《汽车座椅靠背、腿托调节装置的设计案例综述》5300字

汽车座椅靠背、腿托调节装置的设计案例综述目录TOC\o"1-2"\h\u11550汽车座椅靠背、腿托调节装置的设计案例综述 1294611.1汽车座椅靠背计算分析 1163061.1.1靠背受力情况 19631.1.2坐垫受力情况 2270161.1.3汽车座椅靠背的静强度分析 2213141.2调角器的设计计算 4292231.2.1设计内齿板和外齿板 5147641.2.2圆柱螺旋扭转弹簧的设计 733731.2.3内齿板拉伸弹簧的设计 1042071.3座椅铰链的设计 12229223.1.1固定式铰链的设计 12248403.1.2弹性铰链的设计 15204311.4腿托角度调节装置的设计 18109191.4.1标准直齿圆锥齿轮传动的设计 18163271.4.2螺旋传动的设计 21322201.4.3曲柄滑块机构的设计 2316365则 2426299所以 241.1汽车座椅靠背计算分析1.1.1靠背受力情况1．轿车匀加速行驶的过程中，我们假定车辆加速度大小为由动量定理：t加速到120km/h=（1.1）；；；则： （1.2）设此时人体与座椅靠背接触点距靠背转轴距离l=48mm，则轿车启动时人体对座椅靠背转轴产生的力矩：（1.3）2．轿车在定速行驶过程中，座椅倾斜角度最大达到60°，这种情况下根据Tekscan压力分布测试系统提供的数据，座椅承受来自人体的重量大约是60%，人体重量选取m=150kg来计算：（1.4）所以：（3.5）上述两种情况下，采用产生的较大力矩作为计算标准，提高座椅使用寿命，避免小概率事件发生导致座椅损坏。即：（3.6）（3.7）1.1.2坐垫受力情况人体全部重量在坐垫上时候，这个时候就是坐垫受到最大压力时于是同样按计算，即：查阅大量资料，我们决定为了提高座椅调整的流畅性和稳定性，机械结构采用齿轮和丝杠结合的原理【12】。动力传动方面：选用齿轮传动来提高使用寿命。座椅在使用过程中，靠背长短和座椅的倾斜角度没有什么必然联系。所以在设计座椅结构时，分为两大部分来设计。第一部分是靠背在一定范围内的旋转。第二部分是座椅前后移动和腿部支撑部分。1.1.3汽车座椅靠背的静强度分析经过上面的计算，查阅课本材料热处理与工艺，选择座椅靠背的材料为Q215A，该材料的机械特性如表1.1：表1.1Q215A的机械特性名称材料σσ靠背Q215A215335-450由图1.1的计算可以得出以下结果：靠背的最大应力值为202Mpa<215MPa,没有达到Q215A的屈服极限。所以汽车座椅靠背的材料和机构形式都满足对背靠静强度的相关标准要求。由图1.2的计算可以都出结论，座椅靠背的最大位移值为0.67mm。靠背没有发生任何的变形，因此，不会影响靠背的使用性能。

图1.1等效应力云图图3-2位移显示图该靠背的骨架结构经过静态特性有限元仿真分析的结果看出，选择的材料和整体结构都基本满足对靠背强度要求的法规和标准。1.2调角器的设计计算设计一个调角器来实现汽车座椅靠背的角度调节，如下图1.3：图1.3调角器内部结构图角度调节器是由内齿板和外齿板、活动块、平面涡卷弹簧、圆柱螺旋扭转弹簧、靠背联接板、座椅联接板还有手柄构成的。当手柄没有收到外部作用力时候内、外齿板相互结合，紧密结合挨一起。这样座椅的靠背就不会在车辆纵向范围内移动，及靠垫和坐垫是处于相对静止的位置。当扳手受到外力时候，手柄带动活动块旋转。当活动块旋转到一定角度后，在没有支撑力的内齿板尾部就与外齿板的啮合分离，驾驶者对座椅靠背产生向后的作用力时，靠背就会向后倾斜。当驾驶者感觉到合适位置时候就会停止。放调角器的设计中，需要对内外齿板、圆柱旋转扭转弹簧、平面涡卷弹簧做设计计算【13】。1.2.1设计内齿板和外齿板当乘坐者背部按照一定倾斜角度靠在靠垫上时，产生的支撑力矩主要由内外齿板啮合提供。所以设计重点就是对齿根弯曲疲劳强度和齿轮表面的接触疲劳强度进行设计【14】。这样就可以按照齿轮传动的原理进行设计。1．选择内齿板和外齿板的类型、精度的等级、适合的材料以及齿的数量1）选择直齿。2）内齿板和外齿板处于相对静止，所以选用第7级精度。3）材料选择。选择内齿板的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS硬度为，外齿板的材料为45钢（调质），硬度为240HBS【14）选外齿板的齿数为36。2．按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即(3.8)（1）确定公式内的各计算数值1）T=Tmaxn式中T2）齿宽系数Φ3）材料的弹性影响系数ZE4）内齿板的接触疲劳强度极限σHlim1=600Mpa（2）计算1）计算内外齿板分度圆直径dt，其中σ（1.10）2）计算齿宽。（1.11）3）计算齿宽与齿高之比。模数（1.12）齿高3．按齿根弯曲疲劳强度设计由式得弯曲强度的设计公式为（1.13）（1）确定公式内的各计算数值1）内齿板的弯曲疲劳强度极限；外齿板的弯曲疲劳强度极限2）齿形系数3）应力校正系数4）计算内外齿板的并加以比较。（1.14）（1.15）外齿板的数值大。（2）设计计算（1.16）模数1.515并就近圆整为标准值，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，（1.17）4．几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（1.18）（2）计算齿板宽度（1.19）取设计结果如下表1.2：表1.2内外齿板设计计算结果名称计算公式结果/mm模数m2外齿板分度圆直径d86齿板宽度B18齿顶圆直径90齿根圆直径d811.2.2圆柱螺旋扭转弹簧的设计设计NII型螺旋扭转弹簧。最大工作扭矩Tmax=7N⋅mm1．选择材料并确定其许用弯曲应力根据弹簧的工作情况，估取弹簧钢丝直径为3mm，取。则。2．选择旋绕比C并计算曲度系数K1选取C=4（1.20）3．根据强度条件计算弹簧钢丝直径（1.21）与原值d=4.5mm相差不大，由于计算结果相差不大可以使用。4．计算弹簧的基本几何参数（1.22）（1.23）（1.24）取间距δ（1.25）（1.26）5．按刚度条件计算弹簧的工作圈数查资料知，；，得（1.27）取（圈）6．计算弹簧的扭转刚度（1.28）7．计算因为所以（1.29）（1.30）8．计算自由高度取，则（1.31）9．计算弹簧丝展开长度L取QUOTELh=25mm，则由式得（1.32）计算结果如下表1.3：表1.3圆柱螺旋扭转弹簧设计计算结果名称计算公式结果/mm钢丝直径d4.5弹簧直径D18弹簧大径22.5弹簧小径11.4工作圈数n7.5圈自由高度42.5展开长度L448.91.2.3内齿板拉伸弹簧的设计设计一普通圆柱螺旋拉伸弹簧。已知该弹簧在一般载荷下工作，并要求中径，外径，弹簧在拉伸时，。1．根据弹簧工作条件选择材料并确定其许用应力因弹簧在一般条件下工作，可以按第III类弹簧来考虑。现选用碳素弹簧钢丝D级。并根据，估取弹簧钢丝直径为1.0mm，选，。2．根据强度条件计算弹簧钢丝直径现选取旋绕比QUOTEC=4（1.33）根据式得（1.34）改取，查得不变，故不变，取，，计算得，于是（1.35）上值与原估取值相近，取弹簧钢丝标准直径，这时，为标准值，则：（1.36）所得尺寸与要求相符，合适。3．根据刚度条件，计算弹簧圈数n弹簧刚度为（1.37）取QUOTEG=82Mpa（切变模量），则弹簧圈数n为（1.38）取圈。此时弹簧的刚度为（1.39）4．验算（1）极限工作应力QUOTE取QUOTEτlim=0.56σB，则（1.40）（2）极限工作载荷QUOTEFlim=πd3τlim8DK=3.14×0.计算结果如下表1.4：表1.4拉伸弹簧设计计算结果名称计算公式结果钢丝直径d0.5mm弹簧大径5.35mm弹簧刚度1.71N/mm圈数n3极限工作应力879.2Mpa极限工作载荷7.535N1.3座椅铰链的设计铰链一般分为明铰链和暗铰链两种。而暗铰链是汽车座椅上最常用的，根据铰链的结构形式分固定式铰链和弹性铰链两种。固定式铰链是用于座椅和车身的连接件，所以要考虑它的承受能力和易拆装等，因此主要对它的刚度和易拆装进行设计。弹性铰链是靠背和坐垫的连接件，由于每个驾驶者的身高和体重的不同，考虑驾驶时的舒适性，所以弹性铰链主要是对它的刚度、抗疲劳轻度等方面进行设计。3.1.1固定式铰链的设计1.有限元模型建立座椅铰链所用的材料为sphc，针对座椅铰链横向力和纵向力进行分析，计算出铰链的抗拉强度。2．边界条件在铰链安装孔约束123456自由度，过铰链旋转中心在铰链中间位置上施加横向力8890N（如图1.4），纵向力11110N计算铰链强度（图3.5）。图1.4座椅铰链横向加载模型图3.5座椅铰链纵向加载模型3．强度计算结果（1）横向8890N负荷工况图3.6横向8890N座椅铰链应力云图表3.5横向8890N铰链各零件应力云图铰链1铰链2销轴应力云图最大值157.573Mb194.613Mb42.552Mbδb350Mb350Mb350Mb（2）纵向11110N负荷工况图3.7纵向11110N座椅铰链应力云图表3.6纵向11110N铰链各零件应力云图铰链1铰链2销轴应力云图最大值290.600Mb232.783Mb44.000Mbδb350Mb350Mb350Mb4.分析结论座椅铰链所用的材料为sphc，其抗拉强度>350MPa。从分析中可以看出，最大应力均小于铰链的抗拉强度值，满足GB静态试验强度设计要求。3.1.2弹性铰链的设计弹性铰链应具有良好的变形可恢复性极高的疲劳强度，它是靠背和坐垫的连接件，组装图为（图3.8），因此需要刚度强的材料支撑所以选择铰链选Q235钢，弹簧材料选用65M铰链铰链图3.8汽车座椅铰链组装图铰链的UG建模通过对铰链的分析，然后对铰链进行UG建模。首先利用UG对铰链的零部件大致轮廓进行绘制，然后对其拉伸、边倒角、打孔等操作，得到想要的图形，如图3.9。图3.9铰链的零件图然后利用UG对这三个零部件进行约束组装，得到图1.10，再对其进行计算。图1.10铰链的组装图2．计算根据QUOTEd2≥QPπhΦ[p]来进行计算d2≥0.8QΦ[p]=0.8×882根据小径查国家标准得公称直径d=10mm和螺距P=2mm取3．耐磨性验算根据弹性铰链耐磨性校核公式p=QA验算：p=QPπd2hH故耐磨性足够。4．自锁性检验弹性铰链的自锁性校核用公式ψ≤则：ψ=arctanSπd2根据铰链材料查得f=ϕv=arctanfcos很显然ψ≤ϕ5．强度校核按σcaA=πd124WTWT=πd1T为铰链栓所受的扭矩：T=Qtan（ψ+ϕ所以：σ1.4腿托角度调节装置的设计1.4.1标准直齿圆锥齿轮传动的设计1．选择齿轮的材料和精度等级1）齿轮的材料均为45钢（调质），小齿轮齿的面硬度为250HBS，大齿轮齿面的硬度为220HBS。2）该齿轮的传动为一般传动，所以选取精度等级为8级。3）试选小齿轮的齿数zz2=uz2．按齿面接触疲劳强度设计1）试选载荷系数kt2）计算小齿轮传递的转矩：T2=T3）齿宽系数φR4）ZE5）标准直齿圆锥齿轮传动ZH6）查图得接触疲劳极限应力σHlim1=600Mpa7）按接触疲劳计算小齿轮的分度圆直径。8）计算载荷系数。齿轮的使用载荷系数状态以均匀平稳为依据，查表得Kdm1=d由图查得K取K两锥齿轮都悬臂，所以轴承系数K由公式得：KHβ=K所以接触强度载荷系数K=KAK9）校正直径d1=d1t3m=d1z取标准值m=4.510）计算齿轮的相关参数d1=mz1d2=mz2δ1=arccosuuδ2=90∘−R=d1u11）圆整并确定齿宽b=φRR=0.30×47.72圆整取3．校核齿根弯曲疲劳强度1）确定弯曲强度载荷系数K=KAK2）计算当量齿数Zr1=z1cosZ3）查表得：YFa1=2.91，YSa1=1.534）计算弯曲疲劳许用应力由图查得弯曲疲劳寿命系数：KFN1=0.92取安全系数S由图查得：σFN1=440确定许用弯曲应力：[σF]1=[σF]5）校核弯曲强度QUOTEσF1=2KT2YFa1YSa1bm满足弯曲强度，故所选参数合适。计算结果如下表3.7：表3.7标准直齿圆锥齿轮传动设计计算结果名称计算公式结果/mm齿数比u1模数m4.5小齿轮齿数15大齿轮齿数15小齿轮分度圆直径67.5大齿轮分度圆直径67.5锥距R47.72齿轮宽度b151.4.2螺旋传动的设计螺杆受轴向力Q1．螺杆Q235钢，螺母