【導讀】本設(shè)計要求學生能運用所學知識，獨立設(shè)計出適合豪華轎車使用的后排。通過本次畢業(yè)設(shè)計，要培養(yǎng)和鍛煉學生獨立工作、獨立思考和綜合運用。已學知識解決實際問題的能力，尤其注重培養(yǎng)學生的創(chuàng)新精神和實踐能力。另外，通過本次畢業(yè)設(shè)計，將使該生掌握撰寫畢業(yè)論文的一般步驟及其方法。而且培養(yǎng)學生和同學之間相互討論，相互學習的良好習慣。功能，完成對所得結(jié)構(gòu)參數(shù)的校核；、繪出后排座椅機構(gòu)總體裝配圖和零件圖；、完成畢業(yè)設(shè)計說明書的撰寫，不少于12020字。隨著國民經(jīng)濟的高速發(fā)展，轎車已成為當前非常重要的交通工具之一。轎車座椅是轎車的重要組成部分，它直接影響著人們對轎車的第一感。傳統(tǒng)手動調(diào)節(jié)的轎車座椅已不能滿足人民的期望。的情況下，初步確定了座椅的主要尺寸和重要結(jié)構(gòu)。調(diào)節(jié)機構(gòu)采用兩根鋼桿X形鉸接的形式。動力的傳遞也是采用螺桿傳動。力分析，保證座椅的安全性。

　　

【正文】 齒面間的相對滑動速度。而周轉(zhuǎn)輪系的轉(zhuǎn)化結(jié)構(gòu)和原周轉(zhuǎn)輪系相比，兩者的差別僅在于給整個機構(gòu)附加了一個公共的角速度。各對齒廓間的相對滑動速度沒有變，摩擦系數(shù)也不會發(fā)生變化。只要周轉(zhuǎn)輪系中作用的外力矩和其轉(zhuǎn)化機構(gòu)中所作用的外力矩相等，則齒面間的法向壓力也不會變。這說明只要使周轉(zhuǎn)輪系和其轉(zhuǎn)化機構(gòu)上作用有相同的外力矩，則由齒輪嚙合而引起的摩擦損耗功率不變。 現(xiàn)在以下 圖 325， 2KH行星輪系為例 說明。 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 24 頁 圖 325 2KH行星輪系 設(shè)中心輪 1和系桿 H為受有外力矩的兩個轉(zhuǎn)動構(gòu)件。中心輪 1 的角速 度為 ，作用于其上的外力矩為 ；系桿的角速度為 。則齒輪 1傳遞的功率為 = 在其轉(zhuǎn)化機構(gòu)中，因齒輪 1 的角速度為 ，所以在外力矩保持不變的情況下，齒輪 1 所傳遞的效率為 = （ ） 由（ a）式可知，當 ,即 或 時 ， 和 同號，這說明在行星輪系和其轉(zhuǎn)化機構(gòu)中，齒輪 1主動或被動地位不變， 即，若齒輪 1 在行星輪系中為主動輪，則其轉(zhuǎn)化機構(gòu)中認為主動輪，反之亦然。當 ，即時， 和 異號，這表明在行星輪系和其轉(zhuǎn)化機構(gòu)中，齒輪 1 的主從動地位發(fā)生變化，即假如齒輪 1 原位主動輪，則在轉(zhuǎn)化機構(gòu)中變成從動輪；反之亦然。 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 25 頁 下面分兩張情況討論。 (A)在行星輪系中，中心輪 1 為主動件，系桿 H 為從動 (a) 或 時，齒輪 1 在轉(zhuǎn)化機構(gòu)中認為主動件。此時，轉(zhuǎn)化機構(gòu)的輸入功率為 = （ ） 。用 表示其摩擦損耗功率，則轉(zhuǎn)化機構(gòu)的效率，所以： （ b） 在外力矩 相同的情況下上述轉(zhuǎn)化機構(gòu)中的摩擦損耗功率 即為行星輪系中的摩擦損耗功率。 行星輪系中主動中心輪 1輸入功率為 = ，所以當中心輪 1為主動，系桿H為從動是，輪系的功率為 把（ b）帶入上式中 （ b） 時，齒輪 1 在轉(zhuǎn)化機構(gòu)中變?yōu)閺膭虞?，此時在轉(zhuǎn)化機構(gòu)中從動輪 1 上的輸出功率為 = （ ），此時機構(gòu)的輸入功率等于輸出功率和摩擦損耗功率的和，所以轉(zhuǎn)化機構(gòu)的效率為 此時在轉(zhuǎn)化機構(gòu)中齒輪 1為輸出件， 和 方向相反，所以輸出功率 為負西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 26 頁 值，因此此時摩擦損耗功率 也為負值。由于效率計算公式中，摩擦損耗功率 均用其絕對值 ，所以要把上式 的負值改為正值 主動中心輪 1 的輸入功率為 = ，因此，此時行星輪系的效率依舊可以表示為 把（ c）式代入上式可得 (B)在行星輪系中，中心輪 1 為從動，系桿 H為主動 此時依舊有兩種可能的情況： (a) 或 時，齒輪 1 在轉(zhuǎn)化機構(gòu)中認為從動輪。由于在 轉(zhuǎn)化機構(gòu)中中心輪 1 為從動輪，所以可以按照第一大類中的第二種情況來算其摩擦損耗功率 因為在行星輪系中中心輪 1 是從動件，所以它的輸出功率為負值的= ，所以行星輪系的效率為 將（ d）式代入上式可得 (b) 時，齒輪 1 在轉(zhuǎn)化機構(gòu)中變成主動輪，因為齒輪 1 在轉(zhuǎn)化西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 27 頁 機構(gòu)中是主動輪，所以可以按照第一大類中情況 1開求其摩擦損耗功率 由于在此行星輪系中中心輪 1 為從動輪，所以其輸出功率為負值的= ，所以行星輪系的效率為 把（ e）式代入上式可得 綜合上面分析可知行星輪系的效率是其傳動比的函數(shù)，具體的計算公式因主動件的不同而異。計算式 一般取 。 本畢業(yè)設(shè)計中，其轉(zhuǎn)化機構(gòu)的傳動比 計算如下 由于 ， 可 得 由此得 當轉(zhuǎn)臂 H 為主動件時，由于 ，所以 此時 傳動效率 為正值，不會發(fā)生自鎖。 當 齒輪 a 為主動件時，由于 ，所以 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 28 頁 此時傳動效 率 為負值，輪系將發(fā)生自鎖。所以當靠背受到外力時，由于輪系的自鎖，靠背將不會發(fā)生轉(zhuǎn)動。 驅(qū)動電機的選型分析 電機采用永磁式雙向直流電機，通過改變電流方向，使某一電動機按所需的方向運轉(zhuǎn)，以達到調(diào)整座椅的目的。 (1) 座椅水平調(diào)節(jié)電機 假設(shè)人和電機總重量為 180KG，則滑槽內(nèi)滾珠上方所受壓力為 滾動摩擦系數(shù) μ = 則摩擦力 f可由下式求出 座椅水平調(diào)節(jié)速度 V= 所需水平電機的功率為 P 考慮到還有其他的摩擦損失 ，變速箱功率損失 以及螺桿傳遞的功率損失水平調(diào)節(jié)電機的 額定 功率取 4W，額定電壓為 12V，型號 F009。 (2) 座椅高度調(diào)節(jié)電機 圖 326 支撐桿受力圖 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 29 頁 由上文分析知 。座椅兩側(cè)對稱，所以電機推動支撐桿件運動的力綜合 。當支撐桿水平移動 時，座面調(diào)高了 100mm。所以當座面調(diào)高的速度為 時，支撐桿的速度 。 所以高度調(diào)節(jié)電機的功率 P 計算如下 由于螺桿傳遞減速箱和其他的功率損失，座椅高度調(diào)節(jié)電機的 額定 功率 可選100W，額定電壓為 12V，型號 F012。 (3) 座椅靠背調(diào)節(jié)電機 在 ECER17 中對靠背靜強度的規(guī)定是對座椅靠背施加相對于座椅參考點 R點，大小為 530N178。 m的載荷 。靠背角度調(diào)節(jié)速度為 ω 設(shè)靠背每天轉(zhuǎn) 18 則 靠背電機功率為 P 考慮到調(diào)角器和其他的功率損失，靠背調(diào)節(jié)電機 額定 功率可選 250W，額定電壓為 12V，型號為 F110。 豪華轎車后排座椅電路設(shè)計西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 30 頁 圖 327 座椅電路圖 以靠背電機的調(diào)節(jié)為例 如圖 327。當 開關(guān) 1 撥向左邊時，電流從電機左側(cè)流入，右 側(cè)流出，電機正轉(zhuǎn)，而當 開關(guān) 2撥向左邊時，電流從電機的右側(cè)流入，左側(cè)流出，電機反轉(zhuǎn)。這樣就可以實現(xiàn)電 機的正反轉(zhuǎn)從而調(diào)節(jié)靠背的角度。 高度調(diào)節(jié)電機和水平調(diào)節(jié)電機原理亦如上分析。 豪華轎車后排座椅的裝配過程 根據(jù)本章節(jié)的設(shè)計計算，利用 PRO/E 進行建模， 裝配過程如下： 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 31 頁 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 32 頁 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 33 頁 圖 328 座椅總成圖 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 34 頁 第 4 章 座椅骨架的強度分析 有限元分析在座椅安全方面的應用 研究汽車座椅安全性方面的方法很多。早期設(shè)計師們在實驗室中模擬汽車 的各種車況和碰撞等情況來分析座椅的安全性。雖然比較成功，也很靠譜，但是這樣的方法耗資巨大，實驗周期長，經(jīng)濟成本和時間成本都比較高。隨著計算機的蓬勃發(fā)張，有限元分析逐漸代替了傳統(tǒng)的實驗室分析。 最早采用的 座椅安全性研究 采用的方法 是 碰撞試驗 ，但是碰撞試驗 需要耗費太多的經(jīng)濟成本和時間成本，每一次修改設(shè)計的周期變得非常 長。 隨著計算機模擬計算的 高速應用和發(fā)展， 模擬計算方法逐步被設(shè)計人員重視 。 轎車座椅的強度要求 轎車對座椅的強度要求很高，它直接影響著乘員的安全。在轎車行駛過程中，車輛要經(jīng)歷各種復雜路況的考驗， 座椅也就受到很復雜的作用力。在急剎車以及發(fā)生碰撞時還有強烈的沖擊荷載。在轎車發(fā)生撞擊時，座椅受到?jīng)_擊荷載應不能發(fā)生嚴重的變形，甚至斷裂等情況。轎車座椅還必須要有足夠的使用壽命。 轎車 座椅的強度可分為靜強度，沖擊強度和疲勞強度。 座椅的靜強度是影響座椅安全性舒適性很重要的因素 。 轎車座椅的靜強度 美國是最早研究汽車被動安全性的國家。 對于座椅總成靜強度， FMVSS 207 中規(guī)定在座椅總成質(zhì)心處水平向前、向后對其施加 20 倍座椅總質(zhì)量的載荷時，座椅應能承受以上載荷。對于座椅總成， GB150831994 中規(guī)定 :通過座椅質(zhì)心 ,分別沿水平向前和向后各施加相當于座椅總成重量 20 倍的力，座椅總成與車身本體不得分離。對于可調(diào)式座椅，調(diào)節(jié)裝置在試驗中能使座椅保持原調(diào)節(jié)位置，在試驗后允許失去調(diào)節(jié)能力。 在 FMVSS207 法規(guī)中對靠背靜強度規(guī)定 中 ，對座椅靠背施加相對于座椅參考點西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 35 頁 R 點，大小為 372N178。 m 的載荷時，座椅應能承受以上載荷。其它法規(guī)規(guī)定雖然 與之有一定 差別，但中心思想是一致的；在 ECER17 中對靠背靜強度的規(guī)定是對座椅靠背施加相對于座椅參考點 R 點，大小為 530N178。 m 的載荷， 座椅必須 能承受以上載荷，試驗后及試驗中 ， 座 椅骨架、座椅固定點、調(diào)節(jié)系統(tǒng)、鎖止系統(tǒng)和位移系統(tǒng)不能 失效。我國也根據(jù)本國實際情況，制定了座椅靠背靜強度法規(guī)，在 GB150831994 中作了如下規(guī)定， 對座椅靠背施加相對于座椅參考點 R 點，大小為 373N178。 m的載荷時，座椅應必須承受以上載荷。座椅及座椅固定點必須 能承受以上載荷；鎖止機構(gòu)不得打開；位移及角調(diào)節(jié)機構(gòu)不得松脫。 圖 41 座椅總成靜強度加載 圖 42 ECER17 靠背靜強度加載 轎車座椅的沖擊強度 轎車座椅沖擊強度的研究主要是用實驗與仿真分析相結(jié)合的方法。在轎 車發(fā)生碰撞時，應能保護乘員的安全。轎 車 座椅 的 安全性研究始于上 世紀五十年代，美國南加州大學最早招募 志愿者進行了低速追尾碰撞試驗，發(fā)現(xiàn)當時的低靠背座椅在碰撞事故中不能提供 良好的支持，容易導致乘員的頸部受傷 。 此外 研究人員還發(fā)現(xiàn)，座椅靠背向后的屈服變形有助于保持頭、頸和軀干的對齊，可 以減小乘員受傷害的程度，在中 高 等強度的追尾碰撞事故中， 可能會導致靠背破壞， 柔性靠背不能夠 為乘員提供有效的保護，因此需要提高座椅靠背的強度 ?，F(xiàn)在 汽車座椅的安全性研究主要集中在汽車 追尾 的乘員保護上，并逐漸形成了座椅設(shè)計中的柔性設(shè)計和剛性設(shè)計 兩種概念。 西南交通大學本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 36 頁