安全保护装置。 论证小组成员签名 记录人签名: 论证日期: 年 月 日 注:此表可从教务处网站下载中心下载。记录、签名栏必须用黑色笔手工填写。 校车新型座椅设计 摘 要:座椅是与人接触最密切的部件,人们对汽车平顺性的评价多是通过座椅的感受作出的。现代汽车的驾驶者座椅和前部乘员座椅多是电动可调的,又称电动座椅。因此,电动座椅是直接影响桥车质量的关键部件之一。汽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。也就是说乘员通过键钮操纵,既可以将座椅调整到最佳的位置上,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竟相采用机械和电子技术手段,制造出可调整的电动座椅。 本方案设计的学生电动座椅由双向电动机、传动装置和座椅调节器等组成。通过座椅调节器实现座椅上下移动、座椅靠背的角度旋转方向的调节。 汽车电动座椅的结构主要有: 可逆直流微型电动机( 驱动装置) 、传动装置、连接机构、蜗轮、蜗杆、滚珠丝杠、水平滑动导轨等部件组合而成。座椅由坐垫、靠背、靠枕、骨架、悬挂和调节机构等组成。关键词:汽车电器;电动座椅;蜗轮、蜗杆、螺杆New School Bus Seat Design Abstract: the chair is contacts the closest part with the human, the people many are make to the passenger vehicle smooth appraisal through chairs feeling. The modern passenger vehicles driver chair and the front part crew member chair many are electrically operated adjustable, also calls the electrically operated chair. Therefore, the electrically operated chair is one of immediate influence passenger vehicle quality key components. Passenger vehicle electrically operated chair by drivers chair primarily. Embarks from the target client, the electrically operated chair must satisfy the convenience and the comfortable two big requests. That is driver through keybutton operation, may also adjust the chair in the best position,but may also obtain is most comfortable and the most custom rides the angle. In order to satisfy these requests, the world automobile production powers related factory unexpectedly uses the machinery and the electronic technology method , makes electrically operated chair which may adjust. The design of students electric chair by two-way motor, transmission device and seat adjustor. The seat adjuster for seat to move up and down, the seat back angle of rotation direction adjustment. The auto electric chair of the structure are mainly: reversible dc micro motors (drives), transmission device, the connection, Angle transfer worm and worm, ball screw, horizontal sliding guide etc. Electric chair cushion, seat, by magic, skeleton, suspension and adjusting mechanism etc.Keywords: Automotive Electrical; electric chair; turbine, worm, screw目 录摘要1Abstract11 前言21.1 本课题研究的意义31.2 汽车座椅的研究现状及发展趋势31.2.1 汽车座椅的研究现状31.2.2 汽车座椅在国际上的发展趋势841.3 用户人体尺寸研究51.3.1 人体静态尺寸51.3.2 人体测量尺寸61.4 人体坐姿功能尺寸91.5 座椅尺寸参数91.6 汽车座椅的结构设计102 研究方案的选取112.1 综述112.2 座椅坐垫升降部分112.3 座椅靠背仰合系统方案的确定123 机构设计143.1 电动机选择计算143.1.1 选择电动机的转速143.1.2 工作机的有效功率143.1.3 选择电动机型号143.2 传动比分配153.3 计算各轴转速153.4 蜗轮蜗杆设计153.4.1 选择蜗杆传动类型153.4.2 选择材料153.4.3 按齿面接触疲劳强度进行设计153.4.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸163.4.5 校核齿根弯曲疲劳强度173.4.6 验算效率183.4.7 精度等级公差和表面粗糙度的确定183.5 滚珠丝杠设计193.5.1 选择滚珠丝杠型号及其工作条件193.5.2 降速比计算193.5.3 惯量计算193.5.4 电动机力矩计算193.5.5 刚度计算203.5.6 反向死区203.5.7 传动刚度变化引起的定位误差203.6 棘轮棘爪的设计计算203.9.4 轴的设计计算263.9.5 凸轮的设计计算283.9.6机构的装配293.10 座椅骨架的CAD设计294 关键部件的校核304.1 滚珠丝杠支承轴承验算304.2 垂直调节螺杆验算314.2.1 螺杆的强度计算314.2.2 螺杆稳定性计算314.3 垂直调节机构支承轴承验算315 主要结论和未来展望32参考文献33致谢341 前言汽车座椅属于汽车的基本装置,是汽车的重要安全部件1 。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。1886年德国人戴姆勒制成了最早的汽车座椅,其座垫是以棉花等软填料作为芯子,靠背是用木板和木条围成。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汽车座椅的设计、研发,已越来越引起汽车业界的重视。我国汽车工业产业部已将汽车座椅列为四十种优先发展的关键零部件之一。汽车座椅是用来支撑成员的质量,缓和和衰减由车身传来的冲击和振动,从而为乘员提供良好的工作条件,并为乘员创造舒适和安全的乘坐条件。因此,座椅设计的好坏,对汽车的平顺性、乘坐舒适性、安全性及操纵方便性等有很大的影响,必需要全面综合的考虑,才能设计生产出满足各方面要求的产品。作为连接部件的汽车座椅2,对其性能要求越来越高,设计与研究领域十分广阔。本课题的主要任务是根据学生乘员特点,对座椅的安全性、舒适性与座椅的动静态特性进行分析。通过查阅相关资料,对汽车座椅相关知识有了较深入的理解,并掌握了汽车座椅的设计思路;了解并掌握了中排座椅的靠背骨架总成结构与坐垫骨架总成结构,根据人机工程学原理,结合学生乘员的安全性与舒适性,确定了汽车座椅的结构尺寸。1.1 本课题研究的意义 从社会的角度:校车重大事故近一年在我国时有发生,现在国家和社会对于校车都非常的关注,正在出台相关的法律法规,给校车特权,修改以前的校车标准,对于校车进行强制的要求,座椅是汽车与人接触的界面,往往首先接触到的就是它的座椅。所以座椅在校车中也被特意的强调,增加了很多具体细节和要求。从人的角度:现在学生越来越多地会与汽车接触,座椅的安全与舒适直接影响到人们的健康与安全。尤其是对学生脊椎的伤害。 从经济和技术的角度:汽车制造业正在迅速地向数字化设计、制造和测试这种新方式转化。在汽车产品开发CAC/CAM/CAE/PDM环境下,传统的实物模型被数字模型所取代。这使得汽车产品可以直接从设计阶段进入生产阶段,实现了汽车开发过程中多学科、多领域的集成化、并行化和协同化,缩短了产品设计开发周期,获得了更短的产品上市时间。从这个角度来看,我们在技术上也必然要脱离以前的那种反复的设计实验周期,使得汽车座椅的设计走向数字化和虚拟化的道路。本文的研究设计工作对于提高校车座椅的安全性和舒适性有重要的意义。1.2 汽车座椅的研究现状及发展趋势1.2.1 汽车座椅的研究现状国外的座椅研究是伴随着汽车的诞生而开始的,经历了百余年的历史,发展非常成熟,与座椅相关的安全标准和法规已经十分完善。早在20世纪60年代,国外许多国家就已经制定出国家或行业内关于保证汽车座椅安全性能的各种法规和标准,如美国强制执行的联邦机动车安全法规(FMVSS)和工商设备制造协会(BIFMA)的非强制性法规等,并且研制出多种专用试验设备。我国的座椅安全性法规标准就是参考国外的法规制定而成的。比较国外汽车座椅的研究状况,由于我国的汽车工业起步较晚,座椅的设计研究也比较落后。从严格意义上讲,我国的座椅研究是从20世纪80年代开始的。经历了20多年的发展,目前国内已经有了很多座椅生产厂家。借助合资的优势,他们掌握了部分设计和生产技术,但核心技术还是只有国外少数几家生产商掌握,国内的自主设计和研发仍停留在起步阶段。落后的设计方法是阻碍我国座椅发展的重要因素。目前国内许多的座椅生产厂商还在继续沿用传统的串连生产方式,致使设计成本高,开发周期长。而一旦出现产品质量不合格的情况,往往采取盲目加大管径、壁厚或板厚的办法。这种做法虽然能使座椅薄弱部分的性能有所改变,但会使座椅强度和刚度余量偏大,造成不必要的材料浪费,无形中提高了产品的成本。设计方法的落后还体现在座椅设计的辅助研究手段上。目前仍有很多座椅设计和生产厂家不具备高水准的计算机辅助设计和辅助分析能力,只能沿用传统的设计方法和流程,而且对座椅安全性的认识还只是停留在国家法规要求上,阻碍了座椅设计的发展。我国的座椅安全性标准虽然是参考国外座椅标准制定的,但内容相对简单,要求也偏低。以座椅总成静强度为例,我国标准中要求座椅总成能承受20倍总成重力的载荷,而德国的企业标准中有的则要求其能够承受24倍甚至更高的总成重力的载荷。针对承受冲击时的座椅安全性,国外已经开展了相关的研究,而我国的一些企业由于对座椅研发重视不够,尚未开展专门的研究,这不仅给座椅的安全带来隐患,而且制约了座椅的发展。针对校车座椅的专用设计更加是寥寥无几,对于国内生产校车的龙头企业对于校车的座椅也没有专门的设计生产机构,只是在现有的客车座椅上稍作修改,难以达到国家标准,更别说可以保护好学生。随着现代汽车设计对安全、环保和节能的要求,在保证汽车座椅安全性的基础上,国外座椅结构设计也开始向轻量化、低成本的方向发展,越来越多的新制造技术和轻质材料开始广泛的应用于现代汽车座椅设计。因此,我国的座椅安全性研究急需大量技术和资金的投入,才能缩小与先进水平的差距,开发出适合我国生产现状的安全、轻量、低成本的座椅。1.2.2 汽车座椅在国际上的发展趋势81)电动座椅电动座椅实际上是将座椅的各种调节机构由手动操纵改变为电动操纵的座椅。电动座椅中布置有多台电机、电机带动传动机构,使座椅相应的部位产生位移,实现座椅位置的前后、上下、倾斜调整。电动座椅用按钮代替手柄,因而极大的提高了轻便性和方便性,应用日益广泛。2)悬挂座椅悬挂座椅是在座椅与地板之间增设一悬挂装置,悬挂装置用以缓解座椅的振动。悬挂装置由缓冲元件、减振元件及定位元件组成。缓冲元件有钢板弹簧及螺旋弹簧等。3)记忆座椅电动座椅与微机相结合,实现了座椅的记忆功能。由微机实现对座椅的控制反馈功能。当乘员乘坐时将调整好的座椅位置存储入微机,当再次乘坐时,可以自动调节到所需要的状态而不必进行重新调整。4)轻量型座椅轻量型座椅去除了座椅的一些传统零件,利用积压成型的铝件和高强度的刚件保证了座椅的轻量化和结构的坚固性。座椅表面采用开式网状材料,替代了传统的聚氨脂泡沫塑料、装饰物和悬架零件。轻量型座椅的重量可以控制在10kg以内。使用轻量型座椅,不但可以节省车内空间来安装其他功能件,而且其安全性也优于传统座椅,并提高了汽车的燃油经济性。5)安全座椅安全座椅可以称之为动态座椅。普通座椅一般只考虑了舒适性,对于撞车时的动态状况不能做出任何反应。而安全座椅则可以在撞车时设法使乘员随座椅主动运动。如瑞典沃尔沃公司研究开发的可以保护乘员头颈的座椅。汽车追尾时,该种座椅靠背和靠枕向后平行运动,使乘员头部和上身处于平衡状态,并减少身体向后倾斜出现的向前回弹。在整个过程中,座椅传递的力都相当柔和。随着汽车工业的高速发展,人们对汽车座椅的要求也会越来越高。为了进一步提高座椅的舒适性及安全性,全球各大汽车公司以及汽车零部件商也在持续不断地加大对座椅的研发力度,在座椅的新结构、新工艺、新材料的研发及应用上狠下工夫,研制出了各类悬架座椅、电动座椅、电脑记忆座椅等新型座椅,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。1.3 用户人体尺寸研究各种设备和工具等设计对象在适合于人的使用方面,首先涉及的问题是适合人的形态和功能范围的限度。例如,一切操纵设备都应设在人的肢体活动所能及的范围之内,其高低位置必须与人体相应部位的高低位置相适应,而且岂不知应尽可能设在人操作方面、反应最灵活的范围之内。所以研究人体尺寸模型用人体模型描述人体尺度是非常有必要的。人机工程学范围内的人体形态测量数据主要有两类,即人体构造尺寸和功能尺寸,也就是人体静态尺寸和人体动态尺寸。而针对于座椅设计的人体尺寸相关的主要有人体立姿尺寸和人体水平尺寸。1.3.1 人体静态尺寸人体静态尺寸,着眼于人体天然结构,比如身高、体重、腿臂长度等,是建立人体尺寸模型的基础。国家标准GB 10000-88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础数据。标准中共给出了7类47项人体尺寸基本数据。人体的主要尺寸包括身高、体重、上臂长、前臂长、大腿长、小腿长等6项。根据有关统计数据,我国人体基本尺寸见表1。一般人体尺寸都是在立正或正坐的姿势状态下测量的,因为在人体自然状态下测量很容易出现差别。在设计时,通常也要按立正或正坐时的人体尺寸来考虑。做垫、靠背的造形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,通过对座椅靠背的前后、上下倾斜角度、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。表1我国人体基本尺寸 Table 1 Basic dimensions of human beings in China (单位:mm)尺寸名称 尺寸数值 尺寸名称 尺寸数值 男 女 男 女身高 1688 1586 肩窄宽 426 392眼高 1585 1480 臀宽 334 395 肩高 1421 1320 下肢前伸长 1016 977坐姿身高 897 849 大腿长 422 409坐姿眼高 794 743 小腿长 401 369 肘到坐平距离 245 239 足高 71 66上肢前伸长 731 689 膝臀间距 551 525大臂长 269 261 大腿平长 433 432小臂长 247 226 膝上到足底距离 515 480手长 193 179 膝弯到足底距离 406 383前伸长 731 6891.3.2 人体测量尺寸人体是一个复杂的生理体系,影响人体尺寸特征的因素很多,如国家、地区、民族、生活环境和风俗习惯等。经多年研究,我国成年人人体尺寸的国家标准GB 10000-88已经于1987年7月开始实施,它为我国人机工程设计提供了基础数据。该标准提供了代表从事工业生产的法定中国成年人(男子1866岁,女子1855岁)的人体结构尺寸数据,共七个类别47项人体尺寸数据,包括人体主要尺寸、立姿人体尺寸、坐姿人体尺寸、人体水平尺寸、人体手部和足部尺寸,并分别按性别、年龄段为数列表,其中主要人体结构尺寸如表2所示。表2人体尺寸表Table 2 the body size table测量项目分类 主要测量项目人体主要尺寸 身高、上臂长、前臂长、大腿长、小腿长、体重 立姿人体尺寸 眼高、肩高、肘高、手功能高、会阴高、胫骨点高坐高、坐姿颈椎 点高、坐姿眼高、坐姿肩高、坐姿肘高、 坐姿人体尺寸 坐姿大腿厚、坐姿膝高、小腿加足高、坐深、臀膝距、坐姿下肢长 人体水平尺寸 胸宽、胸厚、肩宽、最大肩宽、臀宽、胸围、腰围、臀围、姿臀宽、 坐姿两肘间宽经过对于我国人体数据的统计分析表明,人体尺寸服从正态分布,其所列人体尺寸数据的年龄段划分跨度大,而且没有18岁以下未成年男女的人体统计结构尺寸。但是由于男女在成年人后人体的主要结构尺寸变化较少,且在工业产品的人机设计过程中,绝大部分情况下仅需要成年人的结构尺寸数据。另外,我国不同地区人体尺寸有一定的差异,不同国家间人体尺寸的差异也颇为明显,可根据我国不同地区、我国与其它国家的人体结构尺寸的比例差异推算出来。图1 三维H点测量装置Figure 1 three-dimensional H measurement device1)人体尺寸数据统计规律H点的确定:根据法规规定,首先利用GB11559-89所规定的三维H点测量装置(如图1所示)按GB11563-89中规定的H点确定程序确定座椅H点,并利用调角器调节靠背倾角,与竖直方向近似25度,同时,调节座垫倾角为50度记录此时座椅H点位置。根据前面GB 10000-88的人体结构尺寸数据表可知,身高数据是不连续的。例如:1866岁的男子在百分数为99时身高为1814mm,在百分数为50时身高为1678mm。若想为身高1700mm的人进行产品设计时,就必须对大量身高为1700mm的被测量者身体各部分的尺寸进行测量统计平均。人体结构尺寸相当多,单独为某种身体尺寸的人进行产品设计显然是非常有限的。如果可以找到测量的人体尺寸的计算公式,当输入身高时,就可以直接计算出所需的其它尺寸数值。统计资料表明:这种公式是存在的,也就是说人体测量尺寸符合统计规律。这种规律就是:人体的结构测量数据与身高、体重存在一定的关系,这种关系可以用经验公式表达。表3列出了以身高为基本参数的主要的人体尺寸经验公式。 表3 人体各部分和身高的比例(H指身高)Table 3 the various parts of the human body and the height ratio ( H refers to height )代号 项目 男 女 亚洲人 欧美人 亚洲人 欧美人1 眼高 0.993H 0.937H 0.933H 0.937H2 肩高 0.844H 0.833H 0.844H 0.833H3 肘高 0.600H 0.625H 0.600H 0.625H4 臀高 0.467H 0.458H 0.467H 0.458H5 胫骨点高 0.267H 0.313H 0.267H 0.313H6 肩宽 0.222H 0.250H 0.213H 0.200H7 前臂长 0.267H 0.250H 0.267H 0.250H8 手臂长 0.467H 0.438H 0.467H 0.438H9 坐高 0.533H 0.531H 0.533H 0.531H10 坐姿眼高 0.467H 0.458H 0.467H 0.458H11 坐姿膝高 0.267H 0.292H 0.267H 0.292H12 坐姿肩高 0.334H 0.333H 0.334H 0.333H13 坐姿肘高 0.123H 0.125H 0.123H 0.150H14 坐深 0.267H 0.275H 0.267H 0.275H人体活动空间尺寸(动态尺寸)是相对于人体静态尺寸而言的。人体静态尺寸,着眼于人体自然结构,而不考虑人的姿态与活动。人体活动空间尺寸,指人体肢体末端能够达到的三维空间范围,着眼于人的日常姿态与活动需要。人体静态尺寸参数虽然可以解决不少工业产品造型设计中有关人体尺寸的问题,但是人在操纵设备或从事某种作业时并不是静止不动的。因此,人们更关心的是以不同姿态工作时人体的手、脚能活动的范围。可及度是指在空间特定位置,通过改变手臂或腿部的方向及伸展长度,手或脚是否能够触及空间内某一物体的评价指标。常用活动尺度表的绘制,是检验可及度的主要手段,是产品设计不可或缺的重要依据之一。在日常生活和工作中,人的动作是十分丰富的,而且会由此产生许许多多活动空间尺度。比如,人的手臂可以上举、平举、侧平举、斜举,可以推、拉、伸、屈、拿、送,沿着不同的方向或角度转动;可以单臂动作、双臂动作、上臂动作、下臂动作、双臂同时动作、上下臂协调动作等等。人的手腕也可以有不少动作方向,人的手指则更为灵活。人的腿脚动作同样多不胜举。如果把人的头部、躯干与四肢协调配合起来,同时动作,其动作方向、动作幅度、动作数量,几乎可以多到无法统计,故多关节的真实人体空间尺度难以描述。1.4 人体坐姿功能尺寸 所谓产品功能尺寸是指以人体尺寸参量为基础3,考虑该产品的某项功能相对人体尺寸参量做修改的产品尺寸。国家标准规定了不同身高等级的成年人坐姿功能尺寸设计的基本条件、功能尺寸、关节功能活动角度、设计图和使用要求。主要用人体模版来设计和确定坐姿条件下的座椅、工作面、支撑面、调节配件配置是的功效学要求。进行座椅设计,不能不考虑室内特定的范围和环境。人体关节的舒适性是进行座椅设计的主要考虑因素。图2表示的是人体各关节之间的关系。图2 舒适的坐姿关节角度Figure 2 comfortable sitting posture joint angle1.5 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500mm。(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550mm。(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750mm。(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 。(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。(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240mm,厚度为100mm,头枕可调范围0-100mm。根据以上参数,绘制轿车座椅外观尺寸图,如图3所示。1.6 汽车座椅的结构设计通常来说座椅的结构模型为简化模型,在座椅结构简化模型中,座椅结构被简化成理想的桁架结构,再将其分解为细化的单元。图3座椅外观图Figure 3 the appearance of seat2 研究方案的选取2.1 综述校车座椅对于安全性、舒适性以及操作的轻便性,要求比较高,由此把座椅设计成的电动调节座椅。电动座椅是由座垫、座背、座枕、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;而机械传动部件在运行时要求有十分良好的平稳性,噪音要低。控制器的控制键钮设置在乘员操纵方便的地方,一般在座椅的扶手上面。可逆性直流电动机一般有三个以上,它们受控制器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、齿轴和齿条等。调整时,蜗杆轴在电动机的驱动下,带动蜗轮转动,从而将齿轴旋入或旋出,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。目前先进的调节机构可以调节座椅的水平移动和垂直移动,座背的角度移动和靠枕的高度移动,即所谓“六向可调式”。乘员可以根据自己的身材将座椅调整到最舒适的位置。2.2 座椅坐垫升降部分方案1:一椅座、一对分别位于该椅座两侧的椅架、一驱动构件及一被动构件。该椅座具有一本体及一对固设于该本体左右两侧的组接部;该对椅架各具有一配合该组接部的第一椅脚,该第一椅脚外缘沿其轴向设有一齿条;该驱动构件具有一固定于该椅座本体的马达,及一与该马达传动连接的主动传动件;该被动构件具有一枢设于该椅座本体上的第一轴杆,该第一轴杆与该主动传动件传动连接,于该第一轴杆两相反端分别设有一齿轮,该二齿轮分别啮合于该各第一椅脚的齿条。方案2:由蜗杆轴,蜗轮,心轴等组成。调整时,直流电动机产生的力矩带动蜗杆轴,驱动蜗轮传动,使心轴在蜗轮内旋进或旋出,带动座椅上下运动。方案3:由蜗杆轴,蜗轮,滚珠丝杠,连杆机构组成。调整时,直流电动机产生的力矩带动蜗杆轴,驱动蜗轮转动并带动滚珠丝杠转动,带动由与滚珠丝杠配合的螺母前进或后退,螺母上连接了连杆机构,连杆机构运动带动座椅的上升与下降。由于现在工业技术的成熟,汽车车身配件的完整程度,结合运动部件的可靠性和便于维修等因素。重点考虑汽车坐垫上下运动的重复性对运动机构寿命和安全要求。更结合全部运动机构设计的要求,充分利用资源,尽量采用相同的材料和类似运动设计方案,所以选择有滚珠丝杠的方案3。2.3 座椅靠背仰合系统方案的确定座椅仰合系统是指座椅靠背倾斜角度的调节,如图5所示: 图4靠背调节 Figure 4 backrest adjustment当驾驶员或乘客员按下仰合开关之后,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。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)机构简图如图6所示: 图5齿轮齿条机构Figure 5 gear rack mechanism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。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6滑块摇杆机构Figure slider rocker mechanism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。方案三:齿轮传动机构 图7齿轮传动机构Figure 7 gear transmission mechanism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。方案四:棘轮和弹簧控制无需电机。分析:棘轮传动是应用最为广泛的一种传动形式,棘轮和棘爪控制,可以间隙控制机构,而可以自动锁紧。 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,这个方案没有才有电机,节省了大量成本,采用此方案。3 机构设计3.1 电动机选择计算3.1.1 选择电动机的转速 1) 计算滚珠丝杠的转速 nw = 60V/(d)/P=600.2/(3.140.0325)=159.7 r/min 2) 计算电动机的转速由于选用蜗轮蜗杆传动,丝杠与蜗轮直接连接而蜗杆传动的单击传动比8 40所以电动机转速nd为400 20003.1.2 工作机的有效功率 1) 传动装置的总效率 蜗杆传动的效率1= 0.80 弹性联轴器的效率2= 0.99 滚动轴承的效率 3=0.99 滚动丝杠效率 4=0.95 齿啮合效率 5=0.97 总效率 =12345 = 0.800.990.990.850.97=0.723 2) 工作机的功率 Pw = FV/1000w = 30000.2/10000.95=6.3W3)电动机的输出功率Pd=Pw/=6.3/0.723=8.73W3.1.3 选择电动机型号网上查找直流12V电动机得到表4 直流电动机Table 4DC motor电动机型号 额定功率(w) 转速(r/min) 电压 转矩 转动惯量(不大于)110SZ61 150 1700 12 843 0.56110SA10HS 36 500 12 686 0.56根据以上两种可行直流电动机对比可见,在其他条件大致相同下,转速1700的电机可调及性能高,所以选择110SZ61型电动机。3.2 传动比分配由于选择的电动机转速为1700 r/min 而滚珠丝杠初定转速159.7 r/min 所以总传动比初步定为i = 10。电动机与蜗杆轴用联轴器连接,蜗轮与滚珠丝杠键连接。所以蜗轮蜗杆传动比即为总传动比 i = 10。3.3 计算各轴转速蜗杆轴与电动机转速相同 n1 = 1700 r/min滚珠丝杠与蜗轮转速相同 n2 = n1/i = 170 r/min3.4 蜗轮蜗杆设计3.4.1 选择蜗杆传动类型根据GB/T 10085-1988 推荐,采用锥面包络圆柱蜗杆(ZK蜗杆),面包络圆柱蜗杆(ZK蜗杆)这是一种非线性螺旋曲面蜗杆。它不能在车床上加工,只能在铣床上铣制并在磨床上磨削。加工时,除工件作螺旋运动外,刀具同时绕其自身的轴线作回转运动。这时,铣刀(或砂轮)回转曲面的包络面即为蜗杆的螺旋齿面,在I-I及N-N截面上的齿廓均为曲线。这种蜗杆便于磨削,蜗杆的精度较高,应用日渐广泛。3.4.2 选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度中等,由于作为汽车车内零部件,工作尺寸不大,还是可以选用45钢,因为效率高一些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为45-55HRC,蜗杆用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。3.4.3 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动设计准则,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。由公式传动中心距a. 确定作用在蜗杆上的转矩T2 按Z1=4 估取效率N=0.8 则 b. 确定载荷系数K 因工作载荷稳定。估取Kb=1选取Ka=1 Kv=1.05 则c. 确定弹性影响系数ZE 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故d. 确定接触系数ZP 先假定蜗杆分度圆直径d,和传动中心距a的比值d/a=0.5 查得Zp=2.6e. 确定许用接触应力H 根据涡轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造,蜗杆螺旋齿面硬度大于45HRC。查得蜗轮的基本许用运力H=268MPa 应力循环次数寿命系数则f. 计算中心距 取中心距A=40.2mm ,因i=10 ,取m=2蜗杆分度圆直径d1=22.4mm . 这时查得接触系数Zp=2.57 因为 ZpZp 所此以上计算结果可用3.4.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸a. 蜗杆 轴向齿距P=6.28mm,直径系数q=11.2,齿顶圆直径d1=30.4mm,齿根圆直径df=20.4mm,分度圆导程角 蜗杆轴向齿厚Sa=3.14mmb. 蜗轮 蜗轮齿数Z2=39,变位系数x2=0 验算传动比 这时行动比误差为 (10-9.75)/10=2.5% 是允许的 蜗轮分度圆直径 蜗轮喉圆直径 蜗轮齿根圆直径 蜗轮咽喉母圆半径3.4.5 校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数 根据X2=0,Zv2=33.52 . 查得齿型系数Yfa2=2.53 螺旋角系数 许用弯曲应力,查得由ZCuSn10P1制造蜗轮基本许用弯曲应力F=56MPa 寿命系数 F=560.536MPa=30.24Mpa3.4.6 验算效率 已知 相对滑动速度Vs有关 用插值法查得 Fo=0.0204 ,Xv=1.1687.代入式中得N=0.86, 大于原估计值,因此不用重算.3.4.7 精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到设计的蜗杆传动是动力传动,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,侧隙种类为F,标注为8F GB/T10089-1998.然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度,此处从略。蜗杆支承轴承设计:考虑设计和生产的经济与便利性。决定所有移动调节蜗轮,蜗杆支承均采用相同的标准。根据工作条件决定选用深沟球轴承。轴承转速n=1700,轴承内径d=15,预期寿命5000h。a. 求比值深沟球轴承最小e值为0.22b. 计算当量动载荷PP=Fp(XFr+YFa)选取Fp=1.2 X=1 Y=0 P=1003c. 选取轴承 选取6002 此轴承动载荷5580N,静载荷2850Nd. 验算轴承的寿命 所以可选6002轴承,验算从略。3.5 滚珠丝杠设计3.5.1 选择滚珠丝杠型号及其工作条件选择型号为CBF2D3206的外插管埋入式滚珠丝杠丝杠直径d0=32mm ,螺距p=6mm ,lmin=50mm,Lmax=200mm,支轴距L=400mm汽车座椅及可能承重的最大负重总和W=3000N,静摩擦力F0=30000.2=600N,最大轴向负荷Famax=1000N 要求脉冲当量 =0.01。加速时间tn=25m/s,最大进给速度Vmax=11im/min定位精度 0.015Vmm。3.5.2 降速比计算由前面的蜗杆设计已知降速比为103.5.3 惯量计算3.5.4 电动机力矩计算3.5.5 刚度计算滚珠丝杠两端轴向支承,计算公式为 按近似估算,将丝杠本身的拉压刚度K0乘以1/3来作力丝杠螺母的传动刚度K。即3.5.6 反向死区 不能满足单脉冲进给要求。3.5.7 传动刚度变化引起的定位误差 可以满足座椅定位精度。3.6 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8 棘轮齿形的确定Figure 8 ratchet tooth shape determination如图8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 (5)式中,由(1)式可求得锯齿:45号钢,正火处理,齿面硬度217255HBS;如图8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 (6)式中,由(1)式可求得 (7)由此可确定棘轮齿面长度及倾斜角为 (8) (9)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: (10)其中, (11)4) 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9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: (12)图9 棘爪的确定Figure 9 pawl determination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9所示虚线位置,此时 (13)棘爪顶部进入棘轮齿槽后(如图9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 (14)其中图10 棘爪外形尺寸的确定Figure 10 pawl shape size determination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。5) 棘爪外形尺寸的确定如图10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10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: (15) (16)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11 棘轮机构Figure 11 ratchet mechanism5) 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(如图11所示)。3.9.4 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 ; (17)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: (18) (19)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: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
收藏