【正文】 現(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(hù)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。轎 車 座椅 的 安全性研究始于上 世紀(jì)五十年代，美國南加州大學(xué)最早招募 志愿者進(jìn)行了低速追尾碰撞試驗，發(fā)現(xiàn)當(dāng)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(dǎo)致乘員的頸部受傷 。 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。 m的載荷時，座椅應(yīng)必須承受以上載荷。 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。 m 的載荷時，座椅應(yīng)能承受以上載荷。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。 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(yīng)能承受以上載荷。 座椅的靜強度是影響座椅安全性舒適性很重要的因素 。轎車座椅還必須要有足夠的使用壽命。在急剎車以及發(fā)生碰撞時還有強烈的沖擊荷載。 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。 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(jì)成本和時間成本，每一次修改設(shè)計的周期變得非常 長。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(jì)成本和時間成本都比較高。 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(jìn)行建模， 裝配過程如下： 西南交通大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 31 頁 西南交通大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 32 頁 西南交通大學(xué)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(xué)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(yīng)用 研究汽車座椅安全性方面的方法很多。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。 豪華轎車后排座椅電路設(shè)計西南交通大學(xué)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。 m的載荷 。 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。當(dāng)支撐桿水平移動 時，座面調(diào)高了 100mm。 (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(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 29 頁 由上文分析知 。 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(dá)到調(diào)整座椅的目的。 當(dāng) 齒輪 a 為主動件時，由于 ，所以 西南交通大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 28 頁 此時傳動效 率 為負(fù)值，輪系將發(fā)生自鎖。計算式 一般取 。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(fù)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(rèn)為從動輪。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。 (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(rèn)為主動件。當(dāng) ，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。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 。 現(xiàn)在以下 圖 325， 2KH行星輪系為例 說明。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。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。 把上式推廣到一般形式，設(shè)輪系中任意兩輪 k的轉(zhuǎn)速分別為 , 則其在轉(zhuǎn)化機構(gòu)中傳動比 為 其中， m 為周轉(zhuǎn)輪系中從動輪 1到 k之間外嚙合齒輪的對數(shù)。在周轉(zhuǎn)輪系中各構(gòu)件相對于轉(zhuǎn)臂 H 的轉(zhuǎn)速見 表 324： 表 324 構(gòu)件轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)化表 構(gòu)件 原轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)化機構(gòu)中轉(zhuǎn)速 1 = 2 = 3 = H = =0 此時就可以用定軸輪系的公式來計算周轉(zhuǎn)輪系的傳動比，輪系的轉(zhuǎn)化機構(gòu)傳動比的計算公式： 表示轉(zhuǎn)化機構(gòu)的傳動比。 圖 323 定軸輪系傳動簡圖 由相對運動可知，將周轉(zhuǎn)輪系的每個構(gòu)件加一個公共轉(zhuǎn)速 后，輪系中的各個構(gòu)件的相對運動規(guī)律并未改變。為此，假想將每個構(gòu)件加一個和轉(zhuǎn)臂 H的轉(zhuǎn)速 大小相等方向相反的公共轉(zhuǎn)速 ，此時，轉(zhuǎn)臂 H的轉(zhuǎn)速為 =0，轉(zhuǎn)臂靜止不動，周轉(zhuǎn)輪系即變成定軸輪系。設(shè)輪系中各齒輪及轉(zhuǎn)臂的轉(zhuǎn)速分別為 。 這種方法的基本思想是：假想把周轉(zhuǎn)輪系轉(zhuǎn)化成一個虛擬的定軸輪系，借用定軸輪系的傳動比計算公式來求解周轉(zhuǎn)輪系中有關(guān)構(gòu)件的轉(zhuǎn)速和傳動比。 2． 調(diào)角器的自鎖性分析 （ 1）平面周轉(zhuǎn)輪系的傳動比的計算 平面周轉(zhuǎn)輪系的傳動比計算不同于定軸輪系。 轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)臂 H時，雙聯(lián)行星輪隨之轉(zhuǎn)動，從而 使定軸齒輪 a轉(zhuǎn)動，帶動靠背轉(zhuǎn)動。 g1g2 為雙聯(lián)行星齒輪， H西南交通大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 22 頁 為轉(zhuǎn)臂。 圖 322是調(diào)角器的傳動簡圖： 圖 322 調(diào)角器傳動簡圖 =20， =19， =24， =25。其中，外側(cè)上板焊接與靠背側(cè)板下端，外側(cè)下板用螺栓螺母固定于底座側(cè)板。 靠背角度調(diào)節(jié)機構(gòu)的原理及自鎖 性 分析 1． 靠背角度調(diào)節(jié)機構(gòu)的原理 本畢業(yè)設(shè)計中調(diào)角器采用 2KH型 一齒差行星傳動的形式。 圖 321 支撐桿截面 其中， b=， h=。 圖 318 支撐桿件的剪力圖 319 圖 320。 圖 317 單個支撐桿受力圖 西南交通大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 19 頁 與桿件的夾角 α = 由受力平衡可得 由力矩平衡可得 由上文分析可知 ， 。 西南交通大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 18 頁 圖 315 高度調(diào)節(jié)簡化圖 兩根 X形桿件受到座面?zhèn)劝褰o的豎直向下的力，當(dāng)座面出于最 低端時，桿件受力最大， 去座面在最低端時做受力分析，整體受力圖如圖 316。此時，支撐桿高度為 BD。 BC= = =80mm 當(dāng)座椅座面最高時，支撐桿 AC滑動到 ED位置。 支撐桿長度為 。 圖 313 高度調(diào)節(jié)機構(gòu) 圖 西南交通大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 17 頁 圖 314 高度調(diào)節(jié)機構(gòu)局部視圖 （ 2）調(diào)節(jié)范圍 和 X形桿件受力 的計算 為了計算的方便，這里把支撐桿簡化成直線。螺桿 傳動具有自鎖性，同理，高度調(diào)節(jié)機構(gòu)亦不需要額外的鎖止機構(gòu)。桿件一端上下分別和側(cè)板以及滑槽支撐板相鉸接。 圖 311 前后調(diào)節(jié)機構(gòu) 圖 圖 312 局部視圖 西南交通大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 16 頁 高度調(diào)節(jié)機構(gòu)的原理和相關(guān)計算 （ 1）高度調(diào)節(jié)機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式和工作原理 高度調(diào)節(jié)機構(gòu)的材料用 45號 鋼 。 前后調(diào)節(jié)范圍為 0~177。螺桿本身是有自鎖功能的，所以豎直支撐板不需要額外的鎖止機構(gòu)。導(dǎo)軌內(nèi)開有兩段圓弧槽，里面有球體滾珠，以減小豎直支撐板滑動時的摩擦力。 豪華轎車后排座椅調(diào)節(jié)機構(gòu)的設(shè)計和計算 前后調(diào)節(jié)機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計 前后調(diào)節(jié)機構(gòu)的材料選用 Q275 鋼 前后調(diào)節(jié)機構(gòu)是一種水平調(diào)節(jié)。 西南交通大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 14 頁 圖 310 截面圖 其中 b=， h=。彎矩圖如下 。 圖 38 側(cè)板剪力圖 座面?zhèn)劝逯虚g處 彎矩圖 最大。 座面某一側(cè)側(cè)板 受力圖如圖 37。 圖 35,圖 36 是側(cè)板出去海綿蒙皮后的尺寸。側(cè)板下面與座椅高度調(diào)節(jié)機構(gòu)相連接。 圖 34 彎矩圖 （ b）、座椅底座側(cè)板的機構(gòu)尺寸 及力學(xué)分析 座椅底座側(cè)板通過調(diào)角器和靠背相連。 當(dāng) α = 時， 座椅靠背的剪力圖如圖 33。同時， β 角度變大， 變小，所以 減小。 圖 32靠背受力分析 =97mm， =135mm， =311mm。 假設(shè)人體背部作用于靠背的力集中于靠背中央。 m的載荷，座椅應(yīng)能承受以上載荷，試驗后及試驗中，座椅骨架、座西南交通大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 10 頁 椅固定點及位移系統(tǒng)、調(diào)節(jié)系統(tǒng)或鎖止系統(tǒng)不得失效 ?？勘巢捎?Q215A 沖壓薄板。根據(jù)轎車的生產(chǎn)成本和設(shè)備能力，本設(shè)計選鋼制沖壓骨架。 西南交通大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文） 第 9 頁