【正文】 (5)其中， (6)3. 搖空程角的計(jì)算一個(gè)送進(jìn)運(yùn)動(dòng)過程中搖桿往復(fù)擺動(dòng)的最小角度與棘輪轉(zhuǎn)角之差稱為最小空程角[27]。通過對(duì)的計(jì)算不僅可確定搖桿應(yīng)有的最小擺角，并可估計(jì)當(dāng)用止回棘爪進(jìn)行單向定位防止棘輪逆轉(zhuǎn)時(shí)所能達(dá)到的精度要求。當(dāng)棘輪每次只轉(zhuǎn)過一個(gè)齒時(shí)，的計(jì)算如下：如圖38所示，若不考慮棘輪齒根圓角、齒頂圓角及棘爪頂部圓角時(shí)，應(yīng)為棘爪尖點(diǎn)從與棘輪齒頂A點(diǎn)接觸到與齒根E點(diǎn)接觸搖的角，即： (7)圖38 棘爪的確定若考慮棘輪齒根圓角齒頂圓角及棘爪頂部圓角，則搖桿的一個(gè)極限位置對(duì)應(yīng)于棘爪頂部圓弧與棘輪接觸于齒頂圓弧，如圖38所示虛線位置，此時(shí) (8)棘爪頂部進(jìn)入棘輪齒槽后(如圖26實(shí)線位置)對(duì)應(yīng)于空程結(jié)束時(shí)刻，棘爪頂部圓弧與齒槽相切于M、N兩點(diǎn)，故 (9)其中圖39 棘爪外形尺寸的確定為點(diǎn)至直線的距離，它可由下式求得為保證棘爪能順利進(jìn)入棘輪齒槽，搖桿擺角必須。4. 棘爪外形尺寸的確定如圖39所示，棘爪零件外形設(shè)計(jì)的關(guān)鍵是確定工作面的傾斜角及該面相對(duì)于棘爪轉(zhuǎn)動(dòng)中心的距離，而現(xiàn)有設(shè)計(jì)資料中均未提供確定、的方法和公式，從而給棘爪零件的精確設(shè)計(jì)帶來不便。由圖39可知，當(dāng)棘爪進(jìn)入棘輪齒槽兩者一起運(yùn)動(dòng)時(shí)，棘爪工作面理論上應(yīng)與棘輪對(duì)應(yīng)齒面完全貼合，故有： (10) (11)式中和均可由余弦定理求得。由、即可確定非工作面的傾斜角及位置。圖310 棘輪機(jī)構(gòu)5. 所設(shè)計(jì)的棘輪棘爪機(jī)構(gòu)的各項(xiàng)尺寸如下：棘輪：，，，輪轂直徑，面寬.棘爪：，,.6. 應(yīng)用SolidWorks軟件建模(圖310)。 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1. 選擇材料：軸的材料為選擇45號(hào)鋼, 調(diào)質(zhì)處理。2. 初步估定軸工作中承受扭轉(zhuǎn)和彎曲聯(lián)合作用，但以扭轉(zhuǎn)作用為主。所以按扭轉(zhuǎn)作用進(jìn)行近似計(jì)算，然后用增加安全系數(shù)以降低材料的許用應(yīng)力的方法彌補(bǔ)由于忽略彎曲作用所引起的誤差。軸受扭轉(zhuǎn)時(shí)的強(qiáng)度條件為：式中——截面上最大剪應(yīng)力，； ——軸傳遞的扭矩，； ——抗扭截面模量，； ——降低后的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力。對(duì)于實(shí)心圓截面軸 ；所以，初定軸的直徑。3. 考慮彎曲載荷一按彎扭聯(lián)合作用設(shè)計(jì)計(jì)算由于不規(guī)則運(yùn)動(dòng)，故軸徑向也受力，使在承擔(dān)扭矩的同時(shí)還承受彎矩作用。因此，軸的強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)綜合考慮這兩大應(yīng)力共同作用下的受力情況。彎曲載荷與軸徑形狀、段數(shù)、安裝位置以及有無擋板等因素有關(guān)，這些因素的綜合作用結(jié)果會(huì)引起不平衡的水力作用。應(yīng)力由下式計(jì)算:式中 ——剪切應(yīng)力，；——截面模量，；——等效力矩， ；——軸徑，；——扭矩，；——軸所承受的彎矩，；，——運(yùn)動(dòng)效應(yīng)系數(shù)；——功率，；——軸轉(zhuǎn)速，；——作用于軸上的徑向載荷。——徑向載荷作用點(diǎn)距支點(diǎn)的距離。通常，材料的許用剪應(yīng)力與材料的伸強(qiáng)度有如下關(guān)系:故軸的直徑為：4. 軸的剛度計(jì)算為避免轉(zhuǎn)動(dòng)攪拌軸產(chǎn)生過大的扭轉(zhuǎn)運(yùn)轉(zhuǎn)中產(chǎn)生振動(dòng)而造成軸封泄漏，應(yīng)限制 圖311 連接軸扭轉(zhuǎn)變形。工程上以單位長度扭轉(zhuǎn)角不超用扭轉(zhuǎn)角作為扭轉(zhuǎn)的剛度條件，即：式中——軸扭轉(zhuǎn)變形的扭轉(zhuǎn)角，；——彈性模量，；——軸截面的級(jí)慣性矩，；——許用扭轉(zhuǎn)角。5. 軸的尺寸參數(shù)：連接齒輪段軸徑，每過一個(gè)階梯軸徑變大。結(jié)手柄段為節(jié)省材料，不需要繼續(xù)加粗，因?yàn)樵O(shè)計(jì)此段軸徑為。6. 應(yīng)用SolidWorks軟件建模(圖311)。 凸輪的設(shè)計(jì)計(jì)算當(dāng)支撐元件伸出靠背過長是就要求其往回運(yùn)動(dòng)，但有棘爪的存在就限制了這一運(yùn)動(dòng)，為使棘爪能脫離棘輪而使棘輪反向轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，就需要有個(gè)機(jī)構(gòu)能夠頂開棘爪，使棘輪脫離棘爪的束縛，為此本文設(shè)計(jì)了凸輪機(jī)構(gòu)來實(shí)現(xiàn)這一功能。圖312 凸輪草圖從動(dòng)件的運(yùn)動(dòng)規(guī)律是根據(jù)從動(dòng)件要實(shí)現(xiàn)的工藝動(dòng)作要求決定的。有兩種情況。一種情況是從動(dòng)件的運(yùn)動(dòng)規(guī)律完全有機(jī)械工藝動(dòng)作要求決定，另一種情況是從動(dòng)件的工藝動(dòng)作對(duì)凸輪機(jī)構(gòu)只嚴(yán)格給出凸輪機(jī)構(gòu)各段轉(zhuǎn)角及行程，而要求設(shè)計(jì)者從已有的一些常用運(yùn)動(dòng)規(guī)律中選擇滿足工藝過程的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)要求的。本機(jī)構(gòu)由于設(shè)計(jì)凸輪所要達(dá)到的目的僅僅是單一的頂開棘爪，因而所設(shè)計(jì)的凸輪機(jī)構(gòu)只需要兩種工作狀態(tài)：一個(gè)是凸輪和棘爪接觸，另一個(gè)是不接觸；接觸時(shí)棘爪被頂開，而不接觸時(shí)棘爪由于彈簧的作用與棘輪保持接觸，以阻止棘輪反轉(zhuǎn)。本文設(shè)計(jì)的凸輪機(jī)構(gòu)比較簡單，草圖如圖312所示：當(dāng)凸輪轉(zhuǎn)到A點(diǎn)時(shí)，能夠與棘爪接觸從而頂開棘爪，使其與棘輪脫離，當(dāng)轉(zhuǎn)到B點(diǎn)時(shí)由于此段的半徑小，不能與棘爪接觸，因而不能頂開棘爪，也不能與棘輪脫離。凸輪的寬度為，另設(shè)計(jì)一段軸與凸輪連接，以便于控制，其尺寸大小在用軟件繪制時(shí)按比例給出，最后用SolidWorks軟件建造模型(圖313)。圖313 凸輪 各機(jī)構(gòu)的裝配按照各軸、齒輪齒條、棘輪機(jī)構(gòu)等個(gè)部分的尺寸大小設(shè)計(jì)了箱體，因該機(jī)構(gòu)需要放置在座椅靠背里面，其尺寸不能過大，結(jié)構(gòu)應(yīng)盡量緊湊(圖314)。配合時(shí)保證齒輪齒條嚴(yán)格按嚙合要點(diǎn)嚙合，棘輪與棘爪的接觸位置等等。本文所設(shè)計(jì)的機(jī)構(gòu)傳動(dòng)為：轉(zhuǎn)動(dòng)手柄，通過軸帶動(dòng)棘輪和齒輪，齒輪再通過其配合將齒條前后移動(dòng)，而齒條連接支撐部件，從而實(shí)現(xiàn)了腰部的支撐。最后在SolidWorks軟件中應(yīng)用裝配體的各種工具，建造裝配體模型(圖314)。圖314 腰部支撐機(jī)構(gòu)的裝配圖在圖314中1所示的小框?yàn)閮?nèi)部有一彈簧(圖315)，該彈簧的作用為：給棘爪一個(gè)面向棘輪輪心的彈力，使棘爪和棘輪在轉(zhuǎn)動(dòng)的每個(gè)時(shí)刻都保持接觸，以免在棘輪出現(xiàn)反轉(zhuǎn)時(shí)，棘爪不能很好的卡住棘輪。圖315 彈簧彈壓棘爪示意圖 座椅骨架的CAD設(shè)計(jì)材料：45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限為骨架的設(shè)計(jì)步驟為：先設(shè)計(jì)靠背兩側(cè)的骨架，尺寸盡量符合人體坐姿(圖316)，上面窄，下面寬，使安裝腰部支撐部件有個(gè)空余，各零件的連接大部分為焊接，可動(dòng)部分用連接軸的聯(lián)結(jié)。圖316 靠背兩側(cè)骨架拉簧：為了保障拉簧能夠可靠地工作，其材料除應(yīng)滿足具有較高的強(qiáng)度極限和屈服極限外，還必須具有較高的彈性極限、疲勞極限、沖擊韌性、塑性和良好的熱處理工藝性等[30]。圖317 碳素鋼絲直徑與強(qiáng)度的關(guān)系為保證拉簧有足夠的剛度，本結(jié)構(gòu)選用碳素鋼絲，由圖317鋼絲直徑和強(qiáng)度的關(guān)系，選用鋼絲直徑為，用3根同樣的拉簧支撐(如圖321)，均勻的排列在兩側(cè)骨架的中間。用SolidWorks軟件建造的彈簧模型(圖318)螺距為，圈數(shù)為35圈。圖318 拉簧(螺距10圈數(shù)35)下面介紹下腰部支撐部件在靠背上的定位：支撐部件中部有一孔，使之正好有軸穿過，如圖321中的1所示，這樣有了大致的定位，圖321中2所示的為腰部支撐部件和靠背的一側(cè)骨架用3個(gè)螺栓連接(圖319)，這樣既保證了其各個(gè)方向的定位，但僅靠這一點(diǎn)的定位完全達(dá)不到要求，為此，設(shè)計(jì)了在部件的下面設(shè)置一個(gè)墊片，墊片托住該部件，使之不能往下滑動(dòng)(圖320)。 圖319 螺栓連接座椅和腰部支撐機(jī)構(gòu)示意圖圖320 墊片位置及作用示意圖參考一些普通座椅的尺寸、外形等，用SolidWorks軟件建模，調(diào)整，設(shè)計(jì)出座椅的骨架(圖321)。圖321 座椅骨架第4章 關(guān)鍵部件的校核按Z1=20,圖41 調(diào)質(zhì)鋼和鑄鋼齒根彎曲疲勞極限由圖41,得由圖35，得Y=，Y=m=3mm5mm,故Y=Y=取Y=，S=計(jì)算許用彎曲應(yīng)力由圖34得由圖42得圖42 外齒輪盈利修正系數(shù)計(jì)算，因?yàn)?，取?jì)算尺根彎曲應(yīng)力 故安全。 也安全。經(jīng)過校核后用SolidWorks軟件建模，畫出齒輪齒條的模型(圖444)圖43 齒輪外形圖圖44 齒條外形圖 連接軸的校核圖45 軸的平面圖連接軸主要受到齒條和齒輪配合時(shí)給軸的彎矩和扭矩作用，因此校核時(shí)根據(jù)彎扭強(qiáng)度理論進(jìn)行校核。如圖45根據(jù)受力和其機(jī)構(gòu)分析可知截面A處受到的彎矩最大，而軸上各處的扭矩大小一樣，所以最危險(xiǎn)的截面為A截面，要校核軸的安全系數(shù)只要校核A截面的安全系數(shù)即可。圖46 軸的彎矩和扭矩圖齒輪傳遞給軸的扭轉(zhuǎn)力矩為：齒輪齒條配合時(shí)其產(chǎn)生的縱向擠壓力相對(duì)于后背對(duì)推桿的里來說很小，因此可以忽略不記，這里主要計(jì)算后背對(duì)軸產(chǎn)生的彎矩：做軸的扭矩和彎矩圖，如圖46。查表41得,查表42得。表41軸的常用材料及其主要機(jī)械性能[31]材料牌號(hào)熱處理毛坯直徑硬度用途45正火252413552571481969354應(yīng)用最廣正火回火100170217588294238138100300162217570285230133調(diào)質(zhì)2002172556373532681552169859表42軸的許用彎曲應(yīng)力[31]材料碳素鋼40013070405001707545600200955570023011065合金鋼80027013075900300140801000330150901200400180110鑄鋼40010050305001207040按第三強(qiáng)度理論進(jìn)行強(qiáng)度校核得：所以所設(shè)計(jì)的軸安全。第5章 經(jīng)濟(jì)性與環(huán)保性分析隨著經(jīng)濟(jì)的發(fā)展與社會(huì)的進(jìn)步，可持續(xù)發(fā)展的觀念已深入人心。如何提高汽車座椅研究過程的經(jīng)濟(jì)性也是本課題關(guān)注的方向之一。汽車乘坐舒適性研究的意義十分重大，在前面的章節(jié)中，我們已經(jīng)分析了這一點(diǎn)。在汽車開發(fā)過程中座椅的研究占有著不可忽視的地位。在對(duì)車輛座椅開發(fā)設(shè)計(jì)時(shí)，傳統(tǒng)的碰撞試驗(yàn)——設(shè)計(jì)改進(jìn)——再試驗(yàn)的方法正在逐步被計(jì)算機(jī)數(shù)值仿真方法所取代。使用模擬方法