豪华轿车后排座椅

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西南交通大学本科毕业设计（论文）豪华轿车后排座椅设计年级：2009级学号：20097541姓名：王峰专业：工程机械指导老师：杨大治老师2013年06月 院系机械工程系专业机械设计制造及其自动化（工程机械）年级2009级姓名王峰题目豪华轿车后排座椅设计指导教师：杨大治老师评语指导教师(签章)评阅人评语评阅人(签章)成绩答辩委员会主任(签章)年月日 毕业设计（论文）任务书班级2009级工程机械学生姓名王峰学号20097541发题日期：2013年2月25日完成日期：2013年6月14日题目豪华轿车后排座椅设计1、本论文的目的、意义毕业设计是对学生四年学习生涯的一次总结，它以点带线，以线带面地将整个大学四年的知识体系贯穿始终，使学生在做毕业设计的过程中，能进一步掌握和巩固所学基础理论、基本技能和专业知识，并在科学实践中丰富和完善所学的理论知识。该毕业设计是一个豪华轿车后排座椅设计课题，有较强的实用价值。多功能的座椅对于提高汽车乘员乘坐舒适性，降低疲劳感，提供更多样的功能需求有着很重要的作用。本设计要求学生能运用所学知识，独立设计出适合豪华轿车使用的后排座椅，该同学的设计侧重点在后排座椅机构机械及动力装置的选型、结构参数的计算和校核。通过本次毕业设计，要培养和锻炼学生独立工作、独立思考和综合运用已学知识解决实际问题的能力，尤其注重培养学生的创新精神和实践能力。另外，通过本次毕业设计，将使该生掌握撰写毕业论文的一般步骤及其方法。同时也培养学生文档编辑、文字表达、文献查阅、计算机应用、工具书使用等基本工作实践能力，不仅锻炼学生在遇到困难时冷静分析，独立思考及解决问题的能力，而且培养学生和同学之间相互讨论，相互学习的良好习惯。2、学生应完成的任务（1）、完成毕业设计选题报告，用中文和外文写出的毕业设计论文摘要；（2）、完成豪华轿车后排座椅设计中所需要的设计计算，满足后排座椅的多向调节功能，完成对所得结构参数的校核；（3）、绘出后排座椅机构总体装配图和零件图（两张零号图纸的工作量）；（4）、完成毕业设计说明书的撰写，不少于12000字。3、论文各部分内容及时间分配：（共16周） 第一部分整体构思，收集查阅资料，调研(2周)第二部分确定总成结构形式(3周)第三部分计算结构主要技术、性能参数(4周)第四部分绘制各零件图和总成图(4周)第五部分毕业论文撰写、装订(2周)评阅及答辩(1周)备注参考文献[1]王望予.《汽车设计》.北京：机械工业出版社，2004[2]陈家瑞.《汽车构造》.北京：人民交通出版社，2003[3]王积伟.《液气压传动与控制》.北京：机械工业出版社2000[4]龚微寒.《汽车现代设计制造》.北京：人民交通出版社，1995　　相关类型汽车资料、数据及参数等。　　　　　　指导教师：2013年2月25日审批人：年月日 摘要随着国民经济的高速发展，轿车已成为当前非常重要的交通工具之一。我国的汽车工业起步较晚，技术的相对滞后和自主研发能力薄弱等长期存在的问题仍未得到根本解决。轿车座椅是轿车的重要组成部分，它直接影响着人们对轿车的第一感受，随着人们生活水平的提高，科技的发展，人们对生活品质也提出了更高的要求，传统手动调节的轿车座椅已不能满足人民的期望。产品设计者应在设计产品的时候能充分将人的因素、产品使用的环境因素等科学合理的融入到产品的设计之中。利用人机工程学设计出更安全可靠舒适的轿车座椅。首先查找轿车座椅重要部件的设计要求，对座椅的设计有总体的了解，然后查找了人的基本尺寸和坐姿的生理特征，通过人机工程学，充分考虑舒适性和安全性的情况下，初步确定了座椅的主要尺寸和重要结构。座椅底部设计成一个滑槽，并有滚珠来减小摩擦。动力的传递采用螺杆的形式，螺杆有很好的自锁性，可不用额外的锁止机构，这样能使靠背的结构简单，结构紧凑，重量减轻，节约成本。高度调节机构采用两根钢杆X形铰接的形式。动力的传递也是采用螺杆传动。靠背角度的调节采用2K-H型一齿差行星传动的形式，这种结构具有反方向自锁的特性，能很好的让靠背锁止。结构和尺寸确定后用三维建模软件PRO/E画出骨架，并进行运动仿真。然后利用CAD画出主要零件图和装配图。最后对座椅的关键部件靠背做受力分析，保证座椅的安全性。关键词：汽车座椅，结构设计，PRO/E，CAD，人机工程学 AbstractWiththerapiddevelopmentofthenationaleconomy,thecarhasbecomeaveryimportantmeansoftransport.China'sautomobileindustrystartedlate,technologyislaggingbehindandtheweakcapacityofindependentresearchanddevelopmentandotherlong-standingproblemsremaintobesolved.Carseatsareanimportantpartofthecar,ithasadirectimpactonpeople'sfirstexperienceonthecar,aspeople'slivingstandardsimprove,thedevelopmentoftechnology,people'squalityoflifeisalsoputforwardhigherrequirements,thetraditionalmanualadjustmentcarseatcannotmeetpeople'sexpectations.Productdesignersshoulddesigntheproductwhenfullyhumanfactors,environmentalfactorssuchasuseoftheproductintoascientificandreasonableproductdesign.Useofergonomicdesignmoresecureandcomfortablecarseat.First,findacarseatindividualsimportantpartsofthedesignrequirements,thedesignoftheseatthereisageneralunderstanding,andthenfindthebasicdimensionsofhumanphysiologicalcharacteristicsandsittingthroughergonomics,givefullconsiderationtocomfortandsafetythecaseofthemainseatinitiallyidentifiedandimportantstructuraldimensions.Designedasachuteatthebottomoftheseat,andaballbearingtoreducefriction.Thetransmissionpowerusedintheformofthescrew,thescrewhasagoodself-locking,cannoadditionallockingmechanism,somakethebackreststructureissimple,compact,weight,andcostsavings.HeightadjustingmechanismusestwosteelintheformofanX-shapedhinge.Powertransmissionalsousesscrewdrive.Backrestangleadjustmentusing2K-Htypeonetoothdifferenceplanetarytransmissionform,thisstructurehasaself-lockingfeatureoppositedirection,sothatthebackrestcanbeagoodlock.Structure,andsizedeterminedindividualsusingthree-dimensionalmodelingsoftwarePRO/Edrawskeletonandmotionsimulation.ThendrawthemainpartswithCADdrawingsandassemblydrawings.Finally,thekeycomponentsoftheseatbackrestmakemechanicalanalysis,toensurethesafetyoftheseat.Keywords:CarSeats,StructuralDesign,PRO/E,CAD,Ergonomics 目录第1章绪论11.1本毕业设计的研究意义和内容11.2轿车座椅的相关介绍11.2.1轿车座椅的作用11.2.2轿车座椅的设计要求21.2.3轿车座椅的组成21.2.3轿车座椅分类31.2.4轿车座椅的研究现状和发展趋势3第2章轿车座椅理论研究与设计基础52.1人机工程学在轿车座椅设计中的应用52.2轿车外形尺寸参数的确定62.2.1人体静态尺寸62.2.2人体H点位置的确定72.2.3轿车座椅尺寸82.2.4轿车座椅R点的确定8第3章轿车后排座椅骨架设计93.1豪华轿车后排座椅主要结构尺寸93.2豪华轿车后排座椅调节机构的设计和计算143.2.1前后调节机构的结构设计143.2.2高度调节机构的原理和相关计算163.2.3靠背角度调节机构的原理及自锁性分析213.2.4驱动电机的选型分析283.3豪华轿车后排座椅电路设计293.4豪华轿车后排座椅的装配过程30第4章座椅骨架的强度分析344.1有限元分析在座椅安全方面的应用344.2轿车座椅的强度要求344.2.1轿车座椅的静强度34 4.2.2轿车座椅的冲击强度354.2.3轿车座椅的疲劳强度364.2.4轿车座椅靠背的静强度分析36结论40致谢41参考文献42 第1章绪论1.1本毕业设计的研究意义和内容轿车座椅是轿车非常重要的组成部分，它影响着人们对轿车的第一感受。一把座椅的质量品味很大一部分能体现出这辆车的品质。轿车座椅在保证人员安全的前提下，还必须要保证调节的可靠性、方便性，以及乘坐的舒适性。轿车座椅是伴随着轿车的发展而发展的。从传统的手动调节座椅已逐步过渡到电动调节座椅。现在汽车已不仅仅是代步工具，人们越来越享受驾驶所带来的乐趣，轿车座椅必须要跟得上时代的潮流。轿车座椅现在已全面的向数字化设计、制造、生产方式转化。这既节约了时间又节约了成本。本课题的主要内容是设计出一个安全、舒适、人性化的轿车后排座椅。首先查找了相关资料，包括人体工程学等。再确定座椅调节的机构，并用三维软件将座椅机构的模型画出来，并进行仿真。选取各个零件的材料，用有限元分析软件分析重要部件靠背。然后用CAD绘制出装配图和部分零件图。本课题的内容可以归纳为以下几个方面：⑴查找与轿车座椅和人体尺寸相关的资料。⑵确定座椅的结构尺寸。⑶绘制座椅骨架的三维模型和仿真。⑷对靠背进行有限元受力分析。⑸绘制装配图和部分零件图的CAD图。1.2轿车座椅的相关介绍1.2.1轿车座椅的作用轿车座椅将人体与车体联系在一起，是轿车非常重要的组成部分。轿车后排座椅的一大作用是为乘员提供良好的支撑和合理的体压分布。保证在轿车行驶过程中保证人体的平稳。另一个作用是为乘员提供良好舒适的乘坐环境。现在豪华轿车的各种人性化装置能最大限度的减小轿车在凹凸不平的路面行驶时 的震动等各种不舒适感。让乘员能够享受在轿车中的生活。第三个作用是保护乘员的安全。在轿车收到冲击时靠枕能很好的保护乘员的头部和颈部。总之就是轿车座椅在保证乘员安全的前提下能够给乘员舒适的环境。1.2.2轿车座椅的设计要求轿车座椅设计原则是：座椅尺寸与就座者人体测量尺寸相适宜，并可以调节；座椅能使就座者有舒适的坐姿，座椅靠背和尺寸能给予就座者腰部充分的支撑，使脊柱接近于正常自然弯曲的状态；座椅能支持就座者的正确体味且能使就座者保持稳定；座椅能使就座者灵活平稳变换坐姿，进行体态自动调节。具体设计时，需要考虑一下几点：1、座椅结构形式应尽可能适应坐姿的各种活动要求，使就座者保持身体舒适稳定并且能进行准确的控制盒操作。2、座椅可调节的部分的结构必须易于调节，保证在使用过程中已调节好的位置不会改变并不得松动。3、座椅应有足够的强度和刚度，寿命长。并能在发生事故时尽量减少乘员的受伤程度，即具有足够的座椅安全性。4、制造工艺简单，质量小，成本低。5、外形及色彩美观大方，与车身内饰及整车外观协调。6、座椅布置及性能应符合车辆用途及总体设计要求。1.2.3轿车座椅的组成为了实现座椅位置的调节，普通电动座椅包括若干个双向电机、传动装置和控制电路3个主要部分。双向直流电机产生动力，传动装置可以把动力传至座椅，通过控制开关实现座椅不同位置的调节。（l）电机电动座椅中使用的电机一般为永磁式双向直流电动机。它通过控制开关来改变流经电机内部的电流方向，从而实现转动方向的改变。（2）传动装置电动座椅的传动装置主要包括变速器、螺杆传动、及齿轮传动机构等。变速器的作用是降速增扭。电动机轴分别与变速箱 相连，动力经过变速器的降速增扭以后，从变速器的输出轴输出，变速器的输出轴与螺杆相连，最终螺杆传动带动座椅支架产生位移。（3）控制电路控制电路控制电动座椅包括滑动电机、垂直电动机、倾斜电动机，可以实现座椅的前后移动、高度调节、靠背倾斜程度调节、头枕高度调节。1.2.3轿车座椅分类轿车座椅可分为手动调节式和电动调节式。电动座椅按电机数量又可大致分为以下几种：（1）单电动机式单电动机式只能对电动座椅的前后两个方向进行调整。（2）双电动机式双电动机式可以对电动座椅的4个方向进行调整，前后两个方向的位置可以移动，其高低也可以进行调整。（3）三电动机式三电动机式可以对电动座椅的6个方向进行调整，即不仅能向前后两个方向移动，还可分别对座椅的前部和后部的高低进行调整。（4）四电动机式四电动机式的调整功能除了具有以上三电动机式的调整功能以外，还可对靠背的倾斜度进行调整。电动座椅装用的电动机最多可达8个，除了保证上述基本运动外，还可对头枕高度、座椅长度和扶手的位置进行调整。1.2.4轿车座椅的研究现状和发展趋势自轿车诞生开始国外就着手研究轿车座椅了，经历了一百多年的历史，和座椅有关的安全标准和法规已经非常健全。早在上世纪60年代，国外很多国家已开发国家或行业内保证性能的各种汽车座椅安全法规和标准，如美国联邦机动车辆实施安全法规（FMVSS）和商业设备制造商协会（BIFMA）的非强制性法规，并开发了多种特殊的测试设备。我国的座位安全法规和标准是参考国外的规则制定的。从国外汽车座椅调研情况看，由于中国轿车行业起步很晚，导致了相对落后的座位设计研究。落后的设计方法是阻碍我国座椅发展的重要因素。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。目前轿车座椅在国际上向电动座椅、悬挂座椅、记忆座椅、轻量型座椅、安全座椅、等方向发展。第2章轿车座椅理论研究与设计基础2.1人机工程学在轿车座椅设计中的应用 舒适的坐姿使人体重量分布合理。，大腿近似成水平状态，两组自然着地，上臂不负身体重量，肌肉放松，操作时躯干稳定，变换坐姿轻松方便。坐姿状态下，脊柱、骨盆、腿和脚支撑着身体。脊柱由椎骨、骸骨、尾骨组成，是人体的主要支柱，如图2-1所示，椎骨从上到下分为颈椎(共7节)、胸椎(共12节)、腰椎(共5节)三部分，软骨组织和韧带联系着两节椎骨，这样人体可以进行屈伸、侧屈和扭转动作等活动。胸腔由肋椎与肋骨构成，头部由颈椎支撑，人体在坐姿状态下的主要负荷由椎间盘，腰椎、骸骨和承担。图2-1人的脊椎构造图2-2人在不同状态下腰椎弯曲形状图2-2为人体在各种不同姿势下的腰椎弯曲形状。曲线B表示人体松弛侧卧时，脊柱呈自然弯曲状态;曲线C是最接近人体脊柱自然弯曲状态的坐姿;曲线万是当人体的躯干与大腿的夹角呈90°时情形，此时脊柱严重变形，椎间盘上的压力不能正常分布。因此，欲使坐姿能形成接近正常的脊柱自然弯曲形态，躯干与大腿之间必须有大约135°的夹角，并且座椅的设计应使坐者的腰部有适当的支撑，以便腰曲弧形自然弯曲，腰背肌肉处于放松状态。图2-2为身体在不同姿势下腰椎弯曲的形状。曲线B代表侧卧时脊柱自然弯曲;曲线C是最接近自然状态下脊椎弯曲的坐姿;曲线G是当大腿和人体的躯干角度为90°时，严重的脊柱变形使椎间盘上的压力不正常分布。所以，当躯干和大腿必须有一个角度约135°时，坐姿下人体脊柱能呈现很自然的状态。人坐着时，座椅支承着大腿和上身的重量。骨盆下的两块圆骨，称作坐骨结节，如图2-3所示。坐姿状态下，坐骨结节处承担着大部分臀部压力，由内而外压力减小。图2-3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。但是，如果座面是斗形的，则弯曲的座面会使股骨趋于向上转动(箭头所示) 而受载，造成盟邦肌肉承受反常的压迫，从而引起不舒适感。故需注意避免采用斗形座面。当人长时间坐在一个位置不动而出现肌肉紧张时，稍稍转换身体位置可以促进生物电的活动。图2-3股骨正常位置2.2轿车外形尺寸参数的确定2.2.1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GB10000-88《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。根据相关统计数据，列出了如下我国人体基本尺寸男（18-60岁）第95百分位以及女（18-55岁）第5百分位相关数值，见表2-6：表2-6我国人体基本尺寸尺寸名称尺寸数据（mm）男女坐高958809坐姿劲椎点高641518 坐深494401最大肩宽469363坐姿臀宽355310小腿加足高4483422.2.2人体H点位置的确定人体躯干与大腿相连的交接点，即胯点，定义为H点（图2-7）。三维人体模型用于确定轿车车身中人体H点的位置，这一办法已被许多国家的汽车设计机构采用。而且已制定出国际标准ISO6549：1999《道路车辆H点和R点（臀）测定的程序》。我国也制定了相应的国家标准GB/B11559—1989《汽车室内尺寸测量用三维H带你装置》和GB/B11563—1989《汽车H点确定程序》。大腿杆、座板、背板、和头部空间探测杆等组成模型，各个构件的质量、尺寸以及质心的位置都是以人体的测量数据为根据。座板是仿照人体大腿和臀部，背板仿照成年男子的平均背部。座板和背板的轮廓线是人体背部和臀部轮廓线形状的统计平均值描述。模型的座板与背板相当于在人体胯关节处用转动副相铰接。转动副中心线的左右两侧对称地表有两个H点标记。图2-7三维人体模型 2.2.3轿车座椅尺寸乘员座椅的尺寸设计由三个方面构成：椅面的高度，宽度和深度；靠背的高度，宽度和倾角。1、椅面高度。椅面高度应该保持乘员大腿几乎水平，小腿自然竖直，脚掌水平的放在地面上。所以，可取360~480mm。2、椅面宽度。适当宽一些方便就座者变换姿势。一般可取370~420mm。3、椅面深度。坐深不宜过长，以让背部能靠在靠背上，可取550mm。4、靠背高度和宽度。后排座椅采用高靠背，高度可取750mm，宽度可取500mm。5、靠背倾角。从保持脊柱的正常自然形态，可取95°~115°。2.2.4轿车座椅R点的确定“R”点指制造厂规定的设计H点，为“乘坐基准点”，该点:1、在考虑了所有的座椅可能调节状态，确定了座椅的乘坐位置。2、具有相对于所设计的车辆的结构建立的坐标。3、模拟人体躯干和大腿铰接中心位置。4、作为安放二维人体样板的参考点。根据轿车座椅R点确定的经验和推荐值，轿车驾驶员座椅R点为距离靠背基准面135mm、距离作为基准面97mm的一点。第3章轿车后排座椅骨架设计轿车座椅骨架主要分三种：管式骨架、合金铸造骨架和钢质冲压骨架。钢制冲压骨架配置灵活，可安装较多的功能。根据轿车的生产成本和设备能力，本设计选钢制冲压骨架。3.1豪华轿车后排座椅主要结构尺寸（a）、靠背结构尺寸及力学分析靠背的设计应符合人体背部曲线，防止乘员侧移，给人体后背足够的支撑，当发生意外急刹车造成较大冲击的时候能够保护人体不受伤害，强度刚度应能保证冲击下结构不被破坏。靠背采用Q215-A冲压薄板。 图3-1靠背在ECE-R17中对靠背静强度的规定是对座椅靠背施加相对于座椅参考点R点，大小为530N·m的载荷，座椅应能承受以上载荷，试验后及试验中，座椅骨架、座椅固定点及位移系统、调节系统或锁止系统不得失效。根据轿车座椅R点确定的经验和推荐值，轿车驾驶员座椅R点为距离靠背基准面135mm、距离座位基准面97mm的一点。假设人体背部作用于靠背的力集中于靠背中央。图3-2是靠背受力分析的数学模型。 图3-2靠背受力分析=97mm，=135mm，=311mm。，当α减小时，OD长度增加，而力矩M不变，所以F减小。同时，β角度变大，变小，所以减小。故α=时，F对靠背垂直方向的力最大。当α=时，座椅靠背的剪力图如图3-3。 图3-3剪力图座椅靠背的弯矩图如图3-4。图3-4弯矩图（b）、座椅底座侧板的机构尺寸及力学分析座椅底座侧板通过调角器和靠背相连。一般侧板的左右面通过钢杆相接保证侧板的总体性。侧板下面与座椅高度调节机构相连接。侧板材料选Q275钢板。图3-5,图3-6是侧板出去海绵蒙皮后的尺寸。 图3-5侧板右视图图3-6侧板主视图当人坐在座椅上且背部没有靠在靠背上时座面的压力最大，假设这个人的体重200KG，对座面的压力F为垂直座面方向，大小为1960N。座面某一侧侧板受力图如图3-7。图3-7侧板受力图 座面侧板的剪力图如下。图3-8侧板剪力图座面侧板中间处弯矩图最大。设其为M，则M=。弯矩图如下。图3-9侧板弯矩图最左端和中间的截面如图3-10。 图3-10截面图其中b=0.005m，h=0.06m。由于底座侧板的最左端弯矩为0，中间剪力为0，所以相当应力即为最左端的最大切应力和中间的最大正应力。3.2豪华轿车后排座椅调节机构的设计和计算3.2.1前后调节机构的结构设计前后调节机构的材料选用Q275钢 前后调节机构是一种水平调节。竖直支撑板在导轨内滑动。导轨内开有两段圆弧槽，里面有球体滚珠，以减小竖直支撑板滑动时的摩擦力。竖直支撑板在导轨内的滑动用螺杆传递动力。螺杆本身是有自锁功能的，所以竖直支撑板不需要额外的锁止机构。图3-11图3-12为前后调节机构结构图。前后调节范围为0~±105mm。图3-11前后调节机构图图3-12局部视图 3.2.2高度调节机构的原理和相关计算（1）高度调节机构的结构形式和工作原理高度调节机构的材料用45号钢。高度调节机构主要由两根杆件通过X型铰接而成。杆件一端上下分别和侧板以及滑槽支撑板相铰接。另一端分别在侧板和滑槽支撑板的滑槽里滑动，当电机通过螺杆驱动杆件一端在滑槽里滑动时即可完成座椅的高度调节。螺杆传动具有自锁性，同理，高度调节机构亦不需要额外的锁止机构。图3-13图3-14为高度调节机构的结构图。图3-13高度调节机构图 图3-14高度调节机构局部视图（2）调节范围和X形杆件受力的计算为了计算的方便，这里把支撑杆简化成直线。图3-15中AC、BF、EC、BG为支撑杆。支撑杆长度为496.5mm。当座椅座面最低时，支撑杆位置为图中AC、BF，此时支撑杆高度为BC。BC===80mm当座椅座面最高时，支撑杆AC滑动到ED位置。而BF则抬升到BG位置。此时，支撑杆高度为BD。BD====180mmBD-BC=180-80=100mm故，高度调节机构的高度调节范围为0~100mm。 图3-15高度调节简化图两根X形杆件受到座面侧板给的竖直向下的力，当座面出于最低端时，杆件受力最大，去座面在最低端时做受力分析，整体受力图如图3-16。图3-16支撑杆受力图两根杆受力对称，只要分析一根就可以了，取出其中一根做受力分析，受力图如图3-17。图3-17单个支撑杆受力图 与杆件的夹角α=由受力平衡可得由力矩平衡可得由上文分析可知，。所以可得由于弯矩和剪力和轴向力无关，所以把上图中的所有力分解成垂直于杆件的力和重合于杆件的力，而忽视与杆件重合的力，如图3-18。图3-18支撑杆件的剪力图3-19图3-20。 图3-19支撑杆剪力图支撑杆件的弯矩图如下图3-20支撑杆弯矩图支撑杆的截面如图3-21。图3-21支撑杆截面其中，b=0.005，h=0.014m。 在支撑杆的中间既有最大剪力又有最大弯矩，所以用第三强度理论对支撑杆的中间做强度校核。3.2.3靠背角度调节机构的原理及自锁性分析1．靠背角度调节机构的原理本毕业设计中调角器采用2K-H型一齿差行星传动的形式。角度调节机构包括：定轴齿轮、行星轮、外侧上板、外侧下板组成。其中，外侧上板焊接与靠背侧板下端，外侧下板用螺栓螺母固定于底座侧板。外侧上下板均采用08F钢板。图3-22是调角器的传动简图：图3-22调角器传动简图=20，=19，=24，=25。齿轮a与外侧上板固连，齿轮b与外侧下板固连。g 1-g2为双联行星齿轮，H为转臂。行星轮g1与内齿轮a啮合，行星轮g2与内齿轮b啮合。转动转臂H时，双联行星轮随之转动，从而使定轴齿轮a转动，带动靠背转动。而不转动转臂H时，与靠背相固结的定轴齿轮a受到外力时，由于自锁而不能转动，从而实现靠背的锁止功能。2．调角器的自锁性分析（1）平面周转轮系的传动比的计算平面周转轮系的传动比计算不同于定轴轮系。平面周转轮系的传动比计算普遍采用“转化机构”法。这种方法的基本思想是：假想把周转轮系转化成一个虚拟的定轴轮系，借用定轴轮系的传动比计算公式来求解周转轮系中有关构件的转速和传动比。以图3-23周转轮系为例。设轮系中各齿轮及转臂的转速分别为。现在将周转轮系转化为定轴轮系。为此，假想将每个构件加一个和转臂H的转速大小相等方向相反的公共转速-，此时，转臂H的转速为-=0，转臂静止不动，周转轮系即变成定轴轮系。这个转化而来的定轴轮系为周转轮系的转化机构。图3-23定轴轮系传动简图由相对运动可知，将周转轮系的每个构件加一个公共转速-后，轮系中的各个构件的相对运动规律并未改变。在转化机构中，转臂H的转速为0，所以转化机构中各构件的转速就是周转轮系各构件相对于转臂H的转速。在周转轮系中各构件相对于转臂H的转速见表3-24： 表3-24构件转速转化表构件原转速转化机构中转速1=-2=-3=-H=-=0此时就可以用定轴轮系的公式来计算周转轮系的传动比，轮系的转化机构传动比的计算公式：表示转化机构的传动比。其中“-”表示在转化机构中转向与原方向相反。把上式推广到一般形式，设轮系中任意两轮1、k的转速分别为,则其在转化机构中传动比为其中，m为周转轮系中从动轮1到k之间外啮合齿轮的对数。（2）轮系的效率齿廓啮合传动时，齿面引起的功率损失取决于齿面间的法向压力、摩擦系数和齿面间的相对滑动速度。而周转轮系的转化结构和原周转轮系相比，两者的差别仅在于给整个机构附加了一个公共的角速度。各对齿廓间的相对滑动速度没有变，摩擦系数也不会发生变化。只要周转轮系中作用的外力矩和其转化机构中所作用的外力矩相等，则齿面间的法向压力也不会变。这说明只要使周转轮系和其转化机构上作用有相同的外力矩，则由齿轮啮合而引起的摩擦损耗功率不变。现在以下图3-25，2K-H行星轮系为例说明。 图3-252K-H行星轮系设中心轮1和系杆H为受有外力矩的两个转动构件。中心轮1的角速度为，作用于其上的外力矩为；系杆的角速度为。则齿轮1传递的功率为=在其转化机构中，因齿轮1的角速度为，所以在外力矩保持不变的情况下，齿轮1所传递的效率为=（）由（a）式可知，当,即或时，和同号，这说明在行星轮系和其转化机构中，齿轮1主动或被动地位不变，即，若齿轮1在行星轮系中为主动轮，则其转化机构中认为主动轮，反之亦然。当，即时，和异号，这表明在行星轮系和其转化机构中，齿轮1的主从动地位发生变化，即假如齿轮1原位主动轮，则在转化机构中变成从动轮；反之亦然。 下面分两张情况讨论。(A)在行星轮系中，中心轮1为主动件，系杆H为从动(a)或时，齿轮1在转化机构中认为主动件。此时，转化机构的输入功率为=（）。用表示其摩擦损耗功率，则转化机构的效率，所以：（b）在外力矩相同的情况下上述转化机构中的摩擦损耗功率即为行星轮系中的摩擦损耗功率。行星轮系中主动中心轮1输入功率为=，所以当中心轮1为主动，系杆H为从动是，轮系的功率为把（b）带入上式中（b）时，齿轮1在转化机构中变为从动轮，此时在转化机构中从动轮1上的输出功率为=（），此时机构的输入功率等于输出功率和摩擦损耗功率的和，所以转化机构的效率为此时在转化机构中齿轮1为输出件，和方向相反，所以输出功率 为负值，因此此时摩擦损耗功率也为负值。由于效率计算公式中，摩擦损耗功率均用其绝对值，所以要把上式的负值改为正值主动中心轮1的输入功率为=，因此，此时行星轮系的效率依旧可以表示为把（c）式代入上式可得(B)在行星轮系中，中心轮1为从动，系杆H为主动此时依旧有两种可能的情况：(a)或时，齿轮1在转化机构中认为从动轮。由于在转化机构中中心轮1为从动轮，所以可以按照第一大类中的第二种情况来算其摩擦损耗功率因为在行星轮系中中心轮1是从动件，所以它的输出功率为负值的=，所以行星轮系的效率为将（d）式代入上式可得(b)时，齿轮1在转化机构中变成主动轮，因为齿轮1在转化机构中是主动轮，所以可以按照第一大类中情况1开求其摩擦损耗功率 由于在此行星轮系中中心轮1为从动轮，所以其输出功率为负值的=，所以行星轮系的效率为把（e）式代入上式可得综合上面分析可知行星轮系的效率是其传动比的函数，具体的计算公式因主动件的不同而异。计算式一般取0.9。本毕业设计中，其转化机构的传动比计算如下由于，可得由此得当转臂H为主动件时，由于，所以此时传动效率为正值，不会发生自锁。当齿轮a为主动件时，由于，所以 此时传动效率为负值，轮系将发生自锁。所以当靠背受到外力时，由于轮系的自锁，靠背将不会发生转动。3.2.4驱动电机的选型分析电机采用永磁式双向直流电机，通过改变电流方向，使某一电动机按所需的方向运转，以达到调整座椅的目的。(1)座椅水平调节电机假设人和电机总重量为180KG，则滑槽内滚珠上方所受压力为滚动摩擦系数μ=0.05则摩擦力f可由下式求出座椅水平调节速度V=0.02所需水平电机的功率为P考虑到还有其他的摩擦损失，变速箱功率损失以及螺杆传递的功率损失水平调节电机的额定功率取4W，额定电压为12V，型号F009。(2)座椅高度调节电机图3-26支撑杆受力图由上文分析知 。座椅两侧对称，所以电机推动支撑杆件运动的力综合。当支撑杆水平移动27.3mm时，座面调高了100mm。所以当座面调高的速度为0.02时，支撑杆的速度。所以高度调节电机的功率P计算如下由于螺杆传递减速箱和其他的功率损失，座椅高度调节电机的额定功率可选100W，额定电压为12V，型号F012。(3)座椅靠背调节电机在ECE-R17中对靠背静强度的规定是对座椅靠背施加相对于座椅参考点R点，大小为530N·m的载荷。靠背角度调节速度为ω设靠背每天转18则靠背电机功率为P考虑到调角器和其他的功率损失，靠背调节电机额定功率可选250W，额定电压为12V，型号为F110。3.3豪华轿车后排座椅电路设计 图3-27座椅电路图以靠背电机的调节为例如图3-27。当开关1拨向左边时，电流从电机左侧流入，右侧流出，电机正转，而当开关2拨向左边时，电流从电机的右侧流入，左侧流出，电机反转。这样就可以实现电机的正反转从而调节靠背的角度。高度调节电机和水平调节电机原理亦如上分析。3.4豪华轿车后排座椅的装配过程根据本章节的设计计算，利用PRO/E进行建模，装配过程如下： 图3-28座椅总成图 第4章座椅骨架的强度分析4.1有限元分析在座椅安全方面的应用研究汽车座椅安全性方面的方法很多。早期设计师们在实验室中模拟汽车的各种车况和碰撞等情况来分析座椅的安全性。虽然比较成功，也很靠谱，但是这样的方法耗资巨大，实验周期长，经济成本和时间成本都比较高。随着计算机的蓬勃发张，有限元分析逐渐代替了传统的实验室分析。最早采用的座椅安全性研究采用的方法是碰撞试验，但是碰撞试验需要耗费太多的经济成本和时间成本，每一次修改设计的周期变得非常长。随着计算机模拟计算的高速应用和发展，模拟计算方法逐步被设计人员重视。4.2轿车座椅的强度要求轿车对座椅的强度要求很高，它直接影响着乘员的安全。在轿车行驶过程中，车辆要经历各种复杂路况的考验，座椅也就受到很复杂的作用力。在急刹车以及发生碰撞时还有强烈的冲击荷载。在轿车发生撞击时，座椅受到冲击荷载应不能发生严重的变形，甚至断裂等情况。轿车座椅还必须要有足够的使用寿命。轿车座椅的强度可分为静强度，冲击强度和疲劳强度。座椅的静强度是影响座椅安全性舒适性很重要的因素。4.2.1轿车座椅的静强度美国是最早研究汽车被动安全性的国家。对于座椅总成静强度，FMVSS207中规定在座椅总成质心处水平向前、向后对其施加20倍座椅总质量的载荷时，座椅应能承受以上载荷。对于座椅总成，GB15083---1994中规定:通过座椅质心,分别沿水平向前和向后各施加相当于座椅总成重量20倍的力，座椅总成与车身本体不得分离。对于可调式座椅，调节装置在试验中能使座椅保持原调节位置，在试验后允许失去调节能力。在FMVSS-207法规中对靠背静强度规定中，对座椅靠背施加相对于座椅参考点R点，大小为372N·m的载荷时，座椅应能承受以上载荷。其它法规规定虽然 与之有一定差别，但中心思想是一致的；在ECE-R17中对靠背静强度的规定是对座椅靠背施加相对于座椅参考点R点，大小为530N·m的载荷，座椅必须能承受以上载荷，试验后及试验中，座椅骨架、座椅固定点、调节系统、锁止系统和位移系统不能失效。我国也根据本国实际情况，制定了座椅靠背静强度法规，在GB15083-1994中作了如下规定，对座椅靠背施加相对于座椅参考点R点，大小为373N·m的载荷时，座椅应必须承受以上载荷。座椅及座椅固定点必须能承受以上载荷；锁止机构不得打开；位移及角调节机构不得松脱。图4-1座椅总成静强度加载图4-2ECE-R17靠背静强度加载4.2.2轿车座椅的冲击强度轿车座椅冲击强度的研究主要是用实验与仿真分析相结合的方法。在轿车发生碰撞时，应能保护乘员的安全。轿车座椅的安全性研究始于上世纪五十年代，美国南加州大学最早招募志愿者进行了低速追尾碰撞试验，发现当时的低靠背座椅在碰撞事故中不能提供良好的支持，容易导致乘员的颈部受伤。此外研究人员还发现，座椅靠背向后的屈服变形有助于保持头、颈和躯干的对齐，可以减小乘员受伤害的程度，在中高等强度的追尾碰撞事故中，可能会导致靠背破坏，柔性靠背不能够为乘员提供有效的保护，因此需要提高座椅靠背的强度。现在汽车座椅的安全性研究主要集中在汽车追尾的乘员保护上，并逐渐形成了座椅设计中的柔性设计和刚性设计两种概念。 4.2.3轿车座椅的疲劳强度坐垫的疲劳寿命和骨架的疲劳强度是轿车座椅疲劳强度的两大方面。PatrickGlance于1986年提出了座椅软垫的简化模型，把坐垫划分成很多个高度与坐垫等厚的柱体单元，柱体在承受压力是不产生横向变形，柱体之间靠剪应力相互作用。这个模型不但可以用于坐垫的强度分析，还可以应用于体压分布计算。现在轿车座椅的疲劳强度分析主要还是以试验为主。4.2.4轿车座椅靠背的静强度分析由上文可知，靠背的材料选用的Q215A，定义的材料的机械特性如下表名称材料σs（MPa）σb（MPa）靠背Q215A215390对座椅靠背施加相对于座椅参考点R点，大小为530N·m的载荷，后靠背的应力分布情况如下 图4-3等效应力云图 图4-4位移显示图由图4-3的计算结果可知，靠背的最大应力值为202MPa，没有达到Q215A的屈服极限，即215Mpa。因此，靠背的机构形式与材料是满足相关标准对靠背静强度的要求的。由图4-4的计算结果可知，靠背的最大位移值为 0.67mm。靠背没有出现严重的变形。不影响其使用性能。由靠背骨架结构静态特性有限元仿真分析的结果来看，其整体结构及材料选择均基本满足法规和标准对其强度的要求。 结论本毕业设计对豪华轿车后排座椅的结构和性能进行了分析设计。为保证乘员乘坐时的安全性舒适性，将座椅的设计重点主要放在两方面因素:1.座椅与人体的尺寸和生理特征的匹配；2.座椅的骨架总成的结构形式、材料的选择和受力分析。从设计结果来看，设计的轿车座椅尺寸结构和功能可以基本满足日常使用的需要，安全性上可以满足相关的标准法规，因此本设计具有一定实际意义。另外通过这次毕业设计，对PRO/E,CAD软件有了更深层次的认识和了解，对于查阅和汲取相关材料也有了更为丰富的经验，这些对今后学习和工作必将有很大的积极作用。由于本人自身水平和时间的限制，设计中还有很多地方没有做到更好。座椅骨架的整体受力分析没有更进一步的研究。除此之外，还有一些与座椅相关的内容需要做更细致的研究，比如座椅的减震研究、座椅的美观设计，座椅坐垫的研究等等。 致谢时光飞逝，大学的学习生活很快就要过去了，在过去的学习生活中，收获了很多，而这些成绩的取得是和一直关心帮助我的人分不开的。 毕业设计已经收尾，我在西南交大峨眉校区的四年的学习生活即将结束。在这四年的时间里，我认识了很多同学、朋友、老师，这是我一辈子最大的财富。非常庆幸能在最好的年华里认识你们。在此，我特别要感谢我的指导老师杨大治老师在我做毕业设计过程中所提供的帮助。不管遇到什么设计难题，事无巨细他都费尽心血的给我提供了很多建议和帮助。没有杨老师的辛勤栽培、孜孜教诲，就没有我毕业设计的顺利完成。同时我还要感谢在我学习期间给我极大关心和支持的各位老师以及关心我的同学和朋友。后衷心感谢在百忙之中抽出时间参加答辩的各位专家、教授，谢谢你们。 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