《汽車座椅靠背、腿托調節(jié)裝置的設計案例綜述》5300字

汽車座椅靠背、腿托調節(jié)裝置的設計案例綜述目錄TOC\o"1-2"\h\u11550汽車座椅靠背、腿托調節(jié)裝置的設計案例綜述 1294611.1汽車座椅靠背計算分析 1163061.1.1靠背受力情況 19631.1.2坐墊受力情況 2270161.1.3汽車座椅靠背的靜強度分析 2213141.2調角器的設計計算 4292231.2.1設計內齒板和外齒板 5147641.2.2圓柱螺旋扭轉彈簧的設計 733731.2.3內齒板拉伸彈簧的設計 1042071.3座椅鉸鏈的設計 12229223.1.1固定式鉸鏈的設計 12248403.1.2彈性鉸鏈的設計 15204311.4腿托角度調節(jié)裝置的設計 18109191.4.1標準直齒圓錐齒輪傳動的設計 18163271.4.2螺旋傳動的設計 21322201.4.3曲柄滑塊機構的設計 2316365則 2426299所以 241.1汽車座椅靠背計算分析1.1.1靠背受力情況1．轎車勻加速行駛的過程中，我們假定車輛加速度大小為由動量定理：t加速到120km/h=（1.1）；；；則： （1.2）設此時人體與座椅靠背接觸點距靠背轉軸距離l=48mm，則轎車啟動時人體對座椅靠背轉軸產生的力矩：（1.3）2．轎車在定速行駛過程中，座椅傾斜角度最大達到60°，這種情況下根據Tekscan壓力分布測試系統(tǒng)提供的數據，座椅承受來自人體的重量大約是60%，人體重量選取m=150kg來計算：（1.4）所以：（3.5）上述兩種情況下，采用產生的較大力矩作為計算標準，提高座椅使用壽命，避免小概率事件發(fā)生導致座椅損壞。即：（3.6）（3.7）1.1.2坐墊受力情況人體全部重量在坐墊上時候，這個時候就是坐墊受到最大壓力時于是同樣按計算，即：查閱大量資料，我們決定為了提高座椅調整的流暢性和穩(wěn)定性，機械結構采用齒輪和絲杠結合的原理【12】。動力傳動方面：選用齒輪傳動來提高使用壽命。座椅在使用過程中，靠背長短和座椅的傾斜角度沒有什么必然聯系。所以在設計座椅結構時，分為兩大部分來設計。第一部分是靠背在一定范圍內的旋轉。第二部分是座椅前后移動和腿部支撐部分。1.1.3汽車座椅靠背的靜強度分析經過上面的計算，查閱課本材料熱處理與工藝，選擇座椅靠背的材料為Q215A，該材料的機械特性如表1.1：表1.1Q215A的機械特性名稱材料σσ靠背Q215A215335-450由圖1.1的計算可以得出以下結果：靠背的最大應力值為202Mpa<215MPa,沒有達到Q215A的屈服極限。所以汽車座椅靠背的材料和機構形式都滿足對背靠靜強度的相關標準要求。由圖1.2的計算可以都出結論，座椅靠背的最大位移值為0.67mm。靠背沒有發(fā)生任何的變形，因此，不會影響靠背的使用性能。

圖1.1等效應力云圖圖3-2位移顯示圖該靠背的骨架結構經過靜態(tài)特性有限元仿真分析的結果看出，選擇的材料和整體結構都基本滿足對靠背強度要求的法規(guī)和標準。1.2調角器的設計計算設計一個調角器來實現汽車座椅靠背的角度調節(jié)，如下圖1.3：圖1.3調角器內部結構圖角度調節(jié)器是由內齒板和外齒板、活動塊、平面渦卷彈簧、圓柱螺旋扭轉彈簧、靠背聯接板、座椅聯接板還有手柄構成的。當手柄沒有收到外部作用力時候內、外齒板相互結合，緊密結合挨一起。這樣座椅的靠背就不會在車輛縱向范圍內移動，及靠墊和坐墊是處于相對靜止的位置。當扳手受到外力時候，手柄帶動活動塊旋轉。當活動塊旋轉到一定角度后，在沒有支撐力的內齒板尾部就與外齒板的嚙合分離，駕駛者對座椅靠背產生向后的作用力時，靠背就會向后傾斜。當駕駛者感覺到合適位置時候就會停止。放調角器的設計中，需要對內外齒板、圓柱旋轉扭轉彈簧、平面渦卷彈簧做設計計算【13】。1.2.1設計內齒板和外齒板當乘坐者背部按照一定傾斜角度靠在靠墊上時，產生的支撐力矩主要由內外齒板嚙合提供。所以設計重點就是對齒根彎曲疲勞強度和齒輪表面的接觸疲勞強度進行設計【14】。這樣就可以按照齒輪傳動的原理進行設計。1．選擇內齒板和外齒板的類型、精度的等級、適合的材料以及齒的數量1）選擇直齒。2）內齒板和外齒板處于相對靜止，所以選用第7級精度。3）材料選擇。選擇內齒板的材料為40Cr（調質），硬度為280HBS硬度為，外齒板的材料為45鋼（調質），硬度為240HBS【14）選外齒板的齒數為36。2．按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式進行試算，即(3.8)（1）確定公式內的各計算數值1）T=Tmaxn式中T2）齒寬系數Φ3）材料的彈性影響系數ZE4）內齒板的接觸疲勞強度極限σHlim1=600Mpa（2）計算1）計算內外齒板分度圓直徑dt，其中σ（1.10）2）計算齒寬。（1.11）3）計算齒寬與齒高之比。模數（1.12）齒高3．按齒根彎曲疲勞強度設計由式得彎曲強度的設計公式為（1.13）（1）確定公式內的各計算數值1）內齒板的彎曲疲勞強度極限；外齒板的彎曲疲勞強度極限2）齒形系數3）應力校正系數4）計算內外齒板的并加以比較。（1.14）（1.15）外齒板的數值大。（2）設計計算（1.16）模數1.515并就近圓整為標準值，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，（1.17）4．幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑（1.18）（2）計算齒板寬度（1.19）取設計結果如下表1.2：表1.2內外齒板設計計算結果名稱計算公式結果/mm模數m2外齒板分度圓直徑d86齒板寬度B18齒頂圓直徑90齒根圓直徑d811.2.2圓柱螺旋扭轉彈簧的設計設計NII型螺旋扭轉彈簧。最大工作扭矩Tmax=7N?mm1．選擇材料并確定其許用彎曲應力根據彈簧的工作情況，估取彈簧鋼絲直徑為3mm，取。則。2．選擇旋繞比C并計算曲度系數K1選取C=4（1.20）3．根據強度條件計算彈簧鋼絲直徑（1.21）與原值d=4.5mm相差不大，由于計算結果相差不大可以使用。4．計算彈簧的基本幾何參數（1.22）（1.23）（1.24）取間距δ（1.25）（1.26）5．按剛度條件計算彈簧的工作圈數查資料知，；，得（1.27）取（圈）6．計算彈簧的扭轉剛度（1.28）7．計算因為所以（1.29）（1.30）8．計算自由高度取，則（1.31）9．計算彈簧絲展開長度L取QUOTELh=25mm，則由式得（1.32）計算結果如下表1.3：表1.3圓柱螺旋扭轉彈簧設計計算結果名稱計算公式結果/mm鋼絲直徑d4.5彈簧直徑D18彈簧大徑22.5彈簧小徑11.4工作圈數n7.5圈自由高度42.5展開長度L448.91.2.3內齒板拉伸彈簧的設計設計一普通圓柱螺旋拉伸彈簧。已知該彈簧在一般載荷下工作，并要求中徑，外徑，彈簧在拉伸時，。1．根據彈簧工作條件選擇材料并確定其許用應力因彈簧在一般條件下工作，可以按第III類彈簧來考慮?，F選用碳素彈簧鋼絲D級。并根據，估取彈簧鋼絲直徑為1.0mm，選，。2．根據強度條件計算彈簧鋼絲直徑現選取旋繞比QUOTEC=4（1.33）根據式得（1.34）改取，查得不變，故不變，取，，計算得，于是（1.35）上值與原估取值相近，取彈簧鋼絲標準直徑，這時，為標準值，則：（1.36）所得尺寸與要求相符，合適。3．根據剛度條件，計算彈簧圈數n彈簧剛度為（1.37）取QUOTEG=82Mpa（切變模量），則彈簧圈數n為（1.38）取圈。此時彈簧的剛度為（1.39）4．驗算（1）極限工作應力QUOTE取QUOTEτlim=0.56σB，則（1.40）（2）極限工作載荷QUOTEFlim=πd3τlim8DK=3.14×0.計算結果如下表1.4：表1.4拉伸彈簧設計計算結果名稱計算公式結果鋼絲直徑d0.5mm彈簧大徑5.35mm彈簧剛度1.71N/mm圈數n3極限工作應力879.2Mpa極限工作載荷7.535N1.3座椅鉸鏈的設計鉸鏈一般分為明鉸鏈和暗鉸鏈兩種。而暗鉸鏈是汽車座椅上最常用的，根據鉸鏈的結構形式分固定式鉸鏈和彈性鉸鏈兩種。固定式鉸鏈是用于座椅和車身的連接件，所以要考慮它的承受能力和易拆裝等，因此主要對它的剛度和易拆裝進行設計。彈性鉸鏈是靠背和坐墊的連接件，由于每個駕駛者的身高和體重的不同，考慮駕駛時的舒適性，所以彈性鉸鏈主要是對它的剛度、抗疲勞輕度等方面進行設計。3.1.1固定式鉸鏈的設計1.有限元模型建立座椅鉸鏈所用的材料為sphc，針對座椅鉸鏈橫向力和縱向力進行分析，計算出鉸鏈的抗拉強度。2．邊界條件在鉸鏈安裝孔約束123456自由度，過鉸鏈旋轉中心在鉸鏈中間位置上施加橫向力8890N（如圖1.4），縱向力11110N計算鉸鏈強度（圖3.5）。圖1.4座椅鉸鏈橫向加載模型圖3.5座椅鉸鏈縱向加載模型3．強度計算結果（1）橫向8890N負荷工況圖3.6橫向8890N座椅鉸鏈應力云圖表3.5橫向8890N鉸鏈各零件應力云圖鉸鏈1鉸鏈2銷軸應力云圖最大值157.573Mb194.613Mb42.552Mbδb350Mb350Mb350Mb（2）縱向11110N負荷工況圖3.7縱向11110N座椅鉸鏈應力云圖表3.6縱向11110N鉸鏈各零件應力云圖鉸鏈1鉸鏈2銷軸應力云圖最大值290.600Mb232.783Mb44.000Mbδb350Mb350Mb350Mb4.分析結論座椅鉸鏈所用的材料為sphc，其抗拉強度>350MPa。從分析中可以看出，最大應力均小于鉸鏈的抗拉強度值，滿足GB靜態(tài)試驗強度設計要求。3.1.2彈性鉸鏈的設計彈性鉸鏈應具有良好的變形可恢復性極高的疲勞強度，它是靠背和坐墊的連接件，組裝圖為（圖3.8），因此需要剛度強的材料支撐所以選擇鉸鏈選Q235鋼，彈簧材料選用65M鉸鏈鉸鏈圖3.8汽車座椅鉸鏈組裝圖鉸鏈的UG建模通過對鉸鏈的分析，然后對鉸鏈進行UG建模。首先利用UG對鉸鏈的零部件大致輪廓進行繪制，然后對其拉伸、邊倒角、打孔等操作，得到想要的圖形，如圖3.9。圖3.9鉸鏈的零件圖然后利用UG對這三個零部件進行約束組裝，得到圖1.10，再對其進行計算。圖1.10鉸鏈的組裝圖2．計算根據QUOTEd2≥QPπhΦ[p]來進行計算d2≥0.8QΦ[p]=0.8×882根據小徑查國家標準得公稱直徑d=10mm和螺距P=2mm取3．耐磨性驗算根據彈性鉸鏈耐磨性校核公式p=QA驗算：p=QPπd2hH故耐磨性足夠。4．自鎖性檢驗彈性鉸鏈的自鎖性校核用公式ψ≤則：ψ=arctanSπd2根據鉸鏈材料查得f=?v=arctanfcos很顯然ψ≤?5．強度校核按σcaA=πd124WTWT=πd1T為鉸鏈栓所受的扭矩：T=Qtan（ψ+?所以：σ1.4腿托角度調節(jié)裝置的設計1.4.1標準直齒圓錐齒輪傳動的設計1．選擇齒輪的材料和精度等級1）齒輪的材料均為45鋼（調質），小齒輪齒的面硬度為250HBS，大齒輪齒面的硬度為220HBS。2）該齒輪的傳動為一般傳動，所以選取精度等級為8級。3）試選小齒輪的齒數zz2=uz2．按齒面接觸疲勞強度設計1）試選載荷系數kt2）計算小齒輪傳遞的轉矩：T2=T3）齒寬系數φR4）ZE5）標準直齒圓錐齒輪傳動ZH6）查圖得接觸疲勞極限應力σHlim1=600Mpa7）按接觸疲勞計算小齒輪的分度圓直徑。8）計算載荷系數。齒輪的使用載荷系數狀態(tài)以均勻平穩(wěn)為依據，查表得Kdm1=d由圖查得K取K兩錐齒輪都懸臂，所以軸承系數K由公式得：KHβ=K所以接觸強度載荷系數K=KAK9）校正直徑d1=d1t3m=d1z取標準值m=4.510）計算齒輪的相關參數d1=mz1d2=mz2δ1=arccosuuδ2=90°?R=d1u11）圓整并確定齒寬b=φRR=0.30×47.72圓整取3．校核齒根彎曲疲勞強度1）確定彎曲強度載荷系數K=KAK2）計算當量齒數Zr1=z1cosZ3）查表得：YFa1=2.91，YSa1=1.534）計算彎曲疲勞許用應力由圖查得彎曲疲勞壽命系數：KFN1=0.92取安全系數S由圖查得：σFN1=440確定許用彎曲應力：[σF]1=[σF]5）校核彎曲強度QUOTEσF1=2KT2YFa1YSa1bm滿足彎曲強度，故所選參數合適。計算結果如下表3.7：表3.7標準直齒圓錐齒輪傳動設計計算結果名稱計算公式結果/mm齒數比u1模數m4.5小齒輪齒數15大齒輪齒數15小齒輪分度圓直徑67.5大齒輪分度圓直徑67.5錐距R47.72齒輪寬度b151.4.2螺旋傳動的設計螺桿受軸向力Q1．螺桿Q235鋼，螺母